挖掘機(jī)部件振動耐久性分析

崔承勛，張永強(qiáng)

(延邊大學(xué)工學(xué)院，吉林 延吉 133002)

0　引言

挖掘機(jī)是工程作業(yè)必需的機(jī)械設(shè)備，可利用它來完成挖掘、裝車、破碎巖石、平整等操作。工作時(shí)前端工作裝置受強(qiáng)沖擊，傳到挖掘機(jī)內(nèi)的部件，發(fā)生振動和噪聲。此外，有些部件長期在周期性動載荷下工作。這些動載荷作用下，有些構(gòu)件易發(fā)生破壞。沖擊亦會帶來機(jī)械設(shè)備的損壞，影響人體健康與安寧，所以，挖掘機(jī)的各種部件應(yīng)該有足夠的強(qiáng)度和振動耐久性。為了掌握挖掘機(jī)的振動和噪聲特點(diǎn)，學(xué)者們做了很多振動/噪聲方面的研究[1-5]。

評價(jià)振動耐久性的方法有實(shí)驗(yàn)法和分析法兩種。實(shí)驗(yàn)法中最常見的是利用振動耐久試驗(yàn)臺實(shí)驗(yàn)來估算結(jié)構(gòu)振動疲勞破壞壽命的方法。它是以實(shí)際測試數(shù)據(jù)為激勵信號，單軸或多軸激勵試驗(yàn)臺發(fā)生振動，測得較準(zhǔn)確的產(chǎn)品壽命的方法。但是實(shí)驗(yàn)法費(fèi)用高、時(shí)間長。分析法中有Dirlik，Stainberg，Lalane等方法，這些方法都是把實(shí)際測試數(shù)據(jù)應(yīng)用到經(jīng)驗(yàn)公式里，在短時(shí)間內(nèi)以較低的費(fèi)用可估算出產(chǎn)品的壽命。

圖1挖掘機(jī)護(hù)欄是為作業(yè)人員的安全設(shè)置的標(biāo)準(zhǔn)部件。所以它應(yīng)符合國際設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，同時(shí)還具備足夠的動載荷下的穩(wěn)定性，即振動耐久性。本文以護(hù)欄為研究對象，分析振動耐久性。

圖2是一般機(jī)械設(shè)備部件振動耐久性分析過程。

圖1　挖掘機(jī)

圖2　振動耐久性分析過程

1　有限元分析模型

1.1　有限元分析模型

圖3是以VOLVO EC380E挖掘機(jī)為研究對象所建的有限元分析模型，由油箱和兩個護(hù)欄組成。油箱和護(hù)欄下邊是支架。將由CATIA建立的三維模型保存為.igs格式，導(dǎo)入ANSYS Workbench 14進(jìn)行分析，如圖3所示。很多研究都是采用這種辦法建模和分析的[6]。導(dǎo)入后的模型，各部分之間的接觸類型確定為綁定接觸，支架和車體間的約束確定為固定約束，單元類型是程序默認(rèn)采用的Solid 186和Solid 187單元。經(jīng)過網(wǎng)格劃分，得到了12 664個節(jié)點(diǎn)，5 077個單元。材料的彈性模量為2.1×1011，泊松比為0.3，密度為7 800 kg/m3。

圖3　分析模型

1.2　振動模態(tài)分析

為了掌握分析模型的動態(tài)特性，首先利用ANSYS軟件對模型圖3做了固有振動模態(tài)分析。分析結(jié)果，第一到第六階固有頻率分別是15.4 Hz、16.6 Hz、19.1 Hz、23.7 Hz、27.7 Hz、和37.0 Hz，圖4是其固有振型。

圖4　前四階固有振型

2　振動耐久性分析

2.1　挖掘機(jī)作業(yè)時(shí)的振動測試數(shù)據(jù)

如圖3在實(shí)際挖掘機(jī)油箱靠近底座的側(cè)面安裝加速度計(jì)，測得挖掘機(jī)在工地作業(yè)時(shí)的振動測試數(shù)據(jù)圖像。挖掘機(jī)4種常見的作業(yè)模式有：挖掘巖石(A模式)、反鏟作業(yè)(B模式)、拆除作業(yè)(C模式)、土石方裝載作業(yè)(D模式)。圖5是常見的A、B、C、D 4種作業(yè)模式下作業(yè)時(shí)的加速度信號，單位是g，X、Y、Z分別指前后、左右及上下方向。

圖5　振動測試數(shù)據(jù)(加速度)

圖6是加速度信號的功率譜密度(PSD)，如圖5的振動信號和圖6的功率譜密度顯示，A模式下的強(qiáng)度明顯比其他模式高。

圖6　加速度功率譜密度(PSD)

2.2　各作業(yè)模式下的耐振動分析(Dirlik方法)

首先，圖6的加速度功率譜密度代入式(1)求得應(yīng)力的功率譜密度G(f)。

(1)

式中：a(f)為加速度的功率譜密度；H(f)為應(yīng)力響應(yīng)函數(shù)，可以用有限元分析確定[7]。

m0、m1、m2、m4分別為應(yīng)力功率譜曲線的0階、一階、二階、四階慣性矩，由式(2)決定。

(2)

式(3)是Dirlik方法提出的應(yīng)力(S)的概率密度函數(shù)[8]。

(3)

式中：γ為不規(guī)則系數(shù)(irregularity factor)；xm為平均頻率(mean frequency)。

從式(3)得出的應(yīng)力(S)的概率密度函數(shù)代入式(4)，求得等效疲勞載荷EFL(Eqiuvalent Fatigue Load)

(4)

再把等效疲勞載荷EFL代入Miner的累積損傷式(5)，求得以循環(huán)數(shù)為單位的疲勞壽命N。

N=C×(EFL)-m。

(5)

如圖7，這里C和m是由普通結(jié)構(gòu)用鋼材的N—S曲線決定的常數(shù)(NSm=C)。

圖7　結(jié)構(gòu)用鋼材的S-N曲線

疲勞壽命N代入式(6)，求得以小時(shí)計(jì)算的疲勞壽命MMTF(hour)。

(6)

式中xm為平均頻率，1 s內(nèi)正斜率的過零平均數(shù)(式(3))。

計(jì)算結(jié)果見表1。

表1　疲勞壽命　單位：h

分析結(jié)果，A作業(yè)模式下疲勞壽命最短，A作業(yè)模式對裝備壽命的影響最大。同時(shí)看到，B(反鏟)作業(yè)模式下疲勞壽命最長。這可能是，這種作業(yè)模式下鏟斗齒的方向與挖掘方向一致，鏟斗的阻力系數(shù)最小，振動最小有關(guān)。

3　結(jié)語

本文以挖掘機(jī)護(hù)欄為研究對象，建立有限元分析模型，進(jìn)行了基于實(shí)測載荷歷程的振動分析及結(jié)構(gòu)耐振動疲勞壽命的估算。

通過測試，掌握挖掘機(jī)在各種作業(yè)模式下的振動加速度及加速度功率譜密度，轉(zhuǎn)成應(yīng)力功率譜密度，再利用Dirlik方法分析、計(jì)算了疲勞壽命，實(shí)現(xiàn)了對挖掘機(jī)護(hù)欄進(jìn)行疲勞預(yù)測分析的目的。分析結(jié)果，A作業(yè)模式下壽命最短。

本文的研究方法，在設(shè)計(jì)階段為挖掘機(jī)部件疲勞壽命的預(yù)測以及作業(yè)規(guī)范的建立提供了一定的參考依據(jù)。

[1] 崔承勛.降低大中型挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)壓力脈動的試驗(yàn)研究[J].礦山機(jī)械，2012，40(12)：33-35.

[2] 張戎斌，畢傳興，張永斌.采用偏相干分析方法識別挖掘機(jī)駕駛室的噪聲源[J].噪聲與振動控制，2011(4)：106-110.

[3] 張政.挖掘機(jī)駕駛室安全性能分析及振動噪聲研究[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2011.

[4] 李智，丁渭平，丁偉，等.基于回轉(zhuǎn)平臺模態(tài)分析的挖掘機(jī)聲振舒適行改進(jìn)[J].煤礦機(jī)械，2012(1)：191-193.

[5] 崔承勛.裝裁機(jī)/控制機(jī)操作室主要噪聲源及其傳播途徑的診斷研究[J].煤礦機(jī)械，2013，34(9)：310-312.

[6] 楊明亞，楊濤，王芳，等.基于有限元的數(shù)控機(jī)床床身筋板的動態(tài)性能分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].長春工程學(xué)院學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，2011(4)：38-41.

[7] 董保童，施榮明，朱廣榮，隨機(jī)振動載荷作用下的結(jié)構(gòu)疲勞壽命估算[J].飛機(jī)設(shè)計(jì)，2001(3)：36-41.

[8] Rahman M M.Fatigue life prediction two-stroke free piston engine mounting using frequency response approach[J].EJSR，2008，22(4)：120-130.