挖掘機(jī)工作裝置關(guān)節(jié)摩擦副動(dòng)態(tài)接觸特性分析

劉偉, 王子健, 陳雪輝, 李昊, 黃磊, 王可朝, 李威, 何鴻斌

(1. 安徽建筑大學(xué) 機(jī)械與電氣工程學(xué)院,合肥 230601;2. 合肥波林新材料股份有限公司,合肥 230601)

挖掘機(jī)作為典型的工程機(jī)械裝備,因其良好的作業(yè)效率和質(zhì)量得到廣泛運(yùn)用,隨著社會(huì)經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展,對(duì)其可靠性方面的研究逐漸成為重點(diǎn)[1]。挖掘機(jī)關(guān)節(jié)摩擦副作為鉸接挖掘機(jī)工作裝置的重要部位,其性能的好壞直接影響到挖掘作業(yè)的質(zhì)量以及可靠性。由于作業(yè)環(huán)境的復(fù)雜,挖掘介質(zhì)的多變,關(guān)節(jié)摩擦副往往需要承受較大變化載荷[2]。液壓挖掘機(jī)的關(guān)節(jié)摩擦副存在耳板擠壓外翻以及摩擦磨損問(wèn)題,長(zhǎng)期擠壓與摩擦?xí)?dǎo)致關(guān)節(jié)處發(fā)生變形以及工作裝置偏移等嚴(yán)重問(wèn)題,如圖1所示。

圖1 挖掘機(jī)端面損壞圖Fig.1 Excavator section damage diagram

目前對(duì)端面摩擦副的研究有:宋宗華等[3]基于有限元軟件對(duì)履帶行走系統(tǒng)內(nèi)外圓通摩擦副進(jìn)行了力學(xué)分析,計(jì)算出了摩擦副接觸的最大應(yīng)力;惠玉祥等[4]對(duì)端面磨損模型進(jìn)行了分析,并提出了沿窄端面徑向方向磨損均勻假設(shè);Lebeck[5]通過(guò)分析各個(gè)載荷對(duì)端面變形的影響,對(duì)幾種計(jì)算端面變形的方法進(jìn)行比較;Yu等[6]基于分形理論對(duì)機(jī)械密封摩擦磨損進(jìn)行建模,成功預(yù)測(cè)摩擦副壽命;肖云鵬[7]對(duì)干摩擦機(jī)械密封摩擦磨損機(jī)理及端面性能展開(kāi)了研究,探究了密封端面的實(shí)際微觀形貌與實(shí)際接觸特性, 并建立了針對(duì)干摩擦機(jī)械密封端面性能的數(shù)值計(jì)算模型,但對(duì)于挖掘機(jī)工作裝置端面摩擦副動(dòng)態(tài)接觸特性的研究尚有所缺乏。

基于以上論述,本文建立一套挖掘機(jī)工作裝置動(dòng)力學(xué)模型,選取挖掘機(jī)作業(yè)時(shí)最為典型的滿載回轉(zhuǎn)工況,利用動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS求出工作裝置3個(gè)重要關(guān)節(jié)的載荷譜曲線,并進(jìn)行應(yīng)變片實(shí)驗(yàn)加以驗(yàn)證,進(jìn)而選取其中最為典型的關(guān)節(jié)載荷譜作為邊界條件,計(jì)算出動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)端面在一個(gè)完整工況下的接觸特性變化,所得數(shù)據(jù)與結(jié)論為摩擦副端面摩擦磨損以及壽命分析提供依據(jù)。

1 挖掘機(jī)工作裝置動(dòng)力學(xué)建模

挖掘機(jī)工作裝置主要由動(dòng)臂、斗桿、鏟斗這3個(gè)桿件構(gòu)成,可簡(jiǎn)化為如圖2所示。

圖2 工作裝置動(dòng)力學(xué)示意圖Fig.2 Schematic diagram of working device dynamics

l1、l2、l3分別表示工作裝置的3大桿件:動(dòng)臂、斗桿以及鏟斗。各個(gè)參數(shù)的下標(biāo)與桿件號(hào)一一對(duì)應(yīng):例如桿件i的廣義坐標(biāo)qi表示i組件角位移關(guān)節(jié)變量θi(i=0,1,2,3;0表示基坐標(biāo)系),其中θ0表示工作裝置的回轉(zhuǎn)角。考慮質(zhì)量問(wèn)題,將動(dòng)臂、斗桿、鏟斗的質(zhì)心簡(jiǎn)化到G1、G2、G3這3點(diǎn)。

桿件i的質(zhì)心在基坐標(biāo)系中的位置向量0ci為

0ci=0Ti·ici

(1)

式中:0Ti為相對(duì)于基坐標(biāo)系的齊次變換矩陣;ici為質(zhì)心在相應(yīng)坐標(biāo)系中的位置向量。

桿件i質(zhì)心的速度vi為

(2)

工作裝置的動(dòng)能EK為

工作裝置的勢(shì)能EP為

(4)

將式(3)與式(4)代入式(1)中,得到剛體i的廣義力矩τi為

(5)

桿件i的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為

(6)

將式(5)、式(6)合并有

(7)

式中Hijk為關(guān)節(jié)離心力和科里奧利力作用項(xiàng)。表達(dá)式為

(8)

工作裝置的重力Gi為

(9)

因此,結(jié)合式(2)用矩陣形式表示工作裝置動(dòng)力學(xué)方程為

(10)

其中:

(11)

2 挖掘機(jī)工作裝置動(dòng)力學(xué)仿真

2.1 工作裝置工況的選取

挖掘機(jī)在實(shí)際工作中存在各種不同的挖掘方式,例如動(dòng)臂挖掘、鏟斗挖掘以及復(fù)合挖掘等。本文為保持一般性,選取其中最為典型的工況之一(平地滿載鏟斗挖掘工況)工況過(guò)程為:

1) 0～3 s,啟動(dòng)挖掘機(jī),動(dòng)臂油缸收縮將工作裝置抬起一定的高度,斗桿油缸收縮調(diào)整挖掘機(jī)姿態(tài),鏟斗油缸收縮準(zhǔn)備挖掘,作為工況起點(diǎn);

2) 3～6 s,動(dòng)臂、斗桿油缸均伸長(zhǎng)一定的行程調(diào)整姿態(tài)進(jìn)行準(zhǔn)備挖掘;

3) 6～10 s,鏟斗油缸驅(qū)動(dòng)進(jìn)行挖掘作業(yè);

4) 10～15 s,動(dòng)臂收縮,斗桿與鏟斗油缸保持閉鎖狀態(tài),提升一定高度,完成一個(gè)工作循環(huán)。

工作裝置工作過(guò)程中3組液壓油缸尺寸變化如圖3所示。

圖3 各液壓缸行程圖Fig.3 Diagram of various hydraulic cylinders′ stroke

2.2 外載荷的計(jì)算

外載荷的施加對(duì)于動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果有著重要的影響[8]。挖掘機(jī)外載荷主要包括鏟斗的切向阻力、法向阻力以及裝土重量。

2.2.1 鏟斗挖掘時(shí)所受阻力

鏟斗受到阻力的切向分量為

(12)

式中:C為土壤系數(shù),數(shù)值一般根據(jù)土壤等級(jí)選取;R為鏟斗切削半徑;φmax表示鏟斗一半的轉(zhuǎn)角;φ為實(shí)際轉(zhuǎn)角;B為切削刃影響系數(shù),一般B=1+2.6b,b為表示鏟斗寬度;A為切削角變化影響系數(shù),一般取1.3;Z為斗齒影響系數(shù),一般取0.75;X為鏟斗側(cè)壁厚度系數(shù),一般X=1+0.03s,s為側(cè)壁厚度;D為擠壓土壤所受反力,鏟斗容積在0.25 m3以內(nèi)時(shí),D的值取10 kN,大于0.25 m3時(shí)一般取10～17 kN之間。

鏟斗挖掘作業(yè)時(shí),法向阻力Fn受力較小,即

Fn=ψFt

(13)

式中ψ為常系數(shù),數(shù)值一般為0～0.2,根據(jù)土質(zhì)均勻程度取值,土質(zhì)越均勻數(shù)值越小[9]。

2.2.2 鏟斗內(nèi)部物料對(duì)鏟斗的切向阻力

切向阻力為

F′t=qγμcosβ

(14)

式中:q為鏟斗容積;γ為土壤的容重;μ為鏟斗與土壤間的摩擦因數(shù);β為挖掘起點(diǎn)與終點(diǎn)連線與水平地面的夾角。

2.2.3 挖掘機(jī)工作裝置外載荷

計(jì)算所得的挖掘機(jī)外載荷曲線如圖4所示。

圖4 挖掘機(jī)外載荷圖Fig.4 Diagram of excavator′s external load

在0～5 s內(nèi)挖掘機(jī)進(jìn)行準(zhǔn)備姿態(tài)外載荷均為0;5～10 s內(nèi)工作裝置開(kāi)始鏟斗挖掘狀態(tài),在10 s時(shí)挖掘過(guò)程結(jié)束,載荷值達(dá)到峰點(diǎn);在10 s后,工作裝置開(kāi)始提升,僅受物料的重力載荷。

2.3 動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)載荷譜分析

利用軟件CATIA建立挖掘機(jī)工作裝置的三維模型,并將模型導(dǎo)入至動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS,各鉸接關(guān)節(jié)采用旋轉(zhuǎn)副連接,液壓缸與液壓桿采用移動(dòng)副連接,外載荷以及液壓缸驅(qū)動(dòng)函數(shù)按上文所述設(shè)置。挖掘機(jī)工作裝置的關(guān)節(jié)重多,而主要承重關(guān)節(jié)為動(dòng)臂-底座、斗桿-動(dòng)臂以及鏟斗-斗桿關(guān)節(jié),仿真得此3關(guān)節(jié)的動(dòng)態(tài)載荷譜如圖5所示。

圖5 工作裝置關(guān)節(jié)載荷譜Fig.5 Working device joint load spectrum

工作裝置的此3個(gè)關(guān)節(jié)在整個(gè)工況模擬中,載荷大體變化趨勢(shì)相似,挖掘過(guò)程載荷遠(yuǎn)高于其他過(guò)程,在最高動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)可達(dá)到70 kN,而由載荷產(chǎn)生的接觸磨損量與載荷大小成正比[10],因此在過(guò)程中摩擦磨損也將最為嚴(yán)重。在5 s以及10 s時(shí),關(guān)節(jié)載荷發(fā)生突變,載荷的突變會(huì)帶來(lái)關(guān)節(jié)的碰撞與沖擊,長(zhǎng)期的碰撞與沖擊會(huì)使得端面接觸的耳板發(fā)生碰撞變形。對(duì)于工作人員的日常使用而言,減少鏟斗挖掘時(shí)的粗暴使用可有效降低突變載荷對(duì)于耳板的沖擊。而三個(gè)關(guān)節(jié)中,動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)由于承載整個(gè)工作裝置的重力,載荷明顯高于其他關(guān)節(jié),所受的碰撞沖擊、擠壓變形以及摩擦磨損也更加嚴(yán)重。下文將提取動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)的載荷譜,對(duì)此關(guān)節(jié)進(jìn)行接觸力分析。

3 應(yīng)力應(yīng)變實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 實(shí)驗(yàn)準(zhǔn)備

考慮到檢測(cè)關(guān)節(jié)載荷變化的實(shí)驗(yàn)難以實(shí)現(xiàn),本文采用應(yīng)變花貼片實(shí)驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證動(dòng)力學(xué)仿真中應(yīng)力應(yīng)變的準(zhǔn)確性,從而從側(cè)面驗(yàn)證動(dòng)力學(xué)分析的正確性,試驗(yàn)主要儀器參數(shù)如表1所示。

表1 實(shí)驗(yàn)主要儀器Tab.1 Main experimental instruments

進(jìn)行本次實(shí)驗(yàn)的應(yīng)變儀測(cè)量基于惠斯通電橋原理,惠斯通電橋中G為微小電流計(jì),同時(shí)有4個(gè)電阻又叫做電橋的4個(gè)臂,其中Rx電阻接應(yīng)變片,如圖6a)所示。將電阻應(yīng)變片粘貼在試件的表面,應(yīng)變片按1/4橋方式接入應(yīng)變儀中,如圖6b)所示。當(dāng)未產(chǎn)生應(yīng)變時(shí),Rx電阻未發(fā)生變化,電路電橋被平衡,此時(shí)電流計(jì)的示數(shù)為0,隨著應(yīng)變片的變形,利用電阻效應(yīng)將力學(xué)量轉(zhuǎn)變?yōu)殡妼W(xué)量,即導(dǎo)線沿其軸線方向受力產(chǎn)生形變后其電阻值也隨之發(fā)生變化,利用該原理即可測(cè)量應(yīng)力應(yīng)變。

圖6 測(cè)量原理及接線方式Fig.6 Measurement principle and wiring method

基于借助仿真軟件ANSYS中的靜力學(xué)模塊確定工作裝置易受載荷區(qū)域[11],并將這些區(qū)域作為測(cè)量點(diǎn)分別為1～7,打磨這些區(qū)域至光滑金屬表面以減少實(shí)驗(yàn)誤差,在調(diào)整好實(shí)驗(yàn)挖掘機(jī)至工作位姿后,在這些區(qū)域粘貼應(yīng)變花貼片。待應(yīng)變片接入應(yīng)變儀并調(diào)試好程序后,即開(kāi)始實(shí)驗(yàn),如圖7和圖8所示。

圖7 靜力學(xué)分析確定測(cè)量點(diǎn)Fig.7 Static analysis to determine measurement points

圖8 實(shí)驗(yàn)準(zhǔn)備完成Fig.8 Experimental preparation

3.2 實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比

取得3組應(yīng)變片應(yīng)變多組數(shù)據(jù),取平均值以減少實(shí)驗(yàn)誤差。根據(jù)第四強(qiáng)度理論計(jì)算得出所對(duì)應(yīng)的等效應(yīng)力[12];同時(shí)將動(dòng)力學(xué)仿真分析所得的3個(gè)關(guān)節(jié)載荷譜導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析,得到動(dòng)力學(xué)仿真所對(duì)應(yīng)的等效應(yīng)力數(shù)據(jù),對(duì)比如圖9和表2所示。

表2 實(shí)驗(yàn)與仿真峰值誤差對(duì)比Tab.2 Comparison of experimental and simulation peak errors

7組測(cè)量點(diǎn)的實(shí)驗(yàn)曲線與仿真曲線除測(cè)量點(diǎn)4外大體吻合,實(shí)驗(yàn)與仿真的峰值誤差除測(cè)量點(diǎn)4和測(cè)量點(diǎn)6均小于5 %,趨勢(shì)完全一致,測(cè)量點(diǎn)6誤差增大的原因可能是鏟斗及其重物的慣性力算法難以準(zhǔn)確計(jì)算;而造成測(cè)量點(diǎn)4較大誤差可能是以下原因:

1) 4號(hào)測(cè)點(diǎn)為動(dòng)臂與斗桿鉸接點(diǎn)處,是較為復(fù)雜的構(gòu)件組成,仿真未考慮傳遞受載時(shí)振動(dòng)變形以及斗桿運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)較大的力學(xué)慣量的影響;

2) 有限元分析簡(jiǎn)化模型時(shí),不排除該部位網(wǎng)格質(zhì)量帶來(lái)的影響;

3) 該部位的應(yīng)力節(jié)點(diǎn)與實(shí)際應(yīng)變花的測(cè)量具有誤差?？傮w來(lái)說(shuō),本次實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了動(dòng)力學(xué)仿真的正確性,將仿真得到的關(guān)節(jié)載荷數(shù)據(jù)用于研究關(guān)節(jié)端面摩擦副的力學(xué)情況,結(jié)果將具有較高的可靠性。

4 摩擦副端面接觸動(dòng)態(tài)特性分析

4.1 端面接觸原理

圍繞動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)鉸接處進(jìn)行研究,該部位承受工作載荷引發(fā)相互接觸的摩擦副兩部件發(fā)生偏移如圖10所示,端面接觸的兩部件并不是完全貼合,在工作裝置運(yùn)動(dòng)的過(guò)程中,接觸區(qū)域也在發(fā)生著變化。隨著二者之間的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)以及動(dòng)作裝置自身的振動(dòng),端面接觸部位發(fā)生擠壓與摩擦磨損,端面不同區(qū)域磨損程度的不同又會(huì)造成接觸的兩端面貼合不完全,在工作裝置大載荷的運(yùn)作下,這種情況會(huì)加劇端面接觸之間的磨損與碰撞沖擊,造成動(dòng)臂耳板的變形。

圖10 動(dòng)臂后支承和平臺(tái)處端面摩擦副的接觸示意圖Fig.10 Schematic diagram of the contact between the rear support of the boom and the end face friction pair at the platform

基于動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果數(shù)據(jù)的關(guān)節(jié)動(dòng)態(tài)載荷,借用ANSYS的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)模塊,對(duì)端面的接觸動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析[13]。在實(shí)際工程作業(yè)中,工作裝置承受的載荷由于環(huán)境因素的作用并非是周期性的,是隨時(shí)間變化的動(dòng)態(tài)過(guò)程。

4.2 摩擦副端面接觸仿真

由于工作裝置屬于大體積模型,且本文重點(diǎn)分析動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié),僅擇取動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)重要部件,截取之后的目標(biāo)模型如圖11所示。

圖11 動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)有限元模型Fig.11 Finite element model of boom-base joint

基于ANSYS瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)模塊,將由動(dòng)力學(xué)仿真所得動(dòng)臂-底座關(guān)節(jié)的動(dòng)態(tài)載荷譜作為邊界條件,對(duì)關(guān)節(jié)摩擦副端面的接觸特性進(jìn)行仿真分析[14]。表3為關(guān)節(jié)摩擦副端面接觸材料35鋼材料屬性。

表3 35鋼材料屬性Tab.3 Material properties of 35 steel

關(guān)節(jié)左右端面的最大應(yīng)力值變化曲線如圖12所示,對(duì)端面接觸最大應(yīng)力點(diǎn)的分析不失一般性。從圖12中可以看出:左端面的應(yīng)力值明顯大于右端面,由于接觸動(dòng)態(tài)仿真的邊界條件來(lái)自于前文的動(dòng)力學(xué)分析,排除仿真軟件算法誤差的原因,這說(shuō)明工作裝置即使在正鏟挖掘情況下也會(huì)不可避免的產(chǎn)生偏置力,從而導(dǎo)致左右端面接觸力產(chǎn)生差距。而左右端面均在5～10 s(鏟斗挖掘)時(shí)產(chǎn)生應(yīng)力值的高峰,其中左端面更為明顯,在8 s時(shí)達(dá)到最高值17 MPa,遠(yuǎn)小于端面材料35鋼的屈服極限(320 MPa),在強(qiáng)度上端面材料是安全的。在挖掘過(guò)程啟動(dòng)以及結(jié)束時(shí),左右端面均為較大的力突變,此時(shí)端面產(chǎn)生了來(lái)自工作裝置力的沖擊,隨著發(fā)生頻率的積累,接觸端面的外側(cè)耳板會(huì)產(chǎn)生疲勞損壞,從而造成耳板外翻、關(guān)節(jié)變形。

圖12 端面最大應(yīng)力點(diǎn)動(dòng)態(tài)曲線Fig.12 Dynamic curve of the maximum stress point on the terminal face

分別選取各個(gè)過(guò)程的中點(diǎn)繪制左右端面的接觸狀態(tài)圖以及應(yīng)力動(dòng)態(tài)云圖,如圖13所示。

在左右端面的接觸狀態(tài)中,端面除了接觸時(shí)會(huì)發(fā)生滑動(dòng)之外,還產(chǎn)生了相互之間的黏附,黏附磨損是金屬表面接觸磨損主要形式的一種,兩接觸面在大載荷下完全咬住,伴隨著產(chǎn)生的巨大熱力,金屬直接破壞端面間的潤(rùn)滑油層。對(duì)黏著磨損的預(yù)防除了在設(shè)計(jì)上保證間隙尺寸與規(guī)范相符外,安插合適的薄膜(如邊界膜或潤(rùn)滑劑膜)是最常用的方法。同時(shí),左右端面由于載荷分布的不均,左端面更大的受力使得接觸力分布在端面外側(cè)邊緣,而右端面的接觸分布較為分散,其結(jié)果是左端面外側(cè)邊緣磨損嚴(yán)重,在長(zhǎng)期使用中,左右端面的磨損都將集中于端面外側(cè)邊緣區(qū)域[15],這與目前挖掘機(jī)端面的磨損樣式(見(jiàn)圖14)一致。

圖14 端面磨損實(shí)樣圖Fig.14 Solid sample plot of terminal face wear

5 結(jié)論

1) 挖掘機(jī)在挖掘過(guò)程中的載荷遠(yuǎn)大于其他過(guò)程,此階段的磨損也將最為嚴(yán)重。

2) 應(yīng)變片實(shí)驗(yàn)的結(jié)果與動(dòng)力學(xué)仿真基本吻合,驗(yàn)證了動(dòng)力學(xué)分析的正確性。

3) 端面相互之間的接觸應(yīng)力遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力,端面的強(qiáng)度破壞主要是長(zhǎng)期使用所致的疲勞破壞;在端面接觸的高應(yīng)力區(qū)產(chǎn)生了黏著磨損;接觸磨損的區(qū)域主要集中與端面外側(cè)邊緣處,隨著工作裝置位姿的改變,摩擦磨損由外圓面向內(nèi)延伸,這與實(shí)際情況相一致。