裝載機(jī)工作裝置的疲勞試驗(yàn)及疲勞可靠性評(píng)估

萬(wàn)一品 宋緒丁 員征文

(1.長(zhǎng)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 710061;2.徐工集團(tuán)江蘇徐州工程機(jī)械研究院，江蘇 徐州 221004)

裝載機(jī)能夠?qū)崿F(xiàn)散狀物料鏟裝及運(yùn)輸，是土方施工機(jī)械的重要組成部分。由于作業(yè)方式和介質(zhì)的多樣性，工作裝置在裝載機(jī)鏟裝作業(yè)時(shí)承受不斷變化的外載荷，導(dǎo)致焊接部位極易產(chǎn)生疲勞破壞[1]。孟廣良[2]分析了裝載機(jī)外載荷的計(jì)算方法，推導(dǎo)出載荷的理論計(jì)算經(jīng)驗(yàn)公式，但所得結(jié)果無(wú)法反映裝載機(jī)鏟裝作業(yè)這一動(dòng)態(tài)過(guò)程；李洪周等[3- 4]在經(jīng)驗(yàn)計(jì)算工作裝置外載荷的基礎(chǔ)上，建立了三維模型并進(jìn)行有限元計(jì)算和結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化；許立太等[5]分析了不同鏟掘阻力下工作裝置結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的變化，獲得了插入阻力作用點(diǎn)位置與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度變化的關(guān)系；寧曉斌等[6- 7]建立了裝載機(jī)工作裝置動(dòng)態(tài)仿真模型，模擬實(shí)際作業(yè)過(guò)程的受力特性。為滿足長(zhǎng)壽命和高可靠性的要求，基于實(shí)測(cè)載荷譜和疲勞試驗(yàn)來(lái)研究構(gòu)件的力學(xué)特性和疲勞可靠性的思路已得到廣泛的應(yīng)用[8- 10]。Nicola等[11]在實(shí)測(cè)載荷譜的基礎(chǔ)上，實(shí)現(xiàn)了電車車架臺(tái)架試驗(yàn)和疲勞可靠性分析。Pavel等[12]利用載荷對(duì)常見(jiàn)車軸的疲勞可靠性進(jìn)行了討論，并分析了不同類型載荷譜對(duì)疲勞結(jié)果的影響。目前裝載機(jī)工作裝置的研究主要集中在理論計(jì)算和仿真分析，行業(yè)內(nèi)缺乏實(shí)測(cè)載荷譜和疲勞試驗(yàn)對(duì)疲勞壽命進(jìn)行可靠性分析。

本文在筆者前期對(duì)ZL50G裝載機(jī)工作裝置銷軸傳感器設(shè)計(jì)[13]、載荷測(cè)試方法[14]、測(cè)試樣本長(zhǎng)度[15]、載荷識(shí)別模型[16]、彎矩等效當(dāng)量外載荷[17]以及載荷譜編制[18]的研究基礎(chǔ)上，對(duì)工作裝置疲勞試驗(yàn)和疲勞可靠性評(píng)估進(jìn)行研究，以期為裝載機(jī)工作裝置制定合理維修周期和輕量化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 工作裝置疲勞試驗(yàn)加載譜編制

裝載機(jī)工作裝置由鏟斗、連桿、動(dòng)臂、搖臂、動(dòng)臂油缸和搖臂油缸鉸接組成，在油缸作用下實(shí)現(xiàn)物料鏟裝和卸載。工作裝置載荷譜測(cè)試主要對(duì)象為動(dòng)臂與鏟斗鉸點(diǎn)力、連桿與鏟斗鉸點(diǎn)力以及動(dòng)臂油缸和搖臂油缸位移[13- 14]。由于工作裝置在一個(gè)作業(yè)循環(huán)內(nèi)測(cè)得的載荷對(duì)應(yīng)不同作業(yè)姿態(tài)，實(shí)測(cè)大載荷出現(xiàn)在鏟掘收斗結(jié)束時(shí)刻，選擇該作業(yè)姿態(tài)為外載荷當(dāng)量姿態(tài)。通過(guò)保證動(dòng)臂截面彎矩一致，將裝載機(jī)所受外載荷等效為作用在鏟斗上如圖1所示的單向單一載荷，當(dāng)量方法流程如圖2所示[15]。

圖1 疲勞試驗(yàn)載荷加載與姿態(tài)Fig.1 Fatigue test load and working attitude

圖2 裝載機(jī)外載荷當(dāng)量方法流程圖Fig.2 Flowchart of equivalent method for loader external load

ZL50G裝載機(jī)在大石方、黏土、砂子和小石方4種典型作業(yè)介質(zhì)下的當(dāng)量外載荷如圖3所示。

載荷測(cè)試中試驗(yàn)樣機(jī)由于偏載引起的鏟斗與動(dòng)臂鉸點(diǎn)的側(cè)向力最大值為12 kN，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于正載載荷值，因此載荷譜編制中未考慮偏載因素的影響[13]。對(duì)載荷數(shù)據(jù)進(jìn)行信號(hào)預(yù)處理、平穩(wěn)性檢驗(yàn)、小波分析和雨流計(jì)數(shù)，按照4種作業(yè)介質(zhì)工況的比例合成和里程外推，得到ZL50G裝載機(jī)當(dāng)量外載荷二維譜如表1所示[18]。

按照波動(dòng)中心法進(jìn)行均值計(jì)算，由表1進(jìn)行載荷損傷一致性修正[19]，得到ZL50G裝載機(jī)工作裝置疲勞試驗(yàn)加載譜，如表2所示。

為加快疲勞試驗(yàn)進(jìn)程，根據(jù)Miner線性累積損傷理論進(jìn)行相鄰等級(jí)的載荷頻次等壽命折算，即

Nh=(FRq/FRh)mNq

(1)

式中：Nq和Nh分別為折算前、后的載荷頻次；FRq和FRh分別為折算前、后的載荷幅值；m為等效系數(shù)，大載荷取3，小載荷取5[20]。

對(duì)表2的疲勞試驗(yàn)加載譜進(jìn)行加速處理，將第1級(jí)載荷頻次折算至第2級(jí)，第7級(jí)和第8級(jí)載

表1 工作裝置當(dāng)量外載荷二維譜Table 1 Two dimensional load spectrum of equivalent external load of working device

1)荷載幅值，單位為kN。

表2 工作裝置疲勞試驗(yàn)加載譜Table 2 Fatigue test loading spectrum of working device

荷頻次折算至第6級(jí)，得到工作裝置疲勞試驗(yàn)加速加載譜如表3所示。在進(jìn)行裝載機(jī)工作裝置的疲勞壽命評(píng)估和試驗(yàn)時(shí)，通常將載荷譜塊對(duì)應(yīng)的疲勞關(guān)注點(diǎn)壽命等效為裝載機(jī)連續(xù)鏟裝作業(yè)時(shí)間。按照作動(dòng)器加載頻率1.5 Hz計(jì)算，加載完成加速加載譜塊所需時(shí)間為35.88 h，等效裝載機(jī)連續(xù)鏟裝作業(yè)495.67 h，加快了疲勞試驗(yàn)進(jìn)程。

表3 工作裝置疲勞試驗(yàn)加速加載譜

2 工作裝置疲勞試驗(yàn)及結(jié)果分析

2.1 工作裝置疲勞試驗(yàn)臺(tái)架

工作裝置疲勞試驗(yàn)臺(tái)架設(shè)計(jì)原理如圖4所示。

圖4 疲勞試驗(yàn)臺(tái)架設(shè)計(jì)圖Fig.4 Design drawing of fatigue test bench

疲勞試驗(yàn)臺(tái)架主要包括龍門架、作動(dòng)器、加載工裝、剛性地面、工作裝置試件、剛性墻和剛性桿。鏟斗底板與剛性地面水平面夾角α為(60±3)°。剛性地面作為整個(gè)疲勞試驗(yàn)的基礎(chǔ)安裝平臺(tái)，龍門架和剛性墻牢固地安裝固定在剛性地面上。選擇MTS公司的244.51型液壓作動(dòng)器，通過(guò)鉸接方式與鏟斗和龍門架連接，疲勞試驗(yàn)過(guò)程中允許作動(dòng)器繞兩端鉸接點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。安裝模擬油缸的鋼性桿時(shí)，鉸孔與鉸銷的裝配公差與實(shí)際保持一致。ZL50G裝載機(jī)工作裝置疲勞試驗(yàn)臺(tái)架實(shí)物如圖5所示。

圖5 ZL50G裝載機(jī)工作裝置疲勞試驗(yàn)臺(tái)架實(shí)物圖

編制疲勞試驗(yàn)加速加載譜程序，在疲勞臺(tái)架試驗(yàn)過(guò)程中，只允許對(duì)鏟斗結(jié)構(gòu)進(jìn)行剛性加強(qiáng)。按照抗疲勞測(cè)試失效的定義，時(shí)時(shí)關(guān)注查驗(yàn)工作裝置結(jié)構(gòu)表面的宏觀裂紋情況，以出現(xiàn)壁裂透作為失效標(biāo)準(zhǔn)，此時(shí)加載完成的疲勞試驗(yàn)程序個(gè)數(shù)與等效鏟裝作業(yè)時(shí)間的乘積即為疲勞試驗(yàn)壽命。

2.2 疲勞試驗(yàn)結(jié)果及分析

在疲勞試驗(yàn)臺(tái)上施加如表3的加速加載譜進(jìn)行兩試件的疲勞試驗(yàn)，試件1、試件2采用相同的板材和焊接工藝進(jìn)行加工，對(duì)加工后的試件焊縫部位進(jìn)行無(wú)損探傷，如圖6所示。要確保兩個(gè)試件均在不存在焊接缺陷的前提下進(jìn)行疲勞臺(tái)架試驗(yàn)。

圖6 工作裝置焊縫的無(wú)損探傷測(cè)試Fig.6 Nondestructive inspection of working device weld

在加載17.3和17.9個(gè)載荷譜塊時(shí)發(fā)現(xiàn)動(dòng)臂板與車架連接處出現(xiàn)疲勞破壞，等效裝載機(jī)連續(xù)作業(yè)時(shí)間分別為8 976.70和9 287.70 h，其平均值為9 132.20 h，疲勞起始于銷軸襯套與動(dòng)臂焊接處，如圖7所示。試件1疲勞破壞處的斷口宏觀結(jié)構(gòu)如圖8所示，疲勞斷裂區(qū)的微觀形貌如圖9所示。

圖7 試件的疲勞破壞位置Fig.7 Fatigue failure location of specimens

圖8 工作裝置疲勞斷裂區(qū)的宏觀結(jié)構(gòu)

圖9 工作裝置疲勞斷裂區(qū)的微觀形貌

從圖8(a)可知，斷裂試件1存在兩個(gè)疲勞裂紋源H1和H2，H1位于靠近銷軸襯套處的焊趾，H2位于靠近動(dòng)臂板處的焊趾處。H1處的宏觀形貌(如圖8(b)所示)表明，該疲勞源處的裂紋擴(kuò)展出現(xiàn)疲勞臺(tái)階，裂紋沿圖示箭頭方向擴(kuò)展。H2處的宏觀形貌(如圖8(c)所示)表明，該疲勞源處裂紋沿著圖示箭頭方向不斷擴(kuò)展，擴(kuò)展的裂紋中存在明顯的放射性條紋。在循環(huán)應(yīng)力作用下，疲勞裂紋源H1和H2處的裂紋向前不斷擴(kuò)展，最終在圖8(b)所示直線處交匯，使構(gòu)件疲勞斷裂失效?？拷鼊?dòng)臂板處的焊趾裂紋源H2是擴(kuò)展范圍最大的主裂紋源，其擴(kuò)展面積占整個(gè)斷面的80%以上。

如圖9所示的直線上下兩處裂紋擴(kuò)展最終在斷裂區(qū)混合，導(dǎo)致構(gòu)件斷裂。圖9中直線左下方裂紋擴(kuò)展的條帶比較寬大，應(yīng)屬于大應(yīng)力下的裂紋擴(kuò)展；直線右上方區(qū)域裂紋擴(kuò)展的疲勞條帶更加細(xì)密，結(jié)合加載情況，該處屬于主裂紋擴(kuò)展區(qū)域，即主裂紋源H2是造成工作裝置疲勞斷裂的主要因素。

3 工作裝置疲勞可靠性評(píng)估

裝載機(jī)工作裝置作為大型復(fù)雜機(jī)械產(chǎn)品，考慮經(jīng)濟(jì)因素，一般通過(guò)極少量試驗(yàn)樣本確定可靠性特征量。本文的疲勞臺(tái)架試驗(yàn)只做了2件，屬于極小子樣問(wèn)題。因此，在對(duì)裝載機(jī)工作裝置進(jìn)行疲勞可靠性評(píng)估時(shí)，必須尋求極小子樣可靠性的評(píng)估方法。常用的評(píng)估方法有貝葉斯法、虛擬增廣樣本法和t分布區(qū)間法[21]，本文采用t分布區(qū)間法對(duì)裝載機(jī)工作裝置進(jìn)行可靠性評(píng)估。

根據(jù)機(jī)械產(chǎn)品疲勞壽命分布的經(jīng)驗(yàn)，假設(shè)工作裝置疲勞壽命服從對(duì)數(shù)正態(tài)分布，試驗(yàn)壽命TR和設(shè)計(jì)壽命TD的對(duì)數(shù)均服從正態(tài)分布。記疲勞試驗(yàn)壽命總體的對(duì)數(shù)均值和標(biāo)準(zhǔn)差分別為μY和σY，則工作裝置疲勞壽命可靠性評(píng)估指標(biāo)βf和可靠度Pf分別為

βf=(μY-lgTD)/σY

(2)

Pf=1-Φ(-βf)=

(3)

工作裝置疲勞試驗(yàn)對(duì)數(shù)壽命的樣本均值是總體均值μY的無(wú)偏估計(jì)量，樣本對(duì)數(shù)壽命均值服從自由度為n-1的t分布，在總體標(biāo)準(zhǔn)差σY未知時(shí)，用樣本標(biāo)準(zhǔn)差表示給定置信度1-α下的總體均值μY的置信區(qū)間，即

其中，k0.5α為給定顯著水平α與自由度n-1下t分布在0.5α處的分位點(diǎn)，SY為工作裝置疲勞試驗(yàn)壽命結(jié)果對(duì)數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)差。

一般取樣本均值的置信下限表示總體均值，即

(4)

在疲勞試驗(yàn)壽命和對(duì)應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)差已知時(shí)，將式(4)代入式(2)中，即可得到工作裝置在不同可靠度下的壽命評(píng)估公式：

(5)

由可靠度確定工作裝置安全壽命，用試驗(yàn)樣本壽命均值代替總體，則總體標(biāo)準(zhǔn)差σY與作為先驗(yàn)信息的變異系數(shù)Cv關(guān)系如下：

(6)

疲勞試驗(yàn)壽命分別為8 976.74 h和9 287.68 h，產(chǎn)品設(shè)計(jì)時(shí)變異系數(shù)Cv為0.030～0.040，文中取0.035。給定置信度0.95，由式(6)得到總體標(biāo)準(zhǔn)差σY為0.138 618，即工作裝置在不同可靠度下疲勞壽命的計(jì)算參數(shù)如下：分位點(diǎn)k0.25為0.816 5，疲勞試驗(yàn)壽命結(jié)果對(duì)數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)差為0.007 4。

由式(5)可得不同可靠度下ZL50G裝載機(jī)工作裝置的疲勞壽命結(jié)果，如表4所示；疲勞壽命與可靠度之間的關(guān)系如圖10所示。

表4 工作裝置不同可靠度下的疲勞壽命Table 4 Fatigue life of working device under different reliability

圖10 工作裝置的疲勞壽命與可靠度關(guān)系

記疲勞壽命為Tp，可靠度為P，用3次多項(xiàng)式對(duì)兩者之間的關(guān)系進(jìn)行擬合，即

(7)

上述多項(xiàng)式的擬合優(yōu)度為0.999 5，即采用3次多項(xiàng)式能夠很好地?cái)M合ZL50G裝載機(jī)工作裝置的疲勞壽命和可靠性之間的關(guān)系。在95%可靠度下裝載機(jī)工作裝置的疲勞壽命為5 348.58 h，按照裝載機(jī)每天工作8 h、每年200個(gè)工作日計(jì)算，該型號(hào)裝載機(jī)在95%可靠度下的疲勞壽命大約為3.34 a。

4 結(jié)論

本文基于ZL50G裝載機(jī)工作裝置多種物料合成載荷譜編制了疲勞試驗(yàn)加速加載譜，并進(jìn)行了工作裝置疲勞試驗(yàn)，利用t分布區(qū)間小子樣估計(jì)方法對(duì)工作裝置的疲勞可靠性進(jìn)行評(píng)估，得到以下結(jié)論：

(1)編制的裝載機(jī)工作裝置加速加載載荷譜，加載35.88 h即可等效裝載機(jī)連續(xù)作業(yè)495.67 h，實(shí)現(xiàn)了快速疲勞試驗(yàn)的目的;

(2)通過(guò)搭建的工作裝置疲勞試驗(yàn)臺(tái)獲得了工作裝置的實(shí)際疲勞壽命的平均值為9 132.20 h，疲勞破壞出現(xiàn)在動(dòng)臂板與車架連接處，疲勞起始于銷軸襯套與動(dòng)臂焊接處，靠近動(dòng)臂板處的焊趾裂紋源是擴(kuò)展范圍最大的主裂紋源，也是造成疲勞斷裂的主要因素；

(3)在給定工作壽命的條件下進(jìn)行基于疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果的極小子樣疲勞可靠性評(píng)估，獲得了工作裝置壽命與可靠度為3次多項(xiàng)式的數(shù)學(xué)關(guān)系。