挖斗可偏轉(zhuǎn)挖掘機工作裝置關(guān)鍵部件疲勞壽命評估

張晴晴 黃 朝 楊胡坤

（巢湖學院機械工程學院 安徽巢湖 238000）

一、引言

挖掘機作為工程上進行土方挖掘作業(yè)的重要器械，在各項工程事業(yè)中發(fā)揮重要作用[1]。為增加挖掘機挖斗工作的靈活性及適應狹小和復雜空間內(nèi)作業(yè)的能力，本文作者在前期提出了一種挖斗可偏轉(zhuǎn)挖掘機的工作裝置，其核心結(jié)構(gòu)是在常規(guī)的液壓挖掘機的結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上增加了一個可使挖斗實現(xiàn)左右擺動的擺動油缸，并通過運動學分析證實了其挖掘工作的靈活性的顯著提高[2-3]。擺動油缸固定于斗桿的頂端，并與挖掘機的動臂相鉸接（如圖1 所示），這樣可使挖掘機在工作時，在挖掘機的機身和動臂均保持不動的情況下，使挖掘機挖斗在工作時能夠相對于挖掘機的機身和動臂發(fā)生左右擺動，從而顯著縮小挖掘機挖斗的工作空間。

圖1 挖斗可偏轉(zhuǎn)挖掘機工作裝置主體結(jié)構(gòu)

為滿足挖掘機的挖斗可偏轉(zhuǎn)的工作要求，作者創(chuàng)新設(shè)計了一種擺動油缸，其具體結(jié)構(gòu)如圖1 所示，其轉(zhuǎn)動軸上帶有螺旋凹槽，通過滑動套與左右兩側(cè)活塞固接的撥動銷可在螺旋凹槽內(nèi)相對滑動，當活塞在油缸內(nèi)往復移動時，就可以通過與活塞固接的撥動銷的往復移動帶動轉(zhuǎn)動軸的左右偏轉(zhuǎn)，進而帶動斗桿的左右偏轉(zhuǎn)。擺動油缸在此裝置中，不僅可以輸出往復擺動運動，其本身也是挖掘機的工作結(jié)構(gòu)，在挖掘機工作時也會受到外力作用，因此，其強度能否滿足工作要求，尤其是能否滿足疲勞壽命要求，將決定了其工作的可靠性。

對擺動油缸在工作過程中是否能夠滿足疲勞壽命要求，需要進行疲勞壽命的分析計算。所謂疲勞是指在交變應力或應變作用下，在零件的某些部位產(chǎn)生損傷裂紋，并經(jīng)一定的循環(huán)次數(shù)后裂紋進一步擴展至斷裂的過程。早在1871年，Wahler就發(fā)現(xiàn)了兩者的關(guān)系，并將結(jié)果表示為著名的S-N（應力幅值-循環(huán)次數(shù)）曲線，證實了周期性作用的循環(huán)載荷是導致零件發(fā)生疲勞損傷或斷裂的主要因素。因此，本文將依據(jù)多級線性疲勞積累理論和多級疲勞裂紋擴展理論分析并確定擺動油缸所示用的金屬材料的S-N曲線，并借助ANSYS Workbench軟件對其關(guān)鍵零部件進行疲勞壽命評估。

二、擺動油缸疲勞壽命分析與計算

金屬材料的疲勞破壞要經(jīng)歷以下幾個階段，首先在受到高應力或高應變作用的部位產(chǎn)生晶格變形，并逐步形成局部裂紋，裂紋在持續(xù)的載荷作用下逐漸擴大，最終發(fā)生疲勞失效[4]。簡言之，疲勞破壞的過程是一個損傷逐漸累積的過程。目前，對于疲勞破壞的研究有線性累積損傷理論和非線性累積損傷理論兩種類型[4]。前者認為金屬材料在一定的周期載荷作用下，其壽命為實際周期載荷作用次數(shù)與其發(fā)生破壞所經(jīng)歷的總次數(shù)之比，而如果是多個不同的周期載荷同時作用在同一個零件上，各個周期載荷所對應的比值之和就是該零件的疲勞壽命，當比值之和達到1時，就說明達到了發(fā)生破壞的疲勞壽命極限，即會發(fā)生疲勞破壞。用計算公式表示為[5]：

式中：ni-在第i個循環(huán)載荷的實際循環(huán)次數(shù)；

Ni-應用S-N曲線得到的第i個循環(huán)載荷引起疲勞破壞的循環(huán)次數(shù)；

k-分析中所考慮的循環(huán)載荷數(shù)。

然而，上述理論過于簡化，沒有考慮到復雜載荷譜中各載荷之間的相互影響，不適用于高應力引起的殘余應力造成的損傷。有學者認為疲勞壽命與損傷核心數(shù)和疲勞裂紋擴展的速度有關(guān)，隨著應力σ的增大，損傷核心數(shù)的增加，循環(huán)次數(shù)的增加，擴展速率也增打，因此而產(chǎn)生的疲勞壽命D可表示為：

式中：m-損傷核心數(shù)；

r-損傷比例系數(shù)；

n-給定應力作用的次數(shù)；

a-損傷比例指數(shù)。

疲勞破壞使得總損傷是定值常數(shù)，對同一個零件分別施加應力σ1和應力σ2，則：

式中：N1和N2分別表示在σ1和σ2的循環(huán)次數(shù)。若在兩級疲勞載荷的共同作用下，損傷核心數(shù)取決于較大一級，總循環(huán)次數(shù)為Ns。應力σ1的百分比為a1，應力σ2的百分比為（1-a1） ，材料常數(shù)為d，則：

把式（2-4）推廣到多級，則：

式中：Ng-多級循環(huán)應力的總循環(huán)次數(shù)；

N1-最大循環(huán)應力的循環(huán)次數(shù)；

σ1-各級循環(huán)應力σi中最大一級；

ai-各級交變應力的循環(huán)百分比。

k-循環(huán)應力級數(shù)。

在等應力幅下，疲勞破壞會以裂紋的形式擴展，直到損壞。疲勞裂紋的速率為：

式中：da dN-疲勞裂紋擴展速率；

Cp,m-裂紋擴展速度參數(shù)，可由實驗獲得；

ΔK-應力強度因子幅值ΔK=Yσ πa；

Y-幾何修正系數(shù)。

裂紋擴展循環(huán)次數(shù)Nc，可有上式積分得到[6]：

式中：a0-初始裂紋尺寸；

ac-臨界裂紋尺寸；

當m=2時，疲勞壽命Ni與裂紋尺寸ai之間的關(guān)系：

通過上述理論的計算，我們可以建立循環(huán)次數(shù)N和應力σ之間的關(guān)系，并轉(zhuǎn)化為S-N曲線關(guān)系如圖3所示[5]。

圖3 各材料的S-N曲線

三、疲勞壽命評估

為簡化疲勞壽命評估的難度，本文在三維模型中對擺動油缸中的一些對靜力學分析結(jié)果影響不大的微小結(jié)構(gòu)進行了簡化，具體分成兩部分進行分析：一部分是外部殼體結(jié)構(gòu)，他們主要受挖掘循環(huán)載荷的沖擊作用[8]；另一部是內(nèi)部的回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，其主要作用是在液壓力的推動下輸出挖斗回轉(zhuǎn)所需的扭矩。并按照表1 所示的材料屬性[3][7]在ANSYS Workbench中對擺動油缸進行靜力學分析。

表1 零部件的材料及其屬性

在靜力學分析的基礎(chǔ)上，通過設(shè)置S-N曲線，分析擺動油缸的關(guān)鍵零部件的疲勞壽命，結(jié)果如圖4至圖9所示：

圖4 擺動油缸外部結(jié)構(gòu)應力分布圖

圖5 擺動油缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)應力分布圖

圖6 擺動油缸外部結(jié)構(gòu)位移形變分布圖

圖7 擺動油缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)變形分布圖

圖8 擺動油缸外部結(jié)構(gòu)壽命分析圖

圖9 擺動油缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)壽命分析圖

從圖4、圖6和圖8中可以看出，擺動油缸外部殼體機構(gòu)應力最大值出現(xiàn)在與液壓缸14 相連的連接架上；位移形變最大值出現(xiàn)在連接塊上，它是與斗桿相連的零件；疲勞壽命最小值也出現(xiàn)在與液壓缸14 相連的連接架上，外部殼體機構(gòu)其余零部件的疲勞壽命均滿足初步預設(shè)的循環(huán)次數(shù)1×106。從圖5、圖7和圖9中可以看出，擺動油缸內(nèi)部回轉(zhuǎn)機構(gòu)應力最大值出現(xiàn)在撥動銷上；位移形變最大值出現(xiàn)在活塞上，這是由于在仿真過程中活塞需要左右往復運動方可帶動轉(zhuǎn)動軸轉(zhuǎn)動，從而輸出扭矩，它的位移形變量表示其運動過程，而非形變，形變的最大處也出現(xiàn)在撥動銷上；疲勞壽命最小值同樣出現(xiàn)在撥動銷上，內(nèi)部回轉(zhuǎn)機構(gòu)其余零部件的疲勞壽命均滿足初步預設(shè)的循環(huán)次數(shù)1×106。結(jié)合上述分析若要提高其疲勞壽命，需選用力學性能更好的材料，本文建議將與液壓缸14相連的連接架的材料從原本的45鋼改為65Mn鋼；撥動銷的材料從原本的65Mn鋼改為高硬度軸承鋼，以提高挖掘機工作裝置的整體壽命。

四、結(jié)語

本文依據(jù)多級線性疲勞積累理論和多級疲勞裂紋擴展理論分析并確定擺動油缸所使用的金屬材料的S-N曲線，并借助ANSYS Workbench軟件對零部件進行了壽命評估，結(jié)果顯示在擺動油缸的外部結(jié)構(gòu)中，連接塊和固定架的疲勞壽命較低；在內(nèi)部結(jié)構(gòu)中，撥動銷和轉(zhuǎn)動軸的疲勞壽命較低。會影響擺動油缸的整體使用壽命，需在這兩個方面對其加以改進。但本文只是基于理論進行了相關(guān)的分析與計算，并未進行實驗驗證，后期工作將著力于實驗驗證。