李 芳，曲慶文，孫記樹，陳云華

（山東理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，淄博 255049）

0 引言

地面鉆孔機(jī)是近年來最新研制的一種適用于礦山作業(yè)的履帶式工程機(jī)械設(shè)備，主要用于在巖石、土壤中打孔，進(jìn)行礦山的開采作業(yè)，工作條件極其惡劣。

圖1 鉆孔機(jī)工作圖

很多論文已對鉆機(jī)大部分部位的設(shè)計和分析進(jìn)行了研究，如定位和進(jìn)給機(jī)構(gòu)[1,2]、控制系統(tǒng)[3～6]、振動樁錘[7]、深度檢測儀[8]、鉆頭[9]及其常見故障的排除[10]等設(shè)計分析都比較完善，而對于起支撐作用的底盤和履帶架則只是比照其他機(jī)械如推土機(jī)來使用。履帶架是鉆孔機(jī)的重要支撐部件，所承受的整機(jī)自重和外加載荷，以集中載荷的方式通過與車架鉸接部位傳遞到履帶架，再以均布載荷的形式經(jīng)過支重輪由履帶板傳到地面。因此，履帶架應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度和剛度。另外，惡劣的工作環(huán)境要求履帶架的材料及結(jié)構(gòu)具有良好的耐磨性和綜合力學(xué)性能。目前多采用有限元技術(shù)對履帶架進(jìn)行分析設(shè)計及優(yōu)化。

履帶架是大型地面鉆孔機(jī)的重要支撐部件，本研究的目的是評估履帶架在鉆機(jī)處于各種極限工況下的力學(xué)性能，驗證履帶架的使用性能，進(jìn)而為地面鉆孔機(jī)的整機(jī)設(shè)計提供數(shù)據(jù)支持。

1 履帶架結(jié)構(gòu)建模及分析

1.1 幾何模型

履帶架的材料為Q345D，其屈服強(qiáng)度σs=345MPa,抗拉強(qiáng)度σb為470MPa～630MPa, 彈性模量E=2.06×105MPa，柏松比為0.3。鉆機(jī)預(yù)期壽命最低8年或24000個工作小時。高速行走速度3.5km/h, 低速行走速度1.8km/h。爬坡最大坡度為25°。對于疲勞載荷，Atlas Copco常采用安全系數(shù)1.3，而其他載荷安全系數(shù)為1.5。

根據(jù)D9液壓鉆機(jī)的特點初步確定履帶架尺寸及三維結(jié)構(gòu)圖，其鋼板焊接結(jié)構(gòu)如圖2所示。由此得到有限元分析模型如圖3所示。

圖2 履帶架三維裝配圖

圖3是簡化后履帶架的計算分析用幾何模型，簡化后的模型底板劃分諸多方塊區(qū)域代表支重輪安裝位置以便施加邊界條件。

圖3 簡化后的ANSYS幾何模型

建立如圖4所示的坐標(biāo)系，整機(jī)重力的方向設(shè)為載荷正方向。而輔助支撐部分斜向下的方向設(shè)為載荷正方向。

圖4 坐標(biāo)系

1.2 載荷分析

履帶架的受載狀況如圖5所示。 其中，力F1是整機(jī)重力，主要由中心支座承受，大小F1=mg=132435KN；F2是輔助支撐載荷，由后端支座承受， F2與水平成45°夾角，不同工況下力F2的數(shù)值不同。

圖5 履帶架受力示意圖

分析中按最不理想的工況進(jìn)行分析，一般按以下方式確定載荷：

1) 與鉆機(jī)重力相當(dāng)?shù)妮d荷F1：確定為由前后支重輪承受；

2) 在前后支重輪支撐的條件下，履帶架輔助支座承受最大負(fù)載F2作用；

3) 在前后支重輪支撐的條件下，履帶架輔助支座承受最小負(fù)載F2作用；

4) 一條履帶固定在地面，全部動力作用于另一邊, 由前后支重輪支撐。

羊肉肉質(zhì)細(xì)膩，是人們喜歡的食物，因此市場的銷售量逐漸增加。近年，隨著市場需求增大，養(yǎng)羊業(yè)也在不斷發(fā)展，肉羊養(yǎng)殖經(jīng)濟(jì)效益大。但也導(dǎo)致傳染性強(qiáng)的疾病頻發(fā)，疾病一旦發(fā)生，傳染率極高，給養(yǎng)羊戶造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失，尤其是在養(yǎng)殖中容易出現(xiàn)諸多問題。因此，需要結(jié)合具體的實際情況和養(yǎng)殖業(yè)的實際特點，對肉羊養(yǎng)殖管理措施進(jìn)行系統(tǒng)分析，使后續(xù)的養(yǎng)殖技術(shù)得以完善。隨著肉羊養(yǎng)殖環(huán)境的快速變化，傳統(tǒng)模式的肉羊疾病防治模式已經(jīng)難以充分適應(yīng)現(xiàn)代條件下的肉羊疾病防治要求，因此，很多肉羊飼養(yǎng)團(tuán)隊都將疾病防治工作的研究設(shè)計作為工作的重點[1]。

各工況載荷的大小如表1所示：

表1 載荷狀況數(shù)據(jù)表

2 網(wǎng)格劃分及邊界條件分析

2.1 劃分網(wǎng)格

劃分網(wǎng)格選擇分析3D實體的SOLID45單元類型，劃分方法采用自由網(wǎng)格劃分，尺寸級別為3級，網(wǎng)格產(chǎn)生90196個節(jié)點，376104個單元。進(jìn)行單元形狀檢查，生成如圖6所示的網(wǎng)格。

圖6 生成的網(wǎng)格

2.2 邊界條件

1)工況1：前后支重輪支撐，故在履帶架底板前后支重輪處施加X、Y、Z方向全約束；

2)工況2：前后支重輪支撐，故在履帶架底板前后支重輪區(qū)域面施加X、Y、Z方向全約束；

3)工況3：前后支重輪支撐，故在履帶架底板前后支重輪處施加固定約束；

4)工況4：前后支重輪支撐，故在履帶架底板前后支重輪處施加固定約束。

2.3 施加載荷

2)工況2：中心支座在F1作用下，施加面載荷F1/S=8.53MPa。輔助支撐施加在支座孔內(nèi)表面力F2=220KN，受載面積S2=110×60=6600mm2, 所以面載荷F2/S2=33.33MPa；

3) 工況3：中心支座在F1作用下，施加面載荷F1/S=8.53MPa。輔助支撐施加在支座孔內(nèi)表面上受力為F2=-80KN，施加面載荷，受載面積為S2＝6600mm2，F(xiàn)2/S2=-12.12MPa；

4) 工況4：中心支座在力F1作用下，施加面載荷F1/2S=3.77MPa。同時，中心支座受到力矩C的作用，將力矩C轉(zhuǎn)化為力偶矩，均布施加在中心支座軸承處表面。

3 結(jié)果

1) 工況1施加的載荷和邊界條件如圖7所示，應(yīng)力分布云圖如圖8所示。

圖7 工況1載荷和邊界條件

圖中顯示履帶架的最大應(yīng)力為90.038MPa, 應(yīng)力集中在中心支座附近，根據(jù)所用材料，整個履帶架的應(yīng)力均在屈服強(qiáng)度范圍之內(nèi)，所以履帶架在工況1下是滿足強(qiáng)度要求的。

履帶架的節(jié)點位移分布云圖如圖9所示，節(jié)點應(yīng)變分布云圖如圖10所示：

圖9 履帶架節(jié)點位移分布云圖

圖10 履帶架節(jié)點應(yīng)變分布云圖

圖中顯示履帶架在工況1下的節(jié)點位移情況，中心支座處位移最大，為0.26303mm，所以履帶架在工況1下滿足變形要求。

為了確定工況1下使履帶架破裂的載荷F1，對履帶架施加一系列載荷，進(jìn)行有限元分析。工況1下履帶架施加不同載荷后獲得的應(yīng)力云圖如圖11所示。

圖11 工況1下履帶架施加不同載荷后獲得的應(yīng)力云圖

由圖11可得出不同載荷作用下履帶架的最大應(yīng)力如表2所示。

表2 施加的載荷和獲得的最大應(yīng)力數(shù)據(jù)表

根據(jù)表中數(shù)據(jù)，描繪出在工況1下履帶架的載荷應(yīng)力變化規(guī)律曲線如圖12所示。

圖12 工況1下載荷應(yīng)力變化曲線

當(dāng)履帶架的最大應(yīng)力大于σs時發(fā)生失效，此時F1min=507KN。

2)同樣的方法可得其他三種工況下的數(shù)據(jù)。

表3 工況2下施加的載荷和獲得最大應(yīng)力數(shù)據(jù)表

根據(jù)表中數(shù)據(jù)，描繪出在工況2下履帶架的載荷應(yīng)力變化規(guī)律曲線如圖13所示。

圖13 工況2下載荷應(yīng)力變化曲線

從圖13中可以看出，工況2下履帶架在載荷F2=304KN～416KN范圍內(nèi)，應(yīng)力隨載荷的增大而增大，近似于一種線性關(guān)系，由所選材料可知，如果履帶架發(fā)生斷裂則如圖中所示載荷F2在412KN附近。即工況2下使履帶架發(fā)生斷裂的載荷F2=412KN。

表4 工況3下施加的載荷和獲得最大應(yīng)力數(shù)據(jù)表

根據(jù)表中數(shù)據(jù)，描繪出工況3下履帶架的載荷應(yīng)力變化規(guī)律曲線如圖14所示。

圖14 工況3下載荷應(yīng)力變化曲線

圖14顯示了履帶架在載荷F2=-165KN～-363KN之間的變化規(guī)律，履帶架的最大應(yīng)力隨載荷數(shù)值的增大呈增大的趨勢，根據(jù)所選材料特性，如果使履帶架破裂則負(fù)載荷F2在348KN附近。即取F2=-348KN。

工況4下履帶架的一條履帶固定，全部載荷作用于另一條履帶，其受力情況如圖15所示。

C為作用在固定于地面上的履帶架上的力矩，

其中，Lw為兩履帶之間的中心寬度，Lw= 2140mm，F(xiàn)t是變速箱的最大牽引力，

圖15 工況4履帶架受力示意圖

Mt為來自變速箱的最大輸出轉(zhuǎn)矩，Mt=22000N·m。

Φp為鏈輪半徑，Φp=295mm；

將Mt，Φp代入式（2），得Ft=74576.3N，從而有

進(jìn)行有限元分析時將力矩C轉(zhuǎn)化為力偶進(jìn)行加載。如圖16所示，中間支撐寬度為d=355.6mm。用于計算力偶的寬度為d-90= 265.6mm。所以力偶為F=C/265.6=600878.3 N。

圖16 中心支座示意圖

4 結(jié)論

通過有限元分析得到了4種工況下履帶架的應(yīng)力應(yīng)變分布云圖，確定了其中三種工況下使履帶架失效的最小載荷，得出如表5所示的結(jié)論。

表5 載荷狀況結(jié)論

不難看出履帶架在四種工況下的最大應(yīng)力均沒有超過屈服極限，即該設(shè)計滿足使用要求。

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