基于ANSYS的履带式D9型液压钻机履带架强度分析

李 芳，曲庆文，孙记树，陈云华

（山东理工大学 机械工程学院，淄博 255049）

0 引言

地面钻孔机是近年来最新研制的一种适用于矿山作业的履带式工程机械设备，主要用于在岩石、土壤中打孔，进行矿山的开采作业，工作条件极其恶劣。

图1 钻孔机工作图

很多论文已对钻机大部分部位的设计和分析进行了研究，如定位和进给机构[1,2]、控制系统[3～6]、振动桩锤[7]、深度检测仪[8]、钻头[9]及其常见故障的排除[10]等设计分析都比较完善，而对于起支撑作用的底盘和履带架则只是比照其他机械如推土机来使用。履带架是钻孔机的重要支撑部件，所承受的整机自重和外加载荷，以集中载荷的方式通过与车架铰接部位传递到履带架，再以均布载荷的形式经过支重轮由履带板传到地面。因此，履带架应具备足够的强度和刚度。另外，恶劣的工作环境要求履带架的材料及结构具有良好的耐磨性和综合力学性能。目前多采用有限元技术对履带架进行分析设计及优化。

履带架是大型地面钻孔机的重要支撑部件，本研究的目的是评估履带架在钻机处于各种极限工况下的力学性能，验证履带架的使用性能，进而为地面钻孔机的整机设计提供数据支持。

1 履带架结构建模及分析

1.1 几何模型

履带架的材料为Q345D，其屈服强度σs=345MPa,抗拉强度σb为470MPa～630MPa, 弹性模量E=2.06×105MPa，柏松比为0.3。钻机预期寿命最低8年或24000个工作小时。高速行走速度3.5km/h, 低速行走速度1.8km/h。爬坡最大坡度为25°。对于疲劳载荷，Atlas Copco常采用安全系数1.3，而其他载荷安全系数为1.5。

根据D9液压钻机的特点初步确定履带架尺寸及三维结构图，其钢板焊接结构如图2所示。由此得到有限元分析模型如图3所示。

图2 履带架三维装配图

图3是简化后履带架的计算分析用几何模型，简化后的模型底板划分诸多方块区域代表支重轮安装位置以便施加边界条件。

图3 简化后的ANSYS几何模型

建立如图4所示的坐标系，整机重力的方向设为载荷正方向。而辅助支撑部分斜向下的方向设为载荷正方向。

图4 坐标系

1.2 载荷分析

履带架的受载状况如图5所示。 其中，力F1是整机重力，主要由中心支座承受，大小F1=mg=132435KN；F2是辅助支撑载荷，由后端支座承受， F2与水平成45°夹角，不同工况下力F2的数值不同。

图5 履带架受力示意图

分析中按最不理想的工况进行分析，一般按以下方式确定载荷：

1) 与钻机重力相当的载荷F1：确定为由前后支重轮承受；

2) 在前后支重轮支撑的条件下，履带架辅助支座承受最大负载F2作用；

3) 在前后支重轮支撑的条件下，履带架辅助支座承受最小负载F2作用；

4) 一条履带固定在地面，全部动力作用于另一边, 由前后支重轮支撑。

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各工况载荷的大小如表1所示：

表1 载荷状况数据表

2 网格划分及边界条件分析

2.1 划分网格

划分网格选择分析3D实体的SOLID45单元类型，划分方法采用自由网格划分，尺寸级别为3级，网格产生90196个节点，376104个单元。进行单元形状检查，生成如图6所示的网格。

图6 生成的网格

2.2 边界条件

1)工况1：前后支重轮支撑，故在履带架底板前后支重轮处施加X、Y、Z方向全约束；

2)工况2：前后支重轮支撑，故在履带架底板前后支重轮区域面施加X、Y、Z方向全约束；

3)工况3：前后支重轮支撑，故在履带架底板前后支重轮处施加固定约束；

4)工况4：前后支重轮支撑，故在履带架底板前后支重轮处施加固定约束。

2.3 施加载荷

2)工况2：中心支座在F1作用下，施加面载荷F1/S=8.53MPa。辅助支撑施加在支座孔内表面力F2=220KN，受载面积S2=110×60=6600mm2, 所以面载荷F2/S2=33.33MPa；

3) 工况3：中心支座在F1作用下，施加面载荷F1/S=8.53MPa。辅助支撑施加在支座孔内表面上受力为F2=-80KN，施加面载荷，受载面积为S2＝6600mm2，F2/S2=-12.12MPa；

4) 工况4：中心支座在力F1作用下，施加面载荷F1/2S=3.77MPa。同时，中心支座受到力矩C的作用，将力矩C转化为力偶矩，均布施加在中心支座轴承处表面。

3 结果

1) 工况1施加的载荷和边界条件如图7所示，应力分布云图如图8所示。

图7 工况1载荷和边界条件

图中显示履带架的最大应力为90.038MPa, 应力集中在中心支座附近，根据所用材料，整个履带架的应力均在屈服强度范围之内，所以履带架在工况1下是满足强度要求的。

履带架的节点位移分布云图如图9所示，节点应变分布云图如图10所示：

图9 履带架节点位移分布云图

图10 履带架节点应变分布云图

图中显示履带架在工况1下的节点位移情况，中心支座处位移最大，为0.26303mm，所以履带架在工况1下满足变形要求。

为了确定工况1下使履带架破裂的载荷F1，对履带架施加一系列载荷，进行有限元分析。工况1下履带架施加不同载荷后获得的应力云图如图11所示。

图11 工况1下履带架施加不同载荷后获得的应力云图

由图11可得出不同载荷作用下履带架的最大应力如表2所示。

表2 施加的载荷和获得的最大应力数据表

根据表中数据，描绘出在工况1下履带架的载荷应力变化规律曲线如图12所示。

图12 工况1下载荷应力变化曲线

当履带架的最大应力大于σs时发生失效，此时F1min=507KN。

2)同样的方法可得其他三种工况下的数据。

表3 工况2下施加的载荷和获得最大应力数据表

根据表中数据，描绘出在工况2下履带架的载荷应力变化规律曲线如图13所示。

图13 工况2下载荷应力变化曲线

从图13中可以看出，工况2下履带架在载荷F2=304KN～416KN范围内，应力随载荷的增大而增大，近似于一种线性关系，由所选材料可知，如果履带架发生断裂则如图中所示载荷F2在412KN附近。即工况2下使履带架发生断裂的载荷F2=412KN。

表4 工况3下施加的载荷和获得最大应力数据表

根据表中数据，描绘出工况3下履带架的载荷应力变化规律曲线如图14所示。

图14 工况3下载荷应力变化曲线

图14显示了履带架在载荷F2=-165KN～-363KN之间的变化规律，履带架的最大应力随载荷数值的增大呈增大的趋势，根据所选材料特性，如果使履带架破裂则负载荷F2在348KN附近。即取F2=-348KN。

工况4下履带架的一条履带固定，全部载荷作用于另一条履带，其受力情况如图15所示。

C为作用在固定于地面上的履带架上的力矩，

其中，Lw为两履带之间的中心宽度，Lw= 2140mm，Ft是变速箱的最大牵引力，

图15 工况4履带架受力示意图

Mt为来自变速箱的最大输出转矩，Mt=22000N·m。

Φp为链轮半径，Φp=295mm；

将Mt，Φp代入式（2），得Ft=74576.3N，从而有

进行有限元分析时将力矩C转化为力偶进行加载。如图16所示，中间支撑宽度为d=355.6mm。用于计算力偶的宽度为d-90= 265.6mm。所以力偶为F=C/265.6=600878.3 N。

图16 中心支座示意图

4 结论

通过有限元分析得到了4种工况下履带架的应力应变分布云图，确定了其中三种工况下使履带架失效的最小载荷，得出如表5所示的结论。

表5 载荷状况结论

不难看出履带架在四种工况下的最大应力均没有超过屈服极限，即该设计满足使用要求。

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