液压挖掘机动臂结构优化设计

王智森，汪兆栋，张少怀

（景德镇学院机械电子工程学院，江西 景德镇 333000）

近年来中国“基建达人”的名声响彻世界各地，液压挖掘机的需求量一直保持快速增长态势，因此，液压挖掘机在基建工程中扮演着至关重要的角色，节约了人力成本，缩短了建设工期［1］。动臂是液压挖掘机的动力系统核心组成部分，一旦出现质量问题，不仅影响液压挖掘机正常工作，还可能存在变形、开裂及断裂等安全隐患。因此，提高液压挖掘机动臂的强度和刚度是目前工程装备亟待解决的重要难题之一［2-3］。

挖掘机最先起源于工业发达国家，如美国、日本、瑞典等，主要应用于农林业、采矿业、建筑业等领域［4］。国外知名挖掘机制造公司有美国CAT、CASE，日本KOMATSU、HITACHI、KOBELCO，瑞典VOLVO 及韩国HYUNDAI、DOOSAN 等。当前，挖掘机正朝着自动化、专用化、多功能化和智能化方向发展，以满足各种工况需求［5］。1967 年，中国开始自主研制液压挖掘机，截至目前已有26 家挖掘机制造公司加入中国工程机械工业协会［6］。近年来，国内处于道路交通、能源水利、城市建设等基础设施建设的高速发展阶段，挖掘机市场需求井喷式扩张，液压挖掘机技术也随之迅猛革新［7］。目前国内知名挖掘机制造公司有三一重工、徐工、中联重科、柳工、山东临工及山河智能等。据统计，2019年、2020 年国内液压挖掘机销量占比情况，三一重工分别占比29%、32%，而且稳夺国内连续10 年销售冠军［8］。本文以斗山某中型液压挖掘机为研究对象，根据技术参数完成整体结构的参数化建模，分析典型危险工况下动臂各铰点的受力情况及应力分布，对动臂危险部位进行优化设计，对比优化结果验证液压挖掘机动臂工作可靠性。

1 液压挖掘机整体结构设计

1.1 工作性能参数确定

液压挖掘机主要通过液压泵将发动机的动力传递给液压马达、液压缸等执行元件，推动工作装置完成所需作业，具有机动灵活、应用范围广等优点［9］。影响液压挖掘机性能的3个主要参数是操作重量、发动机功率和铲斗容量，斗山某中型液压挖掘机的工作性能参数如表1所示。

表1 斗山某中型液压挖掘机性能参数Tab.1 Performance parameters of a medium hydraulic excavator in Doushan

液压挖掘机的工作原理是由行走马达驱动行走装置完成移动，由回转马达驱动回转装置完成回转，工作装置主要由液压马达带动液压油驱动动臂油缸、斗杆油缸及铲斗油缸完成不同工况的挖掘作业［10］。液压挖掘机作业过程一般由以下5 个步骤组成1个工作循环：①根据挖掘作业区域移动到指定位置；②由动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸配合铲斗挖掘土石方；③由动臂油缸驱动动臂收缩，斗杆油缸和铲斗油缸驱动将土石方抬升；④回转平台控制回转运动调整土石方卸载方向；⑤通过铲斗油缸、斗杆油缸驱动铲斗和斗杆运动将铲斗内土石方卸载在指定位置。

1.2 3部件参数化建模

液压挖掘机主要由工作装置、回转装置和行走装置3 部件组成，根据斗山某中型液压挖掘机的结构尺寸性能参数建立简化三维模型。工作装置是液压挖掘机的关键部件，主要包括动臂、斗杆、铲斗、液压油缸、摇杆及连杆部分。其中，动臂作为工作装置中承载能力要求最高的部分，需具备重量轻、刚度大的特点。动臂由不同厚度钢板焊接形成一个封闭的箱式结构，由于厚度对于动臂应力大小和位移影响较大，借助UG 采用上下翼板3段式、左右腹板多段式的弯臂结构进行参数化建模，如图1所示。根据动臂建模方法完成斗杆、铲斗及其他部分的建模，将工作装置所有零部件按照铰链孔位置关系进行装配，如图2所示。

图1 动臂建模Fig.1 Arm modeling

图2 工作装置建模装配Fig.2 Working device modeling and assembly

回转装置和行走装置系统结构较为复杂，由于本文主要研究工作装置的动臂结构优化设计问题，借助UG 将回转装置和行走装置的模型进行简化处理，保证整体尺寸在误差允许范围内完成参数化建模。在完成3 部件简化模型的基础上，对液压挖掘机的工作装置、回转装置和行走装置进行装配，如图3 所示，液压挖掘机整体三维结构为3 种典型工况下各铰点处应力计算提供分析依据［11］。

图3 液压挖掘机3部件建模装配Fig.3 Three parts modeling and assembly of hydraulic excavator

2 液压挖掘机动臂优化设计

2.1 危险工况分析选取

液压挖掘机在工作过程中，面临复杂多变的挖掘作业环境，因此，需要对运行工况进行分析，选取危险工况进行载荷计算、强度校核和优化设计。液压挖掘机的工作状态是由不同油缸的伸缩组合决定，挖掘动作主要由动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸3 个油缸配合驱动完成，运行工况大体分为3 类：工况1 是由铲斗油缸单独工作控制铲斗进行挖掘作业，特点是挖掘半径较小且土石方较松软；工况2是由斗杆油缸单独工作，伸缩控制斗杆带动铲斗进行挖掘，适合相对坚硬的岩石层作业环境；工况3是由动臂油缸、斗杆油缸和铲斗油缸同时配合工作，适合复杂土石方作业环境。不同工况情况下，油缸伸缩状态不同，因此，工作装置上各部件铰点受力也不同。根据挖掘作业环境的复杂程度分析工况3 为危险工况，本文针对危险工况建立工作位置视图进行各铰点受力分析。

2.2 动臂各铰点受力分析

选定X-Z平面为基准平面，针对工作装置各部件铰点进行标号，如图4 所示。不同工况对应的理论挖掘力值也不同，忽略偏载及各铰点摩擦的影响，假设选取的工况均为静止状态。根据工作装置各部件铰点的位置关系，将连杆、摇臂和油缸均简化为二力杆，利用力矩平衡和力平衡原理，计算各部件铰点在X、Z方向上的受力。首先对动臂进行受力分析，由图4 可知，动臂铰点B、C、D、F均受到来自相邻部件的铰接力作用，且铰接力均分布在XZ基准平面内，因此，可以通过X、Z方向的分力表示。将工作装置的动臂部件进行分离，其他部分等效为一个刚性整体，分析受力如图5所示，以铰点F为中心取矩，求出动臂与斗杆铰接点F和动臂与斗杆油缸铰接点D的载荷作用。

图4 工作装置各部件铰点标号示意图Fig.4 Schematic chart of hinge point number of each part of working device

图5 动臂受力分析Fig.5 Force analysis of arm

根据整体力矩平衡方程和力平衡方程可得

将图5中已知受力代入方程组展开可得

式中：φ、α分别为铲斗挖掘角、斗杆油缸倾角。

代入理论挖掘力参数、各部件自重参数及各点作用力臂参数，联立求解以上方程组即可求得斗杆油缸与斗杆铰接点E的X、Z方向上的受力FEX、FEZ，动臂与斗杆铰接点F的X、Z方向上的受力FFX、FFZ。计算过程中将斗杆油缸简化为直杆，根据牛顿第三定律，动臂与斗杆油缸铰接点D载荷和斗杆油缸与斗杆铰接点E载荷大小相等、方向相反，由此得到动臂与斗杆油缸铰接点D在X、Z方向上的受力FDX、FDZ。

工况3 为动臂油缸、斗杆油缸和铲斗油缸同时配合工作，以动臂、斗杆及铲斗最大理论挖掘力中最大者作为该工况下铲斗的切向挖掘力。代入各项参数计算出动臂铰接点D、F的受力大小，如表2所示。

表2 危险工况动臂各铰点受力Tab.2 Stress of each hinge point of arm under dangerous working conditions

2.3 危险工况动臂有限元仿真分析

建立UG 和ANSYS Workbench 动臂三维模型导入接口，选择Static Structural 进行静力学分析，利用Design Modeler 对导入模型细节处理。动臂材料性能参数如表3 所示，通过Geometry 定义动臂材料属性，点击Engineering Data 设置材料为Structural Steel。

表3 动臂材料性能参数Tab.3 Arm material performance parameters

为了确保网格划分效率和计算精度，采用四面体网格划分动臂单元格，在Mesh 中设置Method命令为Tetrahedrons，选择Sizing 方式对整体尺寸划分，将Element Size 设置为40 mm，针对动臂铰点、耳板处分别设置Sizing 为10 mm、15 mm 进行网格细化处理，Transition 设置为Slow 优化不同网格精度过渡问题，动臂网格划分结果如图6所示。

图6 动臂网格划分Fig.6 Arm meshing

根据2.2节危险工况下动臂各铰点受力计算结果施加载荷约束，由于坐标轴是建立在液压挖掘机基础底座上的，对动臂各铰点进行静力学分析前需要将坐标轴转换建立在动臂模型上。为了更好地模拟铰接处各铰点力，采用Bearing Load 对铰接点处进行施加载荷，考虑动臂自重影响，通过Standard Earth Gravity 设置Z轴负方向的重力场。添加弱弹簧消除结构体两端微小受力不平衡造成刚性位移的影响，模拟铰接运动，约束各铰点X、Y、Z方向上的位移，在Remote Displacement 中分别设置RotX、RotY、RotZ为0、Free、0。

通过Solution 求解添加Equivalent Stress 和Total Deformation 分析得到工况3 动臂的应力云图、位移云图如图7 所示，为了方便进行强度分析，在DM模块中添加Max指示标。

图7 危险工况动臂云图Fig.7 Cloud chart of arm under dangerous working conditions

由图7（a）可知：工况3 动臂最大应力为284.57 MPa，出现在上翼板与耳板连接处，且动臂与斗杆、动臂油缸铰接处均出现应力集中。由图7（b）可知：工况三动臂最大位移为5.586 2 mm，出现在动臂前端。危险工况动臂最大应力和最大变形值如表4 所示，最大应力小于动臂材料屈服强度值345 MPa，因此，动臂强度和刚度满足工作要求。

表4 危险工况动臂最大应力变形值Tab.4 Maximum stress deformation value of arm under dangerous working conditions

2.4 动臂结构优化设计

为了降低动臂耳板与上翼板连接处最大应力值，消除动臂与斗杆、动臂油缸铰接处均出现应力集中的现象，减小动臂前端部位变形，以提高动臂工作寿命，针对动臂结构进行优化设计。改进耳板厚度，加厚至50 mm，动臂与斗杆铰接处两侧分别增加1 个上圆直径139 mm、下圆直径145 mm、高16 mm 的中空圆台，动臂与动臂油缸铰接处两侧分别增加1 个上圆直径129 mm、下圆直径140 mm、高16 mm的中空圆台，优化结构如图8所示。

图8 动臂优化结构Fig.8 Optimization structure of arm

按照2.3 节动臂静力学分析步骤，设置动臂优化结构的材料属性定义、划分网格、施加载荷约束、求解流程，得到危险工况下动臂优化结构的应力云图和位移云图，如图9所示。

图9 危险工况动臂优化结构云图Fig.9 Optimization structure cloud chart of arm under dangerous working conditions

动臂结构优化前后最大应力变形对比如表5所示。由此可得，工况3 动臂优化结构最大应力值、最大变形值相比原结构分别减小13%、6.2%。仿真分析表明：动臂优化结构应力集中现象消失，优化结果满足材料强度和刚度要求。

表5 危险工况动臂优化前后最大应力变形对比Tab.5 Comparison of maximum stress and deformation around arm optimization under dangerous working conditions

3 结论

（1）本文以斗山某中型液压挖掘机为例，介绍运用UG/ANSYS 软件进行液压挖掘机整体结构参数化建模、危险工况动臂优化设计方法和操作步骤。

（2）分析液压挖掘机常见的3 类运行工况，根据挖掘作业环境的复杂程度选定工况3 即动臂油缸、斗杆油缸及铲斗油缸同时配合工作的危险工况对动臂进行受力分析，计算得到危险工况动臂铰接点D、F在X、Z方向的分力。

（3）针对危险工况动臂进行静力学分析，仿真结果表明动臂最大应力值为284.57 MPa，最大位移值为5.586 2 mm，强度和刚度满足工作要求。动臂耳板部位较薄弱，应力值最大且与斗杆、动臂油缸铰接处均出现应力集中现象。

（4）结合动臂薄弱部位和应力集中现象对局部结构进行优化，仿真结果表明，优化后动臂在工况3 下最大应力值、最大变形值分别减小13%、6.2%，解决了应力集中问题，有利于提高工作装置的疲劳寿命。优化方法为同类型工程机械整机设计及静力学分析提供一种实用性参考。