ZL15 轮式装载机摇臂零件有限元分析.pdf

第 11 卷 第 6 期 2013 年 12 月 福建工程学院学报 journal of fujian university of technology vol 11 no 6 dec 2013 doi: 10 3969/j issn 1672 4348 2013 06 006 zl15 轮式装载机摇臂零件有限元分析 叶盛，黄卫东 ( 福建工程学院 机械与汽车工程学院，福建福州350118) 摘要:摇臂零件的弯曲扭断是 zl15 轮式装载机工作装置的常见故障之一。采用传统的类比方法进 行装载机结构设计往往带有局限性。通过对装载机摇臂零件不同工况下的受力分析研究， 建立最危 险工况下的结构有限元模型， 通过有限元分析计算， 设计人员在设计阶段就能清晰地了解零件每一点 的应力、 应变、 位移及构件的稳定性与动态特性， 发现其设计的薄弱环节， 同时可方便地对零件结构作 反复的修改， 以减小其应力集中区， 从而提高摇臂零件的工作强度， 改善装载机工作装置的综合性能， 达到优化设计的目的。 关键词:装载机; 工作装置; 摇臂; 有限元分析 中图分类号:th243; tp39177文献标识码:a文章编号: 1672 4348( 2013) 06 0538 05 a finite element analysis of zl15 wheel loader press rocker parts ye sheng， huang weidong ( college of mechanical and automotive engineering， fujian university of technology， fuzhou 350118， china) abstract:the bending twisting of press rocker ( arm)parts is one of the common faults of zl15 wheel loader working device the analogy method adopted in the traditional structure design of load- er is often with limitations a finite element model of the loader arm structure under the most dan- gerous working condition was established through an analysis of the forces acting on the loader arm parts under different working conditions the stress，strain and displacement of every bit of the parts，the stability and the dynamic characteristics of the components could be determined by calcu- lation in the design stage via the finite element model the weak part of the design can be easily de- termined and the structure can be modified to reduce the stress concentration zone to improve the work strength of the arm parts， the comprehensive performance of the working device of loader and to achieve an optimal design keywords:loader;working device;rocker arm;finite element analysis 工作装置是装载机的关键部位之一， 主要由 由前车架、 动臂、 摇臂、 液压缸、 连杆和铲斗等 6 个 主要部件组成， 它的结构和设计水平直接影响装 载机的工作性能和工作效率。传统装载机工作装 置采用类比方法进行结构设计， 因工作繁琐、 设计 精度低、 周期长， 难以获得各项指标满意的设计方 案。有限元法具有速度快、 精度高的特点。针对 zl15 装载机工作装置中摇臂零件的弯曲扭断这 一装载机在使用过程中常见的问题， 采用先进的 cad/cae 设计手段， 建立装载机工作装置的三 维模型， 并利用 ansys 软件对摇臂零件进行有限 元分析， 找出该零件的薄弱点进行改进， 对提高装 载机设计效率， 改善工作装置综合性能具有重要 的指导意义和参考价值。 收稿日期: 2013 09 26 基金项目:福建省资助省属高校科研专项( jk2012031) 第一作者简介:叶盛( 1977 ) ， 男( 汉) ， 福建福州人， 讲师， 研究方向: cad/cam 技术、 运动仿真技术等 ca m eo凯模ca e案例库 w w w . ca meo . o r g . cn 第 6 期叶盛，等:zl15 轮式装载机摇臂零件有限元分析 1工况选择 装载机在铲料作业时的受力形式主要表现 为: 物料的切削阻力、 物料与铲斗间的摩擦力和物 料自身的重力。分析时， 把这些力集中成两个力 作用在铲斗齿间的刃口上， 一个为水平插入阻力， 一个为垂直起掘力1 。 实际作业过程中， 载荷不会均匀施加在铲斗 的切削刃上， 故将其简化为两种极限状况， 铲斗承 受对称载荷和偏心载荷。计算分析时， 对称载荷 用一等效的集中力代替， 作用在斗刃中心处; 偏载 也用一等效力代替， 作用在铲斗侧边的首个斗 齿上。 在铲掘作业过程中， 装载机通常有以下 3 种 受力工况 2 : 铲斗水平插入料堆， 铲斗斗刃只受水平插 入阻力。 铲斗水平插入料堆， 铲取物料时， 铲斗斗齿 只受垂直掘起阻力。 铲斗边插入边收斗或边插入边铲掘时， 铲 斗斗齿同时受插入阻力与垂直掘起阻力。 如果将对称载荷和偏载情况分别与上述 3 种 典型受力工况相结合， 就可以得到铲斗 6 种典型 的受力作用工况。 装载机在工作中可能出现的恶劣工况是: 由 装载机牵引力推动铲斗， 先插入料堆的最深处， 同 时转斗油缸和举升油缸同时动作， 实现物料的铲 装， 此时铲斗受到最大的水平插入阻力和垂直掘 起阻力， 即边插入边转斗的工况。本文就该工况 下对 zl15 装载机工作装置进行分析研究。 2摇臂零件受力分析 由于偏载工况主要对动臂产生扭矩和转矩， 对于摇臂而言， 影响可忽略不计， 故本文主要在对 称载荷情况下， 对摇臂零件进行平面静定系统的 计算。图 1 为摇臂零件的受力分析图。 c 点: 摇臂与举升油缸的铰接点 e 点: 摇臂与连杆的铰接点 d 点: 摇臂与动臂连接的回转点 pc: 单个摇臂对液压缸的作用力 pe: 单个连杆对摇臂的作用力 l3: c 点和 d 点在水平方向上的距离 l4:d 点和 e 点在水平方向上的距离 图 1摇臂零件受力图 fig 1forces acting on rocker arm parts h3:c 点和 d 点在垂直方向上的距离 h4:d 点和 e 点在垂直方向上的距离 根据受力平衡有: md = 0pc= pe( h3cosa2+ l4sina2) h4cos3 l3sin3 x = 0xd = pccos3+ pesin2 y = 0yd = pecos2 pcsin3 其中， 2= 17 5， 3= 11 9， pc为单个摇臂对 液压缸作用力， pe为单个连杆对摇臂的作用力。 se= 129 70 kn sc= se l2 l1 = 129 70 433 332 = 169 157 kn pc= sc 2 = 169 157 2 = 84 578 kn pe= se 2 = 129 70 2 = 64 85 kn 对于单个摇臂单侧受 pc 2 和p e 2 的作用， 两处 销套受到坡度载荷的峰值: pcmax= pc 2 s摇 2 2 = 84 578 1 382 3 10 6m2 2 = 61 184 mpa pemax= pe 2 s摇 2 2 = 64 85 1 382 3 10 6m2 2 = 46 924 mpa 935 ca m eo凯模ca e案例库 w w w . ca meo . o r g . cn 福建工程学院学报第 11 卷 则单个摇臂单侧两处销套的坡度载荷为: kc摇= pcmax d摇 2 = 61 184 20 = 3 059 2 mpa ke摇= pemax d摇 2 = 46 924 20 = 2 346 2 mpa 对于单个连杆， 两端受对称的 pe 2 的作用， 两 处销套受的坡度载荷相同， 峰值相同， 计算为: pemax = pfmax= pe 2 s连 2 2 = 64 85 3 267 26 10 6m2 2 = 39 697 mpa 相应的坡度载荷为: kf连= ke连= pemax d连 2 = 39 697 2 = 1 984 0 mpa2 3摇臂零件的有限元分析 3 1定义材料属性 zl15 轮式装载机摇臂的材料为低合金结构 钢 16 mn， 查表得: 当钢板厚度16 mm 时， 屈服 极限 s=345 mpa， 抗拉强度 b为 510 660 mpa。 对于结构钢， 其弯曲疲劳极限 1= 0 43 b， 则 16 mn钢的弯曲疲劳强度为 1= 0 43 b= 0 43 ( 510 660)=219 3 283 8 mpa。泊松比 =0. 27， 弹性模量 e =2 06 e11pa3 。 3 2有限单元类型选择 单元类型选用含 8 个节点三维实体单元 sol- id95。摇臂网格划为: 控制整体自由划分的精度 等级为 size4， 再通过控制轴套的 lines 来对轴套铰 接处细化， 见图 2、 图 3。 3 3约束的确定 由于工作装置中各个组件， 铲斗与动臂、 转斗 活塞与铲斗、 转斗油缸缸筒与车架和车架与动臂 之间均采用销轴铰接， 实际工作中， 销轴外圆面与 销轴孔内圆面相接触， 销轴只有一个绕销孔轴线 的转动自由度4 。用自由度耦合来简化模拟此 铰接关系， 所以铰接点处约束住了节点沿 x、 y、 z 轴的位移自由度和绕 y、 z 轴的旋转自由度， 见 图 4。 3 4摇臂零件的强度分析 应用 ansys11 0 对 zl15 轮式装载机摇臂零 件进行有限元分析， 展示如图 5。 图 2通过局部 lines 细化实现模型的局部细化 fig 2local refinement achieved by local re- fining of model lines 图 3摇臂零件有限元模型图 fig 3finite element model of rocker arm 从等效应力图可以得出: 摇臂零件最大应力 摇臂最大应力 197 758 mpa 出现在销套 c 处。 对于摇臂零件， 属于塑性材料， 按第三强度理 论， 一般失效以屈服形式表示5 。由于分析的是 铲掘物料的初始时刻， 即最危险时刻， 属于特殊工 况， 取安全系数在 1 2 1 5 之间， 故它们的许用 应力为 345 1 2 1 5 =230 287 5 mpa。 零件在工作时， 受到不断循环力的作用 n 次， 产生弯曲疲劳。虽然在弯曲疲劳极限219 3 283 8 mpa 的范围附近， 但接近弯曲疲劳极限， 所 以安全系数余量不够6 。 3 5摇臂的改进 对摇臂的改进主要有两方面， 一为减小厚度， 二为改进形状尺寸。如果单纯减小钢板的厚度， 虽然能够使摇臂质量减小， 降低成本， 但势必引起 045 ca m eo凯模ca e案例库 w w w . ca meo . o r g . cn 第 6 期叶盛，等:zl15 轮式装载机摇臂零件有限元分析 图 4销套坡度载荷与销套柱面处的约束反力 fig4the load on pin sleeve slope and the constraint force on pin sleeve cylinder 图 5摇臂等效应力图 fig 5equivalent stress of rocker arm 应力 值 增 大 ( 最 大 应 力 197 758 mpa 增 至 203. 649 mpa) ， 如图 6。同样， 单方面对摇臂的形 状尺寸改进， 虽降低危险系数， 但耗钢材量增加， 不经济， 如图 7。现从上述两方面同时改进， 一方 面将钢板厚度减薄 2 mm， 同时将摇臂与油缸铰接 点外圆尺寸改大， 使摇臂得以改进。如图 8， 改进 后摇臂的最大应力为 172 225 mpa， 比原型的最大 应力197758 mpa 减小了25533 mpa， 增大了安全 系数余量， 同时质量由0037 6 t 减轻为0. 034 9 t。 图 6钢板厚度从 16 mm 降至 14 mm 后摇臂应力图 fig6the rocker arm after reducing the steel plate thickness from 16 mm to 14 mm 图 7摇臂形状改进图 fig 7the improved rocker arm shape 图 8优化后摇臂等效应力图 fig 8equivalent stress of rocker arm after optimiza- tion 4结论 1) 利用有限元方法可以在装载机工作装置 设计完后及时发现零件的薄弱环节， 有利于提高 设计效率， 改善工作装置的性能。 2) 由有限元分析可知， zl15 轮式装载机摇臂 零件在销套处应力最大， 容易发生弯曲疲劳， 对此 处应进行优化。 3) 通过零件结构改进， 减小应力集中区， 可 以提高摇臂零件的强度。 145 ca m eo凯模ca e案例库 w w w . ca meo . o r g . cn 福建工程学院学报第 11 卷 参考文献: 1杨占敏， 王智明， 张春秋 轮式装载机 m 北京: 化学工业出版社， 工业装备与信息工程出版中心， 2006: 1 2石沛林， 张立荣， 穆念坤 zl50 装载机铲斗的优化设计 j 煤矿机械， 2008， 29( 1) : 31 34 3东北大学 机械零件设计手册 编写组 机械零件设计手册: 上册 m 北京: 冶金工业出版社， 1994 4王业刚， 孙蓓蓓， 刘乐 滑移装载机工作装置的有限元分析 j 机械制造与自动化， 2010， 39( 1) : 15 17 5刘鸿文 材料力学 m 北京: 高等教育出版社， 2004: 1 6濮良贵， 纪明刚 机械设计 m 北京: 高等教育出版社， 2001: 1 ( 责任编辑:陈雯 檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨檨 ) ( 上接第 537 页) 承座位置处及其附近的应力值比其它部位高， 最 大应力为 86 22 mpa， 位于主壳体输出端一侧两 轴承座孔之间， 而壳体最大变形为 0 07 mm， 位于 主壳体输入端一侧两轴承座孔之间;