焦宏章

(中國(guó)煤炭科工集團(tuán)太原研究院有限公司，山西 太原 030006)

巷修機(jī)是一種對(duì)底鼓、巷道截面縮小等變形巷道進(jìn)行修復(fù)的機(jī)械化設(shè)備，反鏟挖掘裝置是巷修機(jī)的核心部件之一，用于扒裝物料，某型號(hào)巷修機(jī)裝載物料過(guò)程中，大臂下部與中間臂油缸鉸接的位置，頻繁發(fā)生焊縫開(kāi)裂，進(jìn)而導(dǎo)致中間臂油缸與大臂的連接銷(xiāo)軸斷裂的故障，但按照現(xiàn)有現(xiàn)有文獻(xiàn)提供的方法對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)有限元分析，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度完全滿足使用要求[1，2]。本文將針對(duì)這一問(wèn)題，從材料，焊接過(guò)程，以及強(qiáng)度校核方法等方面著手對(duì)這一具體問(wèn)題進(jìn)行全面剖析，進(jìn)而找出故障原因，并給出改進(jìn)建議。

1 故障原因分析

該型號(hào)巷修機(jī)反鏟挖掘裝置如圖1所示，主要由大臂、大臂油缸、中間臂、中間臂油缸、斗桿、斗桿油缸、鏟斗、鏟斗油缸、連桿Ⅰ、連桿Ⅱ組成。

圖1 反鏟挖掘裝置組成

1.1 使用工況

設(shè)備使用過(guò)程中，動(dòng)臂共更換了兩件，平均使用壽命約4周，損壞全部發(fā)生在裝載物料過(guò)程中，具體損壞過(guò)程是，首先發(fā)現(xiàn)圖1所示位置的焊縫開(kāi)裂，進(jìn)而進(jìn)行補(bǔ)焊和加固，使用1至2個(gè)生產(chǎn)班后，補(bǔ)焊焊縫再次開(kāi)裂，進(jìn)而導(dǎo)致中間臂油缸與大臂連接處的連接銷(xiāo)軸斷裂。發(fā)生故障時(shí)的整機(jī)姿態(tài)及動(dòng)作為：大臂油缸和中間臂油缸固定不動(dòng)，操作斗桿油缸或者鏟斗油缸進(jìn)行收料，此時(shí)中間臂油缸處于受拉狀態(tài)。

1.2 設(shè)計(jì)分析

大臂在設(shè)計(jì)過(guò)程中和故障發(fā)生后兩次對(duì)大臂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行了有限元分析[2]。分析過(guò)程中施加的邊界條件為：大臂與機(jī)架鉸接孔、大臂與中間臂鉸接孔，兩個(gè)孔的中心在X、Y向的平動(dòng)自由度固定，動(dòng)臂對(duì)稱面上的所有節(jié)點(diǎn)在Z向的自由度固定，對(duì)中間臂油缸與大臂的連接銷(xiāo)孔施加中間臂油缸所能承受的最大拉力，即中間臂油缸有桿腔平衡閥被迫打開(kāi)時(shí)油缸對(duì)銷(xiāo)軸的拉力。分析結(jié)果顯示，焊縫開(kāi)裂處應(yīng)力約30MPa，銷(xiāo)軸應(yīng)力約200MPa，遠(yuǎn)小于選用材料的需用應(yīng)力，若焊接質(zhì)量過(guò)關(guān)，焊縫不應(yīng)該開(kāi)裂。

1.3 焊縫開(kāi)裂原因分析

大臂與中間臂油缸連接處頻繁發(fā)生故障，原因可能是加工制造環(huán)節(jié)出了問(wèn)題，也可能是設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)出了問(wèn)題。同一批次的鋼材使用在別的構(gòu)件上沒(méi)有發(fā)生類(lèi)似問(wèn)題，可以初步排除材料不合格的可能。兩件大臂在同樣位置開(kāi)裂，且第二次焊接由有經(jīng)驗(yàn)工人施焊，可以初步排除焊接質(zhì)量不合格的可能。設(shè)計(jì)過(guò)程中，通過(guò)有限元法對(duì)大臂進(jìn)行分析，故障位置的應(yīng)力滿足設(shè)計(jì)要求，且有限元法是非常成熟的現(xiàn)代設(shè)計(jì)手段，設(shè)計(jì)過(guò)程也沒(méi)有問(wèn)題。

綜合以上分析，問(wèn)題最有可能是在有限元計(jì)算過(guò)程中，施加的邊界條件與大臂實(shí)際工作過(guò)程中受到的載荷不符。分析過(guò)程中，大臂與中間臂油缸鉸接處施加的載荷，等于中間臂油缸有桿腔平衡閥被迫打開(kāi)時(shí)油缸對(duì)銷(xiāo)軸的拉力，對(duì)于靜態(tài)分析，這樣的載荷條件確實(shí)是正確的，但是工作過(guò)程中，大臂與中間臂油缸鉸接處銷(xiāo)軸必然受到?jīng)_擊，而中間臂油缸有桿腔平衡閥打開(kāi)需要一定的時(shí)間，因而在沖擊瞬間大臂與中間臂油缸鉸接處的銷(xiāo)軸受到的拉力載荷會(huì)遠(yuǎn)大于中間臂油缸有桿腔平衡閥被迫打開(kāi)時(shí)油缸對(duì)銷(xiāo)軸的拉力，這樣將導(dǎo)致故障位置的實(shí)際應(yīng)力遠(yuǎn)大于靜態(tài)分析應(yīng)力結(jié)果。

2 大臂使用過(guò)程中的受力分析

發(fā)生故障時(shí)，大臂油缸和中間臂油缸固定不動(dòng)，操作斗桿油缸或者鏟斗油缸進(jìn)行收料，因此本文將分別對(duì)操作斗桿油缸和鏟斗油缸兩種工況進(jìn)行分析[3-6]，油缸可以簡(jiǎn)化為二力桿，大臂與中間臂油缸連接處的受力等于中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力。

2.1 操作斗桿油缸收料工況

操作斗桿油缸收料工況，即在斗桿油缸最大出力條件下求解等于中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力。根據(jù)圖1所示反鏟挖掘裝置組成，可以簡(jiǎn)化反鏟挖掘裝置受力情況如圖2所示。

圖2 反鏟挖掘裝置受力簡(jiǎn)圖

2.1.1 操作斗桿油缸數(shù)學(xué)建模

根據(jù)圖2，將中間臂、中間臂油缸、斗桿、斗桿油缸、鏟斗、鏟斗油缸、連桿Ⅰ、連桿Ⅱ作為一個(gè)整體研究對(duì)象，可列中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力為：

N1=N2h2/h1

(1)

式中，N1為中間臂油缸的拉力，kN；N2為鏟斗的挖掘力，kN；h1為中間臂油缸拉力對(duì)中間臂與大臂鉸接點(diǎn)的力臂長(zhǎng)度，mm；h2為鏟斗挖掘力對(duì)中間臂與大臂鉸接點(diǎn)的力臂長(zhǎng)度，mm。

將斗桿、斗桿油缸、鏟斗、鏟斗油缸、連桿Ⅰ、連桿Ⅱ作為一個(gè)整體研究對(duì)象，可列鏟斗的挖掘力為：

N2=Ndhd/h3

(2)

式中，Nd為斗桿油缸的拉力，kN；hd為斗桿油缸拉力對(duì)中間臂與斗桿鉸接點(diǎn)的力臂長(zhǎng)度，mm；h3為鏟斗挖掘力對(duì)中間臂與斗桿鉸接點(diǎn)的力臂長(zhǎng)度，mm。

分析可得h1最小時(shí)N1取得最大值，中間臂油缸完全縮回時(shí)h1最小為226.5mm。根據(jù)斗桿油缸尺寸及系統(tǒng)壓力可求得斗桿油缸最大拉力Nd=157079N。根據(jù)圖2中幾何關(guān)系，可逐步推導(dǎo)出hd、h2、h3與反鏟挖掘裝置各構(gòu)件尺寸之間的關(guān)系。

將上述參數(shù)代入式(1)可得中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力N1關(guān)于斗桿油缸長(zhǎng)度lIH和挖斗油缸長(zhǎng)度lCD的函數(shù)關(guān)系式。

為了獲得使用過(guò)程中中間臂油缸受到的最大拉力值，本文在軟件MATLAB環(huán)境下，將斗桿油缸的長(zhǎng)度lHI=800～1200mm以1mm為間隔離散為401個(gè)值，將挖斗油缸長(zhǎng)度lCD=740～1030mm以1mm為間隔離散為291個(gè)值，對(duì)式(1)進(jìn)行迭代計(jì)算[7-10]。

2.1.2 操作斗桿油缸結(jié)果分析

通過(guò)分析可得出中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力N1隨lCD和lHI的變化情況如圖3所示。從圖3中可以看出拉力N1的最大值為240kN，根據(jù)中間臂油缸有桿腔面積7854mm2，可以反推出，此時(shí)有桿腔壓力為30.5MPa，大于中間臂油缸的平衡閥設(shè)定壓力25MPa，但是平衡閥打開(kāi)及溢流需要一定時(shí)間，沖擊瞬間中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力按有桿腔壓力為25MPa計(jì)算，明顯小于實(shí)際拉力，因此操作斗桿油缸收料工況下中間臂油缸對(duì)大臂的拉力值最大為240kN。

圖3 斗桿中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力N1

從圖3中可以看出，當(dāng)拉力N1等于240kN時(shí)，鏟斗油缸長(zhǎng)度為740mm，即完全縮回狀態(tài)，斗桿油缸長(zhǎng)度為1022mm，即伸出222mm。

2.2 操作鏟斗油缸收料工況

操作鏟斗油缸收料工況，即在鏟斗油缸最大出力條件下求解中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力。

2.2.1 操作鏟斗油缸數(shù)學(xué)建模

根據(jù)圖2，將中間臂、中間臂油缸、斗桿、斗桿油缸、鏟斗、鏟斗油缸、連桿Ⅰ、連桿Ⅱ作為一個(gè)整體研究對(duì)象，可列中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力為：

N1=N2h2/h1

(3)

將鏟斗、連桿Ⅰ、連桿Ⅱ作為一個(gè)整體研究對(duì)象，可列鏟斗的挖掘力為：

N2=(NCh4h6)/(LFG×h5)

(4)

式中，NC為鏟斗油缸的推力；h4為鏟斗油缸推力對(duì)斗桿與連桿Ⅰ鉸接點(diǎn)的力臂長(zhǎng)度；h5為連桿Ⅱ受到的壓力對(duì)斗桿與連桿Ⅰ鉸接點(diǎn)的力臂長(zhǎng)度；h6為連桿Ⅱ受到的壓力對(duì)斗桿與鏟斗鉸接點(diǎn)的力臂長(zhǎng)度；LFG為鏟斗末端至鏟斗與斗桿鉸接點(diǎn)的距離。

根據(jù)圖2中幾何關(guān)系，可逐步推導(dǎo)出h4、h5、h6與反鏟挖掘裝置各構(gòu)件尺寸之間的關(guān)系。根據(jù)鏟斗油缸尺寸及系統(tǒng)壓力可求的鏟斗油缸最大推力NC=157kN，同樣h1=226.5mm。

同操作斗桿油缸收料工況一樣，將斗桿油缸的長(zhǎng)度以1mm為間隔離散為401個(gè)值，將挖斗油缸長(zhǎng)度以1mm為間隔離散為291個(gè)值，對(duì)(3)式進(jìn)行迭代計(jì)算。

2.2.2 操作鏟斗油缸結(jié)果分析

通過(guò)分析可得出中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力N1隨lCD和lHI的變化情況如圖4所示。從圖中可以看出拉力N1的最大值為480kN，根據(jù)中間臂油缸有桿腔面積7854mm2，可以反推出，此時(shí)有桿腔壓力為61MPa，沖擊瞬間中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力按有桿腔壓力為25MPa計(jì)算，遠(yuǎn)小于實(shí)際拉力，因此操作鏟斗油缸收料工況下中間臂油缸對(duì)大臂的拉力值最大為480kN。

圖4 鏟斗中間臂油缸對(duì)中間臂的拉力N1

從圖4中可以看出，當(dāng)拉力N1等于480kN時(shí)，鏟斗油缸長(zhǎng)度為763mm，即伸出23mm，斗桿油缸長(zhǎng)度為1161mm，即伸出361mm。

2.2.3 與原計(jì)算結(jié)果對(duì)比

根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果，中間臂油缸對(duì)大臂的最大拉力為480kN，在此瞬間中間臂油缸有桿腔內(nèi)的壓力對(duì)應(yīng)為61MPa，而設(shè)計(jì)分析過(guò)程中有桿腔的最大壓力按25MPa計(jì)算，實(shí)際載荷是計(jì)算載荷的2.44倍，因此實(shí)際應(yīng)力也應(yīng)放大2.44倍，再考慮挖斗運(yùn)動(dòng)受阻后的的振動(dòng)沖擊，焊縫的安全系數(shù)已明顯不足。

3 改進(jìn)措施

通過(guò)以上分析，明確了大臂損壞的原因是結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足，改進(jìn)設(shè)計(jì)主要從加強(qiáng)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的角度著手：

1)大臂側(cè)板由原來(lái)的雙層板焊接結(jié)構(gòu)改為單層厚板。

2)中間臂油缸與大臂的連接耳座由焊接結(jié)構(gòu)更改為整體式鍛造耳座，減少焊縫數(shù)量。

3)耳座兩端加工軸肩，分別嵌入兩側(cè)側(cè)板，然后再施焊，避免焊縫受剪切應(yīng)力和彎曲應(yīng)力。

改進(jìn)后的大臂與中間臂油缸連接處的結(jié)構(gòu)如圖5所示。

4 結(jié) 論

本文針對(duì)某型號(hào)巷修機(jī)反鏟挖掘大臂與中間臂油缸連接處頻繁損壞這一問(wèn)題展開(kāi)分析，通過(guò)對(duì)設(shè)計(jì)方法、加工過(guò)程、工作載荷進(jìn)行分析，得出如下結(jié)論：

1)大臂損壞的原因是由于設(shè)計(jì)過(guò)程中對(duì)工作載荷計(jì)算錯(cuò)誤導(dǎo)致大臂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足。

2)中間臂油缸對(duì)大臂的最大拉力不等于中間臂油缸平衡閥被迫打開(kāi)時(shí)油缸所能承受最大拉力196kN。

3)操作斗桿油缸進(jìn)行收料時(shí)，中間臂油缸對(duì)大臂的拉力最大為240kN。

4)操作鏟斗油缸進(jìn)行收料時(shí)，中間臂油缸對(duì)大臂的拉力最大為480kN。

根據(jù)文章的改進(jìn)措施對(duì)大臂進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)后，沒(méi)有再出現(xiàn)大臂損壞現(xiàn)象，目前該結(jié)構(gòu)已在中國(guó)煤炭科工集團(tuán)太原研究院有限公司生產(chǎn)的HXYL-220/90履帶式起底破碎轉(zhuǎn)載設(shè)備和HYL-75履帶挖裝式巷道修復(fù)機(jī)兩種設(shè)備中成功使用6套。