万向铲机构的优化设计

孟凡旺，焦圣德，赵 堑

（山推工程机械股份有限公司，山东 济宁 272100）

万向铲又名动力角铲，是推土机工作装置的一种［1］。该工作装置机构结构复杂，通过5个双作用非对称液压缸，完成其升降、调角和倾斜6个方向上的铲土和运土作业。由于油缸互联且在机构运动过程中存在联动问题，往往容易造成机构过约束而产生破坏问题（如图1所示）。

图1 万向铲及故障

为解决机构破坏问题，本文利用Adams建立万向铲机械动力学模型，利用SimulationX建立液压系统及控制模型，利用机电液联合仿真求解万向铲动力学问题，寻求故障根本原因，优化万向铲机构，解决万向铲机构破坏问题。

1 万向铲联合仿真模型建立

万向铲机构与液压控制系统密切关联，仅用机械动力学模型去求解，不考虑液压系统，万向铲动力学问题无法准确求解。为此利用Adams与SimulationX机电液联合仿真求解其动力学问题。

1.1 ADAMS机械动力学模型建立

如图2所示为万向铲的机构简图，机构中A1与A2两铰点为旋转副，其余全为球铰。万向铲机构自由度计算［2］

式中 K——代表运动副为几类副；

p——运动副的个数；

λ——虚约束的个数。

图2 万向铲机构简图

将油缸作为动力原件，自由度为0，最后计算得到机构自由度为3。

本文利用MSC公司Adams建立万向铲机构动力学模型，为了模拟油缸在极限位置的动力学特性，建立以液压缸杆与缸筒相对位移和速度为自变量的双边碰撞函数，来模拟液压油缸运动到极限位置的动力学特性，液压缸刚性限位［3］，完成机械动力学模型如图3所示。

图3 万向铲ADAMS动力学模型

1.2 SIMULATONX液压系统模型建立

利用ITI有限公司SimulationX软件建立万向铲液压及控制系统模型。液压系统模型主要包括5个双作用非对称液压缸，用来模拟调角油缸、提升油缸、倾斜油缸，3位8通换向阀、液动阀等液压元件。由于SimulationX中并无此元件模块，为此在SimulationX中重新进行了元件建模。为了保证模型的紧凑，相关部分进行子模型封装，经过封装后的模型如图4所示［4］［5］。

图4 万向铲液压系统模型

2 万向铲联合仿真分析

Adams与SimulationX两软件使用各自的求解器对模型进行求解，SimulationX向Adams输出力变量作为Adams输入变量，Adams向SimulationX输出速度及位置变量作为SimulationX输入变量，通过软件接口SimXAdams.dll在设定的时间间隔内进行数据交换，完成联合仿真分析［3］。

分析结果表明：调角中位位置，机构倾斜运动过程中，左右调角油缸存在联动问题，如右倾斜过程，左右调角油缸同时回缩如图5所示。由于调角油缸为串联油缸，换向阀处于中位关闭状态，两油缸可以同进同缩，满足机构运动要求。

图5 左右调角油缸回缩曲线

当调角油缸到极限位置时，一调角油缸缩至最短，另一油缸伸至最长时，机构倾斜，左右调角油缸均需要回缩或前伸完成机构运动。由于一调角油缸已至极限位置，缩至最短的油缸无法继续回缩，伸至最长的油缸无法继续伸长。另一油缸由于换向阀处于中位关闭状态，油液无法流动，导致左右调角油缸均无法运动，机构闭锁产生巨大内力。此时螺杆最大载荷为高达800kN，已远远超出螺杆承受最大载荷螺杆发生断裂，与实际断裂位置一致。如果取消油缸极限位置限位设置，调角油缸需回缩或伸长距离高达30mm。

为解决机构破坏问题，本文对万向铲机构进行优化设计。

3 万向铲机构优化

3.1 液压系统优化

通过分析机构在调角极限位置时，倾斜过程调角油缸同时回缩或伸长，一调角油缸由于到达极限位置而无法运动，另一调角油缸由于换向阀处于中位关闭状态，油液无法流动而无法运动。

如果可以使油液流动，其中一调角油缸可以运动，机构约束问题亦可解决。为此调角油缸内装活塞阀如图6所示，如左调角油缸缩至最短时，此时油缸内缓冲阀碰撞开启，由于右调角油缸大腔与左调角油缸小腔连通，右调角油缸大腔油液通过左油缸缓冲阀进入右调角油缸小腔，左右调角油缸形成压力互通，右调角油缸可以回缩，机构约束内力问题得到缓解。

图6 调角油缸及油缸活塞缓冲阀

3.2 机构铰点优化

由于大腔油液多余小腔油液，改进后调角油缸在机构运动过程中还是会产生一定压力，机构还是会存在一定的内力。

通过分析机构内力大小和调角油缸联动距离成正比，如果继续降低机构内力，则需要对机构铰点进行优化，减小机构倾斜过程中，调角油缸联动距离。

文章对机构铰点进行优化，如图7所示，最终将调角油缸联动距离由30mm减少至10mm。

图7 机构铰点优化

SIMULATIONX液压系统中增加油缸缓冲阀，在油缸缓冲阀碰撞开启、油液压缩、油缸压力互通作用下，万向铲动力学联合仿真分析结果如图8所示。在调角油缸到极限位置的情况下，在倾斜油缸伸至最长时，可调螺杆载荷最大拉力为85.6kN，比之前800kN降低约10倍。

4 实验验证

文章对万向铲优化机构进行了试验测试。按照实验方案对传感器进行了布置，采用IMC数据采集设备分别对工作装置的应变、压力数据进行采集。

图8 优化后螺杆载荷

可调螺杆直径60mm，前后铰点均为球铰，为标准二力杆件，载荷方向沿轴向，利用可调螺杆处应变测试值，计算螺杆载荷大小，与仿真分析结果进行对比，具体值如表1所示：实验测试螺杆拉力81.5kN，联合仿真分析85.6kN，仿真与实验结果基本一致，机构未发生断裂问题，机构破坏问题得到解决。

表1 螺杆实验测试计算载荷与仿真载荷对比

在整个倾斜动态过程中，利用调螺杆处应变曲线计算螺杆载荷变化曲线与仿真分析曲线对比如图9所示，载荷仿真曲线与实验测试计算载荷曲线基本吻合，证明Adams与SimulationX联合仿真求解万向铲动力学动态问题的正确性。

图9 可调螺杆载荷

5 结束语

文章利用联合仿真分析方法对万向铲机构进行了研究及优化，解决了万向铲机构破坏问题，使机构内力降低了近10倍。通过实验验证测试，Adams与SimulationX联合仿真可准确求解万向铲在正载、偏载、油缸缓冲阀碰撞开启、油液压缩、油缸压力互通等复杂工况下的动力学问题。文章相关建模和计算方法对其他类似工程机械工作装置动力学分析也有一定的借鉴意义。