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      基于實(shí)測數(shù)據(jù)的挖掘機(jī)工作裝置疲勞壽命評估

      2021-09-08 01:06:42曹蕾蕾郭城臣王嚴(yán)丁新宋緒丁
      關(guān)鍵詞:斗桿鉸點(diǎn)動(dòng)臂

      曹蕾蕾 郭城臣 王嚴(yán) 丁新 宋緒丁

      (長安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,陜西 西安 710064)

      液壓挖掘機(jī)工作裝置是挖掘機(jī)作業(yè)的直接實(shí)施者,在工作過程中承受復(fù)雜的交變載荷,普遍存在使用壽命短、可靠性和耐久性差等問題,嚴(yán)重影響挖掘機(jī)整機(jī)性能的充分發(fā)揮[1]。因此,工作裝置的疲勞壽命評估對挖掘機(jī)的抗疲勞設(shè)計(jì)具有非常重要的意義。

      液壓挖掘機(jī)工作裝置(動(dòng)臂、斗桿)是由板件焊接而成的箱型結(jié)構(gòu)[2],其疲勞壽命評估的關(guān)鍵在于挖掘機(jī)實(shí)際工作載荷歷程的獲取?,F(xiàn)有研究可分為實(shí)測方法和仿真方法兩種途徑。文獻(xiàn)[3- 6]在工作裝置的關(guān)鍵點(diǎn)上布置應(yīng)變片獲取應(yīng)力-時(shí)間歷程;文獻(xiàn)[7]以測試截面內(nèi)力為基礎(chǔ),通過測量斗桿截面特定測點(diǎn)的應(yīng)力來求得斗桿截面內(nèi)力,再建立力學(xué)平衡方程計(jì)算工作裝置各鉸點(diǎn)載荷;文獻(xiàn)[8- 9]通過自行研制的三位銷軸傳感器直接實(shí)測了鏟斗與斗桿鉸點(diǎn)處的正載、側(cè)載和偏載,利用力學(xué)平衡方程計(jì)算其余鉸點(diǎn)載荷。另一方面,文獻(xiàn)[10- 11]通過在ADAMS中進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真獲得工作裝置鉸點(diǎn)載荷;文獻(xiàn)[12]采用ADAMS與ABAQUS聯(lián)合仿真得到符合真實(shí)情況的動(dòng)臂各鉸點(diǎn)應(yīng)力譜。以上兩種思路中,實(shí)測方法受測點(diǎn)數(shù)目的限制不能反映整個(gè)工作裝置的應(yīng)力變化過程;單純仿真模擬方法雖然可以克服測點(diǎn)數(shù)目的局限性,但是由于挖掘機(jī)實(shí)際工作過程具有隨機(jī)性和不確定性,仿真軟件中很難模擬出復(fù)雜的真實(shí)載荷。雖然已有學(xué)者嘗試通過試驗(yàn)和動(dòng)力學(xué)計(jì)算相結(jié)合的方法進(jìn)行分析[13- 14],但在研究中未考慮實(shí)際多種作業(yè)工況下不同作業(yè)對象的影響,且在動(dòng)力學(xué)研究中將構(gòu)件視為理想剛體,未考慮柔性變形對整個(gè)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。因而,不能完全反映挖掘機(jī)的實(shí)際工作情況。

      針對以上問題,本研究提出一種基于多工況實(shí)測數(shù)據(jù)和剛?cè)狁詈夏P偷耐诰驒C(jī)工作裝置疲勞評估方法。以某21噸反鏟液壓挖掘機(jī)為研究對象,以實(shí)測多工況下的各油缸位移及壓力數(shù)據(jù)和由此計(jì)算出的實(shí)際斗尖載荷數(shù)據(jù)作為驅(qū)動(dòng),采用剛?cè)狁詈咸摂M樣機(jī)模型計(jì)算出各鉸點(diǎn)力的變化情況,并按工作介質(zhì)比例合成各鉸點(diǎn)力-時(shí)間歷程,將其導(dǎo)入nCode進(jìn)行工作裝置疲勞壽命評估,并將評估結(jié)果與疲勞臺架試驗(yàn)進(jìn)行對比,驗(yàn)證本研究提出的方法的有效性。

      1 實(shí)測數(shù)據(jù)及分析

      以實(shí)際挖掘過程中的油缸位移及壓力數(shù)據(jù)作為仿真和分析的驅(qū)動(dòng),會獲得更可靠的結(jié)果[15- 16]。分別對該型號挖掘機(jī)的4類工作介質(zhì),即松散土(Ⅰ類)、亞粘土(Ⅱ類)、粘土(Ⅲ類)及重粘土和密實(shí)硬土(Ⅳ類)進(jìn)行挖掘試驗(yàn),采集各液壓油缸位移量和無桿腔、有桿腔油液壓力信號。試驗(yàn)現(xiàn)場照片如圖1所示。

      圖1 試驗(yàn)現(xiàn)場Fig.1 Experimental picture

      以Ⅰ類工作介質(zhì)為例,一個(gè)挖掘周期內(nèi)各液壓缸位移和油腔壓力變化歷程曲線如圖2所示。

      圖2 Ⅰ類介質(zhì)一個(gè)周期內(nèi)各液壓缸位移及壓力變化曲線

      由圖2可知,一個(gè)挖掘周期可以劃分為4個(gè)階段:①挖掘階段,斗桿和鏟斗液壓缸同時(shí)伸出進(jìn)行復(fù)合挖掘,動(dòng)臂油缸的長度基本保持不變,在挖掘階段的前半程,斗桿油缸和鏟斗油缸壓力逐漸增加并達(dá)到峰值,由于土壤對工作裝置的反作用力使動(dòng)臂油缸承受的工作裝置自重減小,動(dòng)臂油缸力迅速減??;②提升回轉(zhuǎn)階段,動(dòng)臂油缸伸長對工作裝置進(jìn)行舉升,斗桿油缸長度保持不變,鏟斗油缸長度略微增加以保證物料不灑出,動(dòng)臂因承受物料重力,其油缸力迅速增加并保持在較高范圍,鏟斗油缸力保持在一定范圍,斗桿油缸力逐漸減小,變化為負(fù)值時(shí)表示承受拉力;③卸載階段,斗桿油缸和鏟斗油缸迅速收回,動(dòng)臂油缸長度適當(dāng)調(diào)整,物料重力以及工作裝置重心變化使得動(dòng)臂油缸力先增加后減小,斗桿油缸和鏟斗油缸力減小后保持在較低范圍;④空斗返回階段,斗桿油缸和鏟斗油缸長度及其油缸力變化不大,動(dòng)臂油缸迅速縮回進(jìn)行姿態(tài)調(diào)整,工作裝置下放進(jìn)入下一個(gè)挖掘周期。

      2 多工況斗尖載荷計(jì)算

      根據(jù)挖掘機(jī)工作裝置的結(jié)構(gòu)尺寸及各油缸位移與工作裝置位姿的關(guān)系,利用“Denavit-Hartenberg”齊次坐標(biāo)變換矩陣法(簡稱“D-H”法)建立整個(gè)工作裝置的運(yùn)動(dòng)學(xué)模型[17],將實(shí)測的各油缸位移代入運(yùn)動(dòng)學(xué)模型中,可以得到挖掘過程中各鉸點(diǎn)位移和齒尖位移;在此基礎(chǔ)上,分別對動(dòng)臂、斗桿和鏟斗進(jìn)行受力分析,如圖3所示。圖中,B、C、D、H分別為動(dòng)臂液壓缸與動(dòng)臂、動(dòng)臂與轉(zhuǎn)臺、斗桿液壓缸與動(dòng)臂、動(dòng)臂與斗桿的鉸點(diǎn),E、G、Q、N、K分別為斗桿液壓缸與斗桿、鏟斗液壓缸與斗桿、鏟斗與斗桿、搖桿與斗桿、鏟斗與連桿的鉸點(diǎn),V為切削刃中心點(diǎn),G1、G2、G3分別為動(dòng)臂、斗桿和鏟斗的質(zhì)心重力。需要說明的是,該過程是在理想狀態(tài)下進(jìn)行的,即為了計(jì)算簡單,將作用于整個(gè)鏟斗的斗尖載荷簡化為作用于鏟斗齒尖的切向力和法向力,所得各構(gòu)件鉸點(diǎn)力處于工作裝置縱向?qū)ΨQ平面內(nèi),忽略了側(cè)載和偏載的影響。

      圖3 各部件全局坐標(biāo)系下受力Fig.3 Forces of each components in global coordinate system

      根據(jù)圖3的受力分析列出力平衡方程:

      (1)

      式中:FiX、FiY分別為鉸點(diǎn)(或質(zhì)心)i在水平方向和豎直方向上的受力,Mi為對應(yīng)構(gòu)件在質(zhì)心i所受力矩;XOi、YOi分別為鉸點(diǎn)(或質(zhì)心)i在水平和豎直方向上距全局坐標(biāo)系原點(diǎn)O的距離,其中O點(diǎn)設(shè)置在C點(diǎn)處。

      將實(shí)測油缸壓力數(shù)據(jù)代入上述平衡方程,通過編制Matlab程序分別對4類工作介質(zhì)在一個(gè)挖掘周期內(nèi)的斗尖載荷進(jìn)行計(jì)算,其結(jié)果如圖4所示(以Ⅰ類介質(zhì)為例進(jìn)行說明)。

      圖4 Ⅰ類介質(zhì)下斗尖載荷Fig.4 Forces of bucket tip for medium Ⅰ

      由圖4可知,斗尖載荷在一個(gè)周期內(nèi)的變化可分為4個(gè)階段:①挖掘階段,斗尖載荷逐漸增加并到達(dá)整個(gè)周期內(nèi)的峰值,隨后,隨著鏟斗切削深度增加和鏟斗回轉(zhuǎn)角度的調(diào)整,斗尖載荷急劇減?。虎谔嵘A段,初期由于物料灑落引起的物料重量變化以及液壓系統(tǒng)的迅速動(dòng)作,斗尖載荷出現(xiàn)較大波動(dòng),進(jìn)入穩(wěn)定提升階段后趨于平穩(wěn);③卸載階段,斗尖載荷因物料重力迅速減小而出現(xiàn)較大震蕩;④空斗返回階段,斗尖載荷保持穩(wěn)定。

      3 基于剛?cè)狁詈夏P偷你q點(diǎn)力計(jì)算

      各鉸點(diǎn)受力可通過以實(shí)測油缸位移數(shù)據(jù)和計(jì)算出的斗尖載荷數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)虛擬樣機(jī)模型模擬得到。工作裝置在工作過程中所承受的較大靜態(tài)載荷和交變載荷會使其自身產(chǎn)生彈性變形[18],與多剛體系統(tǒng)相比,剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)可以充分考慮柔性變形與剛體運(yùn)動(dòng)的影響,將其應(yīng)用于動(dòng)力學(xué)仿真,可以提高仿真的真實(shí)性和可靠性[19- 20]。為此,本研究建立挖掘機(jī)工作裝置剛?cè)狁詈系奶摂M樣機(jī)模型,如圖5所示。

      圖5 工作裝置剛?cè)狁詈咸摂M樣機(jī)及各鉸點(diǎn)位置

      將實(shí)測油缸位移數(shù)據(jù)與計(jì)算得到的斗尖載荷分別作為油缸驅(qū)動(dòng)和外載荷施加到虛擬樣機(jī)模型上進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真,得到各鉸點(diǎn)在一個(gè)周期內(nèi)的受力情況,如圖6所示(以Ⅰ類介質(zhì)C、H、G、Q點(diǎn)為例)。為與傳統(tǒng)純剛體模型進(jìn)行對比,圖中分別用實(shí)線和虛線表示剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)和剛性系統(tǒng)下的鉸點(diǎn)受力情況。

      圖6 典型鉸點(diǎn)受力對比曲線Fig.6 Relative force curves of typical hinge points

      從圖6中可以看出:兩種建模方式求得的鉸點(diǎn)力隨時(shí)間變化的趨勢相同;剛?cè)狁詈夏P拖碌你q點(diǎn)受力較剛性模型有所波動(dòng),這是由于一個(gè)周期內(nèi)劇烈變化的斗尖載荷使得構(gòu)件受到?jīng)_擊而發(fā)生不同程度的變形,剛?cè)狁詈夏P椭锌紤]了該變形的影響效果。動(dòng)臂與轉(zhuǎn)臺連接點(diǎn)C的受力明顯大于其他鉸點(diǎn),這是因?yàn)樵撱q點(diǎn)不僅要承受鏟斗挖掘過程中的挖掘阻力和物料重力,還要承受整個(gè)工作裝置的自重。

      4 多工況載荷-時(shí)間歷程的合成與疲勞壽命估算

      通過剛?cè)狁詈夏P蛯?種作業(yè)工況進(jìn)行鉸點(diǎn)力計(jì)算,可分別得到4種作業(yè)工況下整個(gè)工作裝置在全局坐標(biāo)系下各鉸點(diǎn)的載荷-時(shí)間歷程。為對動(dòng)臂、斗桿分別進(jìn)行疲勞壽命評估,需要將其轉(zhuǎn)化為動(dòng)臂、斗桿各自局部坐標(biāo)系(如圖7所示)下載荷分量的時(shí)間歷程,圖中B、C、D、E、H、G、N、Q含義與圖3相同,F(xiàn)iX、FiY含義與式(1)相同。根據(jù)調(diào)研確定中型液壓挖掘機(jī)在4種介質(zhì)下的作業(yè)時(shí)間權(quán)重,即Ⅰ類、Ⅱ類、Ⅲ類、Ⅳ類占比分別為24.6%、22.6%、24.1%、28.7%[21],按照25、23、24、29個(gè)作用周期分別對4類介質(zhì)下各鉸點(diǎn)的載荷時(shí)間歷程進(jìn)行合成,最終得到能夠反映實(shí)際工作載荷的各鉸點(diǎn)在多工況下的載荷-時(shí)間歷程,如圖8所示。從圖中可以看出,總的載荷-時(shí)間歷程共計(jì)101個(gè)挖掘周期,總時(shí)長為2 014 s。

      圖7 局部坐標(biāo)系下的動(dòng)臂和斗桿臺架試驗(yàn)姿態(tài)

      圖8 典型鉸點(diǎn)合成的時(shí)序載荷Fig.8 Composed load history for typical hinge points

      將合成的多工況下動(dòng)臂、斗桿時(shí)序載荷輸入到nCode軟件中進(jìn)行動(dòng)臂、斗桿的疲勞壽命計(jì)算,得到動(dòng)臂和斗桿疲勞壽命云圖,如圖9所示。動(dòng)臂上疲勞壽命較低的部位分別位于:斗桿油缸支座與上翼板連接處前端(a)、斗桿油缸支座與上翼板連接處后端(b)、動(dòng)臂油缸鉸孔與中側(cè)板連接處(c)、下翼板與中側(cè)板連接處(d)。斗桿疲勞壽命較低的部位位于:鏟斗油缸支座與上翼板連接處前端(e)、斗桿油缸支座軸套附近(f)。

      圖9 動(dòng)臂和斗桿的疲勞壽命云圖Fig.9 Fatigue life contours of boom and bucket rod

      根據(jù)下式將計(jì)算出的疲勞循環(huán)次數(shù)換算成疲勞壽命小時(shí)數(shù)T,結(jié)果見表1。

      (2)

      式中:N為計(jì)算出的疲勞循環(huán)次數(shù);t為輸入的時(shí)序載荷時(shí)間長度,t=2 014 s。

      表1 動(dòng)臂和斗桿的疲勞壽命評估結(jié)果Table 1 Fatigue life assessment results of boom and bucket rod

      為驗(yàn)證該疲勞評估結(jié)果的準(zhǔn)確性,在實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行了動(dòng)臂、斗桿的臺架疲勞試驗(yàn),疲勞試驗(yàn)臺架實(shí)物如圖10所示。臺架疲勞試驗(yàn)結(jié)果為:動(dòng)臂的疲勞破壞位置首先出現(xiàn)在斗桿油缸支座與上翼板連接處前端,疲勞壽命為10 470 h;斗桿的疲勞破壞位置首先出現(xiàn)在鏟斗油缸支座與上翼板連接處前端,疲勞壽命為9 870 h。該結(jié)果與表1中的疲勞壽命評估結(jié)果對比可知:兩者發(fā)生疲勞破壞的位置一致。表1中的疲勞評估壽命較試驗(yàn)結(jié)果數(shù)值偏大,其原因主要是:①建立動(dòng)臂和斗桿有限元模型時(shí)忽略了焊接細(xì)部結(jié)構(gòu),而實(shí)際情況下焊接部位的物理狀態(tài)和應(yīng)力狀況較為復(fù)雜;②疲勞評估時(shí)未考慮工作裝置實(shí)際作業(yè)過程中受到的偏載和側(cè)載及挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)過程中的慣性載荷。動(dòng)臂、斗桿的疲勞壽命評估誤差分別為16%和18%,表明本研究所提出的評估方法是有效的。

      圖10 動(dòng)臂和斗桿臺架疲勞試驗(yàn)的實(shí)物圖

      5 結(jié)論

      基于實(shí)測的挖掘機(jī)工作裝置各工況下的油缸位移和壓力數(shù)據(jù)得到實(shí)際斗尖載荷,以其作為驅(qū)動(dòng)數(shù)據(jù)輸入剛?cè)狁詈咸摂M樣機(jī)模型,通過仿真得到工作裝置的各鉸點(diǎn)載荷,繼而合成多工況下的載荷-時(shí)間歷程,最后在nCode DesignLife中進(jìn)行了動(dòng)臂、斗桿的疲勞壽命估算,得到以下結(jié)論:

      (1)以實(shí)驗(yàn)測試數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)虛擬樣機(jī)仿真模型,可以克服單純實(shí)驗(yàn)方法測點(diǎn)數(shù)目少及單純仿真方法難以模擬復(fù)雜真實(shí)載荷的缺點(diǎn)。

      (2)在仿真分析中采用剛?cè)狁詈夏P?,考慮了柔性變形對整個(gè)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響;同時(shí),按照各種工作介質(zhì)所占比例進(jìn)行載荷合成,得到的載荷-時(shí)間歷程更能反映實(shí)際情況。

      (3)通過對動(dòng)臂、斗桿的疲勞壽命評估得到動(dòng)臂的疲勞壽命為12 229 h,其疲勞破壞出現(xiàn)在斗桿油缸支座與上翼板連接處前端;斗桿的疲勞壽命為11 664 h,其疲勞破壞出現(xiàn)在鏟斗油缸支座與上翼板連接處前端;評估得到的疲勞破壞位置與疲勞臺架試驗(yàn)相一致;評估得到的疲勞壽命與疲勞臺架試驗(yàn)結(jié)果吻合較好。

      (4)本研究提出的方法可用于其他工程機(jī)械部件的疲勞壽命評估,為工程機(jī)械的抗疲勞設(shè)計(jì)提供借鑒。

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