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

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。