裝載機(jī)鏟斗的載荷歷程獲取及疲勞分析

張繼堯，李 冰，徐武彬，張逸彬

（廣西科技大學(xué)機(jī)械與交通工程學(xué)院，廣西 柳州 545006）

1 引言

裝載機(jī)鏟斗是裝載機(jī)在工作過程中的直接實(shí)施者也是研究的重點(diǎn)，在對裝載機(jī)鏟斗進(jìn)行研究時(shí)，只對鏟斗進(jìn)行靜強(qiáng)度的分析是片面的，還必須對其進(jìn)行疲勞可靠性方面的分析。大多文獻(xiàn)的分析均以5T或以上的鏟斗進(jìn)行分析，而對1.2T鏟斗的研究較少，1.2T鏟斗的結(jié)構(gòu)簡單相對耗材較多但裝載物料較少，其工作可能存在應(yīng)力分布不合理以及應(yīng)力過小的現(xiàn)象，需要對其進(jìn)行強(qiáng)度及疲勞壽命分析。裝載機(jī)鏟斗在工作過程中所承受的載荷歷程是分析鏟斗疲勞壽命的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。文獻(xiàn)［1-3］通過經(jīng)驗(yàn)公式法計(jì)算的線性變化的載荷歷程作為疲勞分析的載荷歷程，而在實(shí)際的工況中鏟斗所受到的載荷多是復(fù)雜多變的，采用線性變化的載荷用作鏟斗的疲勞分析不符合鏟斗工作的實(shí)際情況；文獻(xiàn)［4-7］借助動力軟件結(jié)合經(jīng)驗(yàn)公式來獲取載荷歷程。由于施加的載荷是通過經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算的，因此與實(shí)際情況有一定的差距；文獻(xiàn)［8］將離散元分析得到的載荷歷程作為疲勞分析的載荷歷程，但并未考慮到鏟斗本身的慣性及位置與角度變化。結(jié)合之前學(xué)者的研究，為得到更貼近鏟斗實(shí)際的疲勞壽命，通過采用多體動力學(xué)與散體力學(xué)耦合的方式來獲得更貼近實(shí)際的載荷歷程，再利用疲勞計(jì)算軟件nCode與疲勞理論，對裝載機(jī)鏟斗進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的分析，分析鏟斗的疲勞特性，確保其安全工作，為裝載機(jī)鏟斗的可靠性設(shè)計(jì)提供參考。

2 鏟斗載荷歷程的獲取

2.1 幾何模型建立

按照1.2T 裝載機(jī)的真實(shí)尺寸通過Solidworks 建立三維實(shí)體模型，由于裝載機(jī)工作裝置的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜僅鏟斗就有幾十個(gè)部件，因此需要在保證不影響計(jì)算結(jié)果的情況下對整個(gè)裝載機(jī)工作裝置進(jìn)行簡化。根據(jù)ADAMS的計(jì)算原理，在不改變質(zhì)量、慣性矩和部件間連接點(diǎn)位置的情況下對模型進(jìn)行簡化，簡化后的模型不會對ADAMS 的計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生影響。將簡化后的模型導(dǎo)入ADAMS中。為防止施加約束時(shí)使系統(tǒng)具有冗余約束，采用運(yùn)動副中的移動副、轉(zhuǎn)動副、球副對當(dāng)前模型施加約束［9］，建立模型。

2.2 材料選擇

鏟斗是焊合件，采用16Mn 作為材料，其中，屈服極限，σs=345MPa。彈性模量E=（2×106）MPa，泊松比取0.3［2］。

2.3 載荷歷程的獲取

裝載機(jī)鏟斗在工作過程中可分為五個(gè)運(yùn)動狀態(tài)：插入物料、轉(zhuǎn)斗、抬升同時(shí)平移物料、卸載物料、恢復(fù)初始狀態(tài)。通過在ADAMS中對工作裝置的平移及油缸的運(yùn)動進(jìn)行設(shè)置，對模型進(jìn)行空載仿真，可以得到鏟斗的運(yùn)動信息包括位移、速度、加速度、角速度，作為下一步離散元仿真的運(yùn)動設(shè)置的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。

由于裝載機(jī)在工作時(shí)受到的載荷是不穩(wěn)定的，因此只在鏟斗處施加恒定或勻變載荷是不符合實(shí)際情況的，為實(shí)現(xiàn)獲取與實(shí)際情況較吻合的載荷，使用離散元軟件通過散體力學(xué)的模擬來獲取載荷。選取碎石作為物料，材料屬性參數(shù)、材料之間接觸參數(shù)，如表1、表2所示。鏟斗的運(yùn)動信息利用工作裝置在ADAMS中空載仿真獲得的運(yùn)動信息，最后仿真獲得鏟斗的時(shí)間-載荷曲線。

表1 碎石與鋼的材料屬性參數(shù)Tab.1 Material Properties of Gravel and Steel

表2 碎石與鋼的接觸屬性參數(shù)Tab.2 Contact Properties of Gravel and Steel

將通過離散元軟件所得到的時(shí)間-載荷曲線加載到ADAMS模型中，加載位置設(shè)置在鏟斗的下底面質(zhì)點(diǎn)處，再次進(jìn)行仿真即可得到鏟斗與動臂各連接處的時(shí)間-載荷曲線。因?yàn)榈玫降那€中載荷采用的是不發(fā)生改變的整體坐標(biāo)系，鏟斗位置隨工作的進(jìn)程發(fā)生改變，而后續(xù)的分析中鏟斗的位置始終保持不變。因此需要利用鏟斗的時(shí)間-角度曲線對載荷曲線進(jìn)行三角函數(shù)變換。得到供后續(xù)分析的時(shí)間-載荷曲線，如圖1所示。

圖1 鏟斗的時(shí)間-載荷曲線Fig.1 Bucket Time-Load Curve

3 靜力學(xué)分析

分析中裝載機(jī)行駛的反方向?yàn)閅向，垂直于前進(jìn)方向向上為Z向。

3.1 有限元模型建立

將模型導(dǎo)入Hypermesh軟件中，并對模型進(jìn)行簡化，確保簡化后的模型不會對分析解結(jié)果產(chǎn)生影響。選取3D四面體網(wǎng)格單元，網(wǎng)格尺寸為10，對簡化后的模型進(jìn)行3D網(wǎng)格劃分。

3.2 載荷的確定

根據(jù)鏟斗的時(shí)間-載荷曲線，選取所受的縱向載荷最大的時(shí)間點(diǎn)2.5s，鏟斗正處于插入剛剛開始崛起的狀態(tài)，該點(diǎn)所對應(yīng)的橫縱載荷分別為8.01kN，15.91kN作為有限元分析的載荷進(jìn)行分析計(jì)算。分析中略去鏟斗斗齒，按文獻(xiàn)［10］分析的載荷分布對有限元模型施加載荷，裝載機(jī)行駛方向的載荷作為插入阻力加載到鏟斗斗唇，垂直方向的載荷作為崛起載荷均布加載到鏟斗下底板。鏟斗角耳處三點(diǎn)施加約束，僅保留繞Z向轉(zhuǎn)動的自由度。

3.3 分析結(jié)果

通過計(jì)算得到鏟斗的應(yīng)力云圖與位移云圖，如圖2、圖3所示。

圖2 鏟斗的應(yīng)力云圖Fig.2 Stress Cloud Diagram of Bucket

圖3 鏟斗的位移云圖Fig.3 Displacement Cloud Diagram of Bucket

2.5 s時(shí)鏟斗正處于開始崛起料堆的狀態(tài)，由應(yīng)力云圖可看出鏟斗受到的應(yīng)力主要集中在下側(cè)角耳處，最大應(yīng)力為130.2MPa，發(fā)生在鏟斗下側(cè)兩個(gè)角耳的內(nèi)側(cè)側(cè)板處，其外側(cè)側(cè)板應(yīng)力略小為101.7MPa。其余位置應(yīng)力很小不超過50MPa。鏟斗底部結(jié)構(gòu)并不合理，鏟斗的底部應(yīng)力分布不均勻在兩個(gè)角耳的內(nèi)外側(cè)均出現(xiàn)應(yīng)力集中。并且在存在應(yīng)力集中的情況下，鏟斗的最大應(yīng)力不足鏟斗屈服強(qiáng)度的56%，證明改鏟斗有很大的優(yōu)化空間。鏟斗出現(xiàn)的最大形變?yōu)?.367mm，位于鏟斗斗唇中央。

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

采用JM3849動態(tài)應(yīng)變測試系統(tǒng)對裝載機(jī)鏟斗進(jìn)行動態(tài)應(yīng)力應(yīng)變測試試驗(yàn)。測試環(huán)境溫度為30°，相對濕度不大于90%，風(fēng)速不大于4m/s，周圍無強(qiáng)烈振動和強(qiáng)磁場干擾。根據(jù)鏟斗的靜力學(xué)分析的結(jié)果，對應(yīng)力較大的位置布置應(yīng)變花，并在實(shí)驗(yàn)允許的情況下盡可能多布置［11］。其中仿真產(chǎn)生最大應(yīng)力的位置在鏟斗下側(cè)角耳下側(cè)出，其位于鏟斗底部，在實(shí)驗(yàn)過程中會因與物料接觸而發(fā)生破壞，因而選擇將應(yīng)變片布置在下側(cè)角耳的上側(cè)。額外選取鏟斗明顯特征處補(bǔ)充布置應(yīng)變花以便參照，共選擇14個(gè)測點(diǎn)進(jìn)行測試，本次實(shí)驗(yàn)中測點(diǎn)分布，如圖4所示。

圖4 鏟斗應(yīng)力測點(diǎn)布置圖Fig.4 Bucket Stress Measuring Point Layout

4.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果

經(jīng)過多次實(shí)驗(yàn)測試，對實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了多次計(jì)算，得到裝載機(jī)鏟斗在整個(gè)工作過程中各個(gè)測點(diǎn)的時(shí)間-應(yīng)變的關(guān)系。通過對裝載機(jī)鏟斗作業(yè)過程進(jìn)行數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，可以獲取鏟斗0°、45°、90°三個(gè)方向上的應(yīng)變值ε0，ε45，ε90。根據(jù)鏟斗材料的彈性模量E和泊松比μ，通過式（1）可以計(jì)算出測點(diǎn)的最大主應(yīng)力σ1和最小主應(yīng)力σ3，從而由第4強(qiáng)度理論式（2）可以得到測點(diǎn)的等效應(yīng)力σr。

通過計(jì)算得到14個(gè)測點(diǎn)在整個(gè)工作過程中應(yīng)力隨時(shí)間的變化曲線，經(jīng)過對多組實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的初步分析與仿真結(jié)果相對比，其中測點(diǎn)5-12在實(shí)驗(yàn)過程中與有限元分析中均應(yīng)力很小，使環(huán)境等因素的比重增大，因此不做重點(diǎn)討論。得到時(shí)間-等效應(yīng)力曲線，如圖5所示。

圖5 時(shí)間-等效應(yīng)力曲線Fig.5 Time-Equivalent Stress Curve

由于實(shí)驗(yàn)中裝載機(jī)為人工駕駛及受環(huán)境限制等因素，裝載機(jī)的鏟裝情況與步驟無法與多體動力學(xué)仿真過程完全一致。隨機(jī)選取任意3 個(gè)時(shí)刻的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)中各測點(diǎn)應(yīng)力，在仿真所得載荷歷程中選取對應(yīng)相似工況的載荷，對有限元模型施加該時(shí)刻的載荷并進(jìn)行有限元分析得到仿真結(jié)果，在有限元分析結(jié)果中選取最接近測點(diǎn)的一個(gè)單元，提取其應(yīng)力狀況用來與試驗(yàn)結(jié)果作對比，對所得載荷歷程進(jìn)行驗(yàn)證。實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比，如表3所示。

表3 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比Tab.3 The ExperImental Data are Compared with the Simulation Analysis

通過與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，大多數(shù)測點(diǎn)的實(shí)驗(yàn)值與仿真值的誤差在15%以內(nèi)。有個(gè)別測點(diǎn)的誤差大于15%，其中第三組的測點(diǎn)2最為明顯，由于測點(diǎn)應(yīng)力過小使得環(huán)境等因素的影響顯得較為突出的原因。可以認(rèn)為仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果在誤差15%的范圍以內(nèi)一致，證明采用離散元與多體動力學(xué)結(jié)合的方法可以獲得接近實(shí)際情況載荷歷程。

5 疲勞壽命分析

5.1 疲勞分析方法

采用nCode軟件對鏟斗以及動臂的疲勞壽命進(jìn)行分析，疲勞壽命分析流程，如圖6所示。

圖6 疲勞壽命分析流程圖Fig.6 Flow Chart of Fatigue Life Analysis

5.2 線性疲勞損傷累計(jì)理論

線性疲勞損傷累計(jì)理論認(rèn)為：材料在循環(huán)載荷作用下產(chǎn)生的疲勞是可以累加的，每個(gè)應(yīng)力產(chǎn)生的損傷相互獨(dú)立、互不干涉，可以進(jìn)行線性累加。當(dāng)疲勞損傷累積后達(dá)到某一數(shù)值時(shí)，材料就發(fā)生破壞。Plamgren-Miner［12］理論是線性疲勞損傷累計(jì)理論中最典型的理論。Miner理論認(rèn)為，材料的總損傷為D，某一個(gè)循環(huán)載荷產(chǎn)生的損傷為Di=，則n個(gè)循環(huán)載荷產(chǎn)生的總損傷為：

式中：Ni—應(yīng)力水平為Si時(shí)的疲勞壽命；ni—水平為Si的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。D取到1時(shí)材料發(fā)生疲勞破壞線性疲勞累計(jì)損傷理論顯著地簡化了疲勞機(jī)理，廣泛應(yīng)用于工程實(shí)際［13-14］。

5.3 鏟斗材料的S-N曲線

一般的S-N曲線是通過材料多次的拉伸疲勞實(shí)驗(yàn)獲得，而在nCode軟件中用輸入材料的強(qiáng)度極限、第一截距、第一強(qiáng)度指數(shù)、第二強(qiáng)度指數(shù)、疲勞轉(zhuǎn)折點(diǎn)、對數(shù)標(biāo)準(zhǔn)差、循環(huán)特征、楊氏模量，就可以在軟件中生成相應(yīng)的S-N曲線［15］。經(jīng)過計(jì)算，16Mn的S-N曲線，如圖7所示。

圖7 16Mn的S-N曲線Fig.7 The S-N Curve of 16Mn

5.4 疲勞壽命計(jì)算

將靜力學(xué)分析所得的鏟斗與動臂的應(yīng)力與位移結(jié)果導(dǎo)入nCode軟件中，將ADAMS的結(jié)果通過三角變換所得到的時(shí)間載荷歷程作為疲勞分析中的載荷歷程曲線，分別施加在有限元模型中各載荷工況的分析結(jié)果上。根據(jù)鏟斗結(jié)合實(shí)際運(yùn)行工況中的載荷曲線及其受力特點(diǎn)可知，鏟斗的破壞形式屬于高周疲勞，在疲勞分析中應(yīng)采用多軸疲勞的分析方法［16］。平均應(yīng)力修正采用Goodman算法，表面處理采用簡單機(jī)械加工，多軸應(yīng)力狀態(tài)評估采用Standard進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算結(jié)果，如圖8所示。

圖8 鏟斗的疲勞壽命云圖Fig.8 Cloud Diagram of Fatigue Life of Bucket

根據(jù)壽命云圖分析，鏟斗在不考慮磨損的情況下最薄弱的地方位于下部角耳內(nèi)側(cè)，在工作（4.554×105）次，根據(jù)每天連續(xù)工作5h計(jì)算，在連續(xù)工作約2年后出現(xiàn)疲勞損傷。

6 結(jié)論

（1）通過實(shí)驗(yàn)分析驗(yàn)證了采用離散元與多體動力學(xué)耦合的方法可以獲得更加接近實(shí)際情況的裝載機(jī)鏟斗工作中的載荷歷程。以此進(jìn) 行疲勞分析可以獲得鏟斗更加準(zhǔn)確的疲勞壽命。

（2）通過有限元分析，發(fā)現(xiàn)1.2T裝載機(jī)鏟斗作業(yè)時(shí)存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，且應(yīng)力不足屈服應(yīng)力的56%，有待結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

（3）在有限元靜力學(xué)分析的基礎(chǔ)上，結(jié)合nCode軟件利用所得載荷歷程對鏟斗進(jìn)行疲勞壽命分析及計(jì)算，確定了在實(shí)際工作中鏟斗下部角耳外側(cè)下部更易發(fā)生疲勞損壞，為1.2T鏟斗的進(jìn)一步改進(jìn)提供依據(jù)。同時(shí)得到鏟斗的實(shí)際壽命約為（4.554×105）次鏟裝。