龐朝利，吳書建

（力士德工程機(jī)械股份有限公司，山東 臨沂 276715）

0 引言

近年來，隨著原材料價(jià)格飆升、挖掘機(jī)行業(yè)競爭白熱化的殘酷現(xiàn)狀，對成本控制和降低能耗需求尤為迫切；挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承以上部分工作占到整個(gè)液壓挖掘機(jī)工作循環(huán)的50% ～70%[1]，其動(dòng)臂作為工作裝置主要承載結(jié)構(gòu)，重量約占工作裝置總重量50%。有限元法作為一種求解連續(xù)介質(zhì)力學(xué)問題的數(shù)值方法，已成為分析結(jié)構(gòu)力學(xué)問題的強(qiáng)有力分析工具[2]；前期，輕量化技術(shù)主要在汽車工業(yè)等領(lǐng)域，隨著相關(guān)技術(shù)的成熟和行業(yè)發(fā)展的需要，利用有限元分析法對挖掘機(jī)工作裝置進(jìn)行強(qiáng)度校核和輕量化設(shè)計(jì)得到逐步應(yīng)用推廣。如李光等[3]為降低260 t 礦用挖掘機(jī)工作裝置質(zhì)量，通過結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析和有限元拓?fù)鋬?yōu)化法對斗桿進(jìn)行了輕量化設(shè)計(jì)；趙旭[4]利用有限元軟件對70 t 挖掘機(jī)工作裝置進(jìn)行強(qiáng)度剛度校核基礎(chǔ)上，依據(jù)響應(yīng)面優(yōu)化原理實(shí)現(xiàn)了動(dòng)臂、斗桿輕量化；在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)合理性的前提下，結(jié)構(gòu)的輕量化均獲得了良好的效果。本研究以某21 t 級挖掘機(jī)動(dòng)臂為研究對象，借助有限元軟件分析，在典型工況，對其強(qiáng)度進(jìn)行校核。根據(jù)分析結(jié)果對動(dòng)臂進(jìn)行優(yōu)化及輕量化設(shè)計(jì)，以實(shí)現(xiàn)降低動(dòng)臂重量和整機(jī)工作能耗的目的。

1 有限元分析模型建立

1.1 幾何模型的建立

用CREO 軟件建立動(dòng)臂結(jié)構(gòu)三維建模（動(dòng)臂長度5.7 m），如圖1 所示。將三維模型導(dǎo)入有限元軟件，簡化、去除不影響分析結(jié)果的局部小細(xì)節(jié)結(jié)構(gòu)（管夾固定座、絲孔等），降低節(jié)點(diǎn)、單元數(shù)量，提升網(wǎng)格質(zhì)量。

圖1 動(dòng)臂三維圖

1.2 典型工況分析

挖掘機(jī)挖掘過程中在圖2 所示典型工況時(shí)挖掘負(fù)載最大，動(dòng)臂各鉸點(diǎn)受力最大，此時(shí)動(dòng)臂液壓油缸、斗桿液壓缸和動(dòng)臂液壓缸都以最大力臂作業(yè)。根據(jù)各液壓缸缸徑、缸徑參數(shù)和挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)壓力，分解計(jì)算可得到動(dòng)臂各鉸點(diǎn)受力[5]，其中動(dòng)臂前支撐受力726.11 kN，斗桿油缸支座受力602.09 kN，動(dòng)臂油缸支座受力380.11 kN。

圖2 挖掘機(jī)工作裝置負(fù)載最大典型工況

1.3 材料屬性和單元類型

動(dòng)臂主體各零部件由Q345C 材料焊接而成（其材料特性見表1），有限元分析時(shí)形狀規(guī)則的板類零件單元類型選擇Solid186 六面體單元，而結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的前、中、后支承支座采用Solid187 四面體，網(wǎng)格劃分如圖3 所示，節(jié)點(diǎn)數(shù)517 135，單元數(shù)122 413。

表1 Q345C 材料屬性

圖3 動(dòng)臂網(wǎng)格劃分

1.4 動(dòng)臂計(jì)算載荷邊界條件處理

動(dòng)臂后鉸點(diǎn)采用固定約束，其他3 個(gè)鉸點(diǎn)采用remote force 加載相關(guān)載荷；各鉸點(diǎn)的約束、受力情況如圖4 所示。

圖4 動(dòng)臂各鉸點(diǎn)載荷邊界條件

2 原結(jié)構(gòu)動(dòng)臂典型工況下受力分布

對原結(jié)構(gòu)動(dòng)臂在典型工況下進(jìn)行有限元分析計(jì)算，得到如圖5 所示應(yīng)力值分布圖，其最大應(yīng)力值為218.5 MPa。根據(jù)參照文獻(xiàn)[6]安全系數(shù)推薦值取n=1.5，動(dòng)臂結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力[σ] = 345/1.5 = 230 MPa。動(dòng)臂結(jié)構(gòu)應(yīng)力數(shù)值均小于疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力值，滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度要求。此外通過對各區(qū)域應(yīng)力分析，特別是如圖6 所示動(dòng)臂側(cè)板多數(shù)區(qū)域應(yīng)力值小于50 MPa，遠(yuǎn)低于疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力值，具有充分的輕量化設(shè)計(jì)空間。

圖5 動(dòng)臂應(yīng)力分布圖（最大應(yīng)力218.5MPa）

圖6 動(dòng)臂側(cè)板應(yīng)力分布圖（最大應(yīng)力205.95MPa）

3 動(dòng)臂輕量化設(shè)計(jì)和有限元分析

在保持和原動(dòng)臂同樣連接尺寸關(guān)系的條件下，基于原動(dòng)臂結(jié)構(gòu)有限元分析應(yīng)力數(shù)值分布圖和Q345C型材常用規(guī)格進(jìn)行結(jié)構(gòu)輕量化設(shè)計(jì)：對接近強(qiáng)度極限的高應(yīng)力區(qū)域，將斗桿油缸支座板厚增大（由25 mm優(yōu)化成28 mm），消除原結(jié)構(gòu)隱患點(diǎn)，斗桿油缸襯板改成圓盤型，便于機(jī)械加工；對低應(yīng)力強(qiáng)度過剩區(qū)域，將前段左右側(cè)板、中端左右板、后端左右板板厚分別由12 mm、20 mm、14 mm 優(yōu)化成10 mm、16 mm、12 mm，同時(shí)優(yōu)化側(cè)板對接邊結(jié)構(gòu)形狀，降低尖角應(yīng)力集中，如圖7 所示動(dòng)臂輕量化設(shè)計(jì)后三維圖。

圖7 動(dòng)臂輕量化三維圖

優(yōu)化后動(dòng)臂采用同樣的單元網(wǎng)格大小和載荷加載型式，進(jìn)行有限元分析。如圖8、9、10 所示為動(dòng)臂輕量化設(shè)計(jì)優(yōu)化后有限元應(yīng)力分布圖，最大應(yīng)力199.2 MPa，分析結(jié)果表明輕量化后動(dòng)臂不僅滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度要求，而且斗桿油缸支座處最大應(yīng)力較于原結(jié)構(gòu)降低19.3 MPa；輕量化、改進(jìn)側(cè)邊對接邊結(jié)構(gòu)形狀后動(dòng)臂側(cè)邊最大應(yīng)力降低18.12 MPa。

圖8 輕量化動(dòng)臂應(yīng)力分布圖（最大應(yīng)力199.2MPa）

圖9 輕量化動(dòng)臂側(cè)板應(yīng)力分布圖（最大應(yīng)力187.83MPa）

4 動(dòng)臂輕量化前后整機(jī)油耗對比測試

對輕量化前后動(dòng)臂21 t 機(jī)型整機(jī)進(jìn)行如圖10 所示90°挖掘、甩方油耗對比測試（打點(diǎn)滴的測試方式）發(fā)現(xiàn)整機(jī)油耗降低了3%，有效降低了整機(jī)能耗，增強(qiáng)了市場競爭力。

圖10 輕量化前后整機(jī)油耗對比測試

5 結(jié)語

用有限元軟件校核分析典型工況下某型21 t 級挖掘機(jī)動(dòng)臂強(qiáng)度，在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度前提下，對動(dòng)臂輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)，并對比輕量化前后應(yīng)力分布，數(shù)據(jù)表明：減薄低應(yīng)力區(qū)域板材厚度，調(diào)整高應(yīng)力區(qū)域局部結(jié)構(gòu)板厚，實(shí)現(xiàn)優(yōu)化后整體質(zhì)量減輕7%，最高應(yīng)力降低8.8%，完全滿足強(qiáng)度要求，整機(jī)油耗降低3%；目前已投入市場2300 h 施工作業(yè)無故障。有限元分析與輕量化融合設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)過程數(shù)據(jù)量化，避免設(shè)計(jì)缺陷，降低制造成本。