挖机分析

挖机分析 挖掘机小臂研制及应用 1前言 挖掘机，又称挖掘机械，是用铲斗挖掘高于或低于承机面的物料，并装入运输车辆或卸至堆料场的机械。利勃海尔挖掘机是挖掘机械中最重要的成员之一，以其起重能力强、挖掘力大、斗容大以及作业速度快等特点在行业中占据了重要地位。也是我公司托管的环业用于挖掘炼铁、炼钢渣罐的主要挖掘机械。由于在高温、高强度等恶劣环境作业，以及频繁的挖、抓渣罐里残留的铁渣，以致挖掘的小臂频频受到强大的冲击力作用，导致使用寿命大幅降低(平均使用寿命为3年)。 目前挖掘机小臂等备品备件是由其统一的供应商专供，处于垄断行情，其市场价格比较高(利勃海尔挖掘机小臂22万元/件)，同时在价格、交货期、规格质量上等都受制于人。因而造成了我公司托管的环业挖掘机维修维护费用过高，导致该业务的盈利空间极小。 因此，为了降低挖掘机维修维护成本，满足现场备品备件实际需求，结合我公司的机械加工能力，自主创新，测绘研究，设计转化，制造出能满足使用要求的挖掘机小臂，实现其国产化。 以往挖掘机的新产品开发过程都是先进行前期设计，设计完成后再进行样机试制，然后经过现场挖掘试验或强度测试，采用发现问—改进—试验—再修改的办法，反复重复以上过程直到满足设计要求后，再批量投产。这种开发过程的周期长、风险大、成本高。对于以绘类为主的新产品开发，强度计算如果仍采用材料力学方法，在对挖掘机结构件应力分布缺乏定量了解的情况下完成挖掘机小臂的设计，则设计的结果很难满足实际的要求。并且挖掘机作业时，小臂上承受的外载荷非常复杂，一次循环工况小臂受力变化很大，传统的材料力学分析或方法难以满足设计上的需要。所以非常有必要将现代设计方法和有限元方法应用于挖掘机小臂的结构设计和性能分析，以提高我公司设计的替代挖掘机小臂的可靠性。从功能、效果上接近、达到甚至超过原设计件的性能。 2 小臂的受力分析 由于挖掘机主要工作在反铲状态，因此，本文重点分析挖掘机反铲工作时的受力情况。 挖掘机反铲工作时，其各装置的结构应力一般是按照经验工况来计算构件的载荷，然后进行负载分析。然而在实际工作中，反铲工作时小臂钢结构出现失效时刻，挖掘位置往往不在这些经验工况，并且挖掘机操作人员在挖掘过程中经常 将小臂液压缸和铲斗油液压缸同时作为主动缸来进行复合挖掘，掘姿态多种多样，这就可能使小臂工作时比经验工况的受力更恶劣。当液压挖掘机进行复合挖掘且小臂液压缸和铲斗液压缸的主动力都能得到充分发挥，即它们同时达到系统压力，因此复合挖掘力对小臂等工作装置结构所产生的应力有可能比小臂缸或铲斗缸单独动作时所产生的应力大。 2.1 反铲作业时的运动分析 由于复合挖掘是对挖掘的整个范围进行分析，则须对反铲工作进行运动分析，以求出任意挖掘工况对应各部件的相对位置，及相应的位置坐标。 LL反铲工作时的几何位置取决于大臂液压缸的长度、小臂液压缸的长度12 LLLL和铲斗液压缸的长度，当、和为某一组确定值时反铲工作就相应处于3123 一个确定的挖掘姿势。如图示建立平面直角坐标系，使x轴与地平面重合，y轴与 XY,LLL挖掘机回转中心线重合。斗齿尖V的坐标值示为()，当、和为一VV123 LL组定值时只有一组XV和YV值与其对应，反之对于XV和YV的一组值却有许多组、12L和值与其对应。 3 图1 液压挖掘机结构简图 图中:1 大臂液压缸 2 大臂 3 小臂液压缸 4 小臂 5 铲斗液压缸 6 铲斗 7 连杆机构 2.1.1 大臂的运动分析 1)大臂瞬时转角θ1及F点的坐标 图2 大臂瞬时转角简图 在图2中的?ABC中，根据余弦定理知: 222 ，,，,,,ACBllLllarccos[()/(2)]CACBCBCA1 ，,，,BCUACB,α 11 ,大臂相对水平线瞬时转角为: 1 ,,,，,，,FCUBCU (1.1) 12 ,,式中，分别为大臂回转平台的已知参数。 211 ,当F点在水平线CU之上时为正，否则为负。 1 F点的坐标为: XLX,，，cos(), FC11 YLY,，，sin(), (1.2) FC11 XY式中，、为大臂根部铰点坐标。 CC X,YL由上面的推导可知:和(,)是的函数。 1FF1 e2)大臂液压缸对于铰点C的作用力臂 1在图2中的?中，可得: ABC LLACB，，，sin()CACB (1.3) e,1L1 eeL,L是的函数，当BA垂直于CA时，大臂液压缸有最大作用力臂。 111maxCA 小臂运动分析 2.1.2 LL小臂上各点的坐标是和的函数。小臂机构与大臂机构性质类似，他们12 都是曲柄滑块结构。 图3 小臂瞬时转角简图 ,1)求小臂的瞬时转角(小臂铰点F、Q连线与大臂铰点C、F连线的瞬时夹角) 2 以图3中的三角形DEF为研究对象，根据余弦定理知: 222 ，,，,,,DFELLLllarccos[()/(2)]DFEFDFEF2 ,小臂瞬时转角为: 2 ,,,,,，,，,，,,，CFDEFGGFNDFE (1.4) 28 ，，，CFDEFGGFN,,,,式中为可直接通过小臂结构参数进行推到计算。 8 ,当Q点在CF之上时为正，反之为负。 2 小臂挖掘切削行程长，在挖掘过程中，认为切土厚度为常数，通常取小臂挖掘中 0050,80,的总转角为()。 2 则Q点的坐标为: XLX,，，cos(),QF22 (1.5) YLX,，，sin(),QF22 将式1.2代入1.5得 XLLX,，，，，，cos()cos(),,,QC11212 (1.6) YLLX,，，，，，sin()sin(),,,QC11212 (,)XY,L,,由上面的推导可知:是的函数，是和的函数:小臂上的各铰点QQ2212 ,,相对于小臂都是固定的，也都是和的函数。 12 e2)小臂液压缸作用力对于F点的作用力臂 2 在图3中的三角形DEF中，由面积可得: ellDFEL,，，，sin()/ (1.7) 22DFEF 0el,小臂液压缸最大作用力臂,此时。 ，,DEF902maxEF 2.1.3 铲斗及连杆机构的运动分析 如图4所示，将铲斗和连杆机构作为研究对象，分析其运动情况。 图4 铲斗瞬时转角及连杆机构传动比计算简图 L首先分析连杆机构的运动情况，当给定了铲斗液压缸长度，由原始参数及推3导参数出发，利用几何关系可依次求得以下参数: 222 ,,，,，,,,MGNLLLllarccos[()/(2)]GNMNGN3033 222 ,,，,，,,,GNMLLLllarccos[()/(2)]MNGNMNGN313 222 ,,，,，,,,MHNLLLllarccos[()/(2)]MNHNMHMNHN32 ,,,,,,,,，,，，,,,HNQ 337853231 22lllll,，,,,,2cos(), HQHNNQHNNQ33 222 ,,，,，,,,HQNLLLllarccos[()/(2)]HQNQHNHQNQ34 222 ,,，,，,,,HQKLLLllarccos[()/(2)]HQKQHKHQKQ35 222 ,,，,，,,,HKQLLLllarccos[()/(2)]KQHKHQKQHK36 22lllll,，,,,,，2cos(),, NKNQKQNQKQ3435 222 ,,，,，,,,NHKLLLllarccos[()/(2)]NHHKNKNHHK37 ,,,,,式中为已知参数。 578 lMNH,,，,0,0,该机构可视为一带滑块的四连杆机构，当H、M点重合时，;MH32 l,0当H、M点不重合时，。由于利波海尔实际机构中H与M重合的情况，因此MH lMNH,,，,0,0,有成立。 MH32 e1)铲斗连杆机构的传动比i和铲斗缸对Q的当量作用力臂的计算 3 如图4所示，为了求i首先要求以下作用力臂: 铲斗液压缸对N点的作用力臂为 rl,，sin(), (1.8) 130GN 连杆HK对N点作用力臂为 rl,，sin(), (1.9) 237HN 连杆HK对Q点的作用力臂为 rl,，sin(), (1.10) 336QK e由力矩平衡方程得到铲斗连杆机构的总传动比i和铲斗缸的当量作用力臂 3 ll，，，sin()sin(),,rr，GNQK303613 (1.11) i,,rlll，，sin(),237QVQVHN eil,, (1.12) 3QV ierrr,,,,L显然都是的一元函数。 31233 ,2)铲斗相对于小臂的瞬时转角 3 由图4可得出铲斗瞬时位置转角为: ,,,,,,,,，,，HQNHQK (1.13) 3710 ,,,式中为已知的结构参数。 710 ,当V点在FQ之上时为正，否则为负。 3 2.2 小臂各铰点的受力分析 下面求解小臂各铰点作用力的大小和方向。如图5所示。取小臂和铲斗为研究对象，小臂缸、铲斗缸及连杆机构各构件均可视为二力杆单元，任意工况的的切 F向挖掘力为,那么就可以计算小臂上各铰点力。 W, 1)铰点E小臂油缸作用力及方向 F由F点力矩平衡方程可以反求小臂液压缸的推力 2 FDGRGRGR,,，,，,()WFFFF,335566 F, (2.1) 2e2 铰点E作用力方向为小臂油缸与水平方向的夹角，可由函数表示。 ,()DE 图5 小臂液压缸挖掘时所决定的复合挖掘力计算简图 2)铰点G的作用力及方向 F由Q点力矩平衡方程可以反求铲斗缸的主动作用力: 3 FLGRGR,,,，,()WQVQQ,3366 (2.2) F,3e3 F同理，铰点G处作用力大小为，其与水平方向的夹角为;该力对铰点M,()GM3 作用力与水平方向的夹角为。 ,()MG F3)连杆MK受力 MK FLGR,,,WQVQ,33 (2.3) F,MKr3 r式中为连杆MK对Q点的作用力与水平方向的夹角,对铰点K作用力与水,()KM3 平方向的夹角为，它们相差。 ,()MK, 4)摇杆MN对铰点N点的作用力及方向 图6 铰点M受力简图 图7 铰点Q受力简图 所示，由对M点的力平衡方程得: 如图7 FFGMNFKMN,,，，,，coscos (2.4) NKM2 式中:; ，,,GMNGMNM与的夹角 ,可由反三角函数求出; ，,,KMNKMNM与的夹角 FF,,与 的大小相等。 KMMK 铰点N的作用力与水平方向的夹角为 。 ,()NM 5)求小臂与铲斗的连接铰点Q的受力 以铲斗为独立的研究对象如图7所示，分别在x和y方向由力平衡方程可得: ,, FFFFMK,,，，，,,，，，，,cos()sin()cos(()),,,,,,,QxWWnMK,12312322 ,,(2.5) FFFFMK,,，，，,,，，，，,sin()cos()sin(()),,,,,,,QyWWnMK,12312322 FF,,,式中: WnW, 6)计算铰点F的受力 取铲斗和小臂作为一个整体来进行分析，其外力为各构件的重力和复合挖掘 FF和力如图8所示，由平衡方程可以求出F点作用力在x和y方向上的分力。 FxFy 图8 小臂液压缸主动挖掘时所决定的复合挖掘力计算简图 ,, FFFFDE,,，，，,,，，，，,cos()sin()cos(()),,,,,,,FxWWn,123123222 ,,FFFFDE,,，，，,,，，，，,,cos()cos()sin(())...,,,,,,,FxWWnMK,123123(2.6) 22 ()GGGG，，，2356 3 工作装置的典型工况分析 典型工况的选择是对结构进行性能分析的基础。典型工况是确定关键参数，计算载荷的基础，是对结构进行设计分析的重要依据。 典型工况的具体分析说明如下: 工况l 大臂油缸、小臂油缸作用力臂最大，F、Q和v三点共线,该位置大臂油缸和小臂油缸作用力臂最大，铲斗齿尖、小臂与铲斗铰接点和小臂与大臂铰接点共线时的状态，如图3.1所示。 图9 大臂缸和小臂缸力臂最大，F，Q，V三点共线状态 工况2 大臂油缸和小臂油缸作用力臂最大，铲斗油缸以最大当量力臂工作,该位置是大臂油缸和小臂油缸的作用力臂最大，铲斗油缸的当量力臂最大时的工作状态，如图10所示。 图10 大臂缸和小臂缸力臂最大，铲斗当量力臂最大状态 工况3 大臂和小臂受力最大时的状态 该位置出现在大臂油缸全缩，铲斗齿尖、小臂与铲斗铰接点和小臂与小臂油缸铰接点共线，小臂油缸作用力臂最大处，如图11所示。 该位置大臂和小臂将受到最大的力矩作用，是大臂和小臂出现失效的危险工况。挖掘力相同时，大臂和小臂承受的作用力最大。对该位置进行动静态强度分析是检验大臂和小臂最大变形和受力的最佳位置，从而可以得出其失效原因。 图11 大臂和小臂受力最大的状态 工况4 最高卸载状态 液压挖掘机处于该位置时，小臂油缸和大臂油缸全缩，铲斗处于垂直工作地平面向下位置，如图12所示(该状态工作装置先满斗上升，到卸载位置时卸载，目的是使装载车能装载尽可能多的物料。该状态是检验工装受到冲击时响应，计算和检验工装动强度和应力的较好状态，也是检验挖掘机是否发生共振的一个重要状态。 图12 最高卸载状态 工况5 停机面最大挖掘半径状态 最大挖掘半径是挖掘机设计中对挖掘能力评价主要指标之一，它决定挖掘机的挖掘范围。挖掘机处于该状态时，小臂油缸全缩，小臂与小臂油缸铰接点、小臂与铲斗铰接点以及铲斗齿尖处于共线位置，且通过调整大臂油缸使铲斗齿尖为于地面上，如图13所示。 液压挖掘机处于该状态，工作装置下落将使挖掘机产生较大的冲击力，挖掘时将受到较大的土壤阻力。 图13 停机面最大挖掘半径状态 工况6 最深挖掘位置处的状态 最深挖掘位置处状态出现在大臂油缸全缩，小臂与铲斗铰接点、小臂与小臂油缸铰点和铲斗齿尖共线并垂直于挖掘平面时，如图14所示。挖掘机处于该状 态时，铲斗中物料较多，挖掘阻力较大，铲斗、小臂和大臂都承受着较大的力作用。 14 最深挖掘位置处得状态 图 工况7 油缸全缩时的状态 油缸全缩时的状态即铲斗油缸、小臂油缸和大臂油缸全缩时液压挖掘机所 状态，如图15所示。该状态是挖掘机设计规范中用于检验在不同挖掘角下，处的 挖掘阻力对工作装置的作用效果的典型位置。 图15 油缸全缩时的状态 4 编程求解小臂各铰点在经验工况的受力值 5 小臂的有限元分析 5.1 小臂的三维模型建立 小臂三维模型主要是有多块钢板焊接而成，都是使用的16Mn钢材料，应 用三维建模软件，得到小臂的模型如下图: