吳士平，王 靜 喬志華

（徐州徐工施維英機(jī)械有限公司，江蘇 徐州 221004）

分配閥是混凝土泵的關(guān)鍵部件之一，安裝在料斗中，一端連接輸送缸，另一端與輸送管相連，主要負(fù)責(zé)協(xié)調(diào)各部件的動(dòng)作。

如圖1所示為換向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，由驅(qū)動(dòng)油缸、擺臂、軸承、料斗、分配閥組成。分配閥安裝在料斗軸承座中，分配閥驅(qū)動(dòng)軸通過擺臂與驅(qū)動(dòng)油缸相連，通過擺臂傳遞動(dòng)力，實(shí)現(xiàn)分配閥在2個(gè)輸送缸之間切換，實(shí)現(xiàn)混凝土的連續(xù)泵送。

圖1 換向系統(tǒng)示意圖

混凝土泵的泵送次數(shù)一般在（13～30）次/min，完成一次泵送動(dòng)作需（2～6）s的時(shí)間，為了防止泵送時(shí)混凝土倒流，特別是高壓泵送，要求換向動(dòng)作必須迅速、有力。由于負(fù)載質(zhì)量大、運(yùn)動(dòng)速度快，因此擺動(dòng)過程中驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)受到較大的慣性力沖擊，對(duì)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)可靠性有較大影響。

換向過程中驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)反復(fù)搖擺，結(jié)構(gòu)承受交變沖擊載荷的作用，特別是驅(qū)動(dòng)軸，若驅(qū)動(dòng)軸設(shè)計(jì)、工藝不合理，容易引起驅(qū)動(dòng)軸的早期失效。本文對(duì)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)換向過程進(jìn)行研究，對(duì)換向過程進(jìn)行受力分析，得到換向過程中最大載荷，進(jìn)而對(duì)驅(qū)動(dòng)軸進(jìn)行靜力分析和壽命預(yù)測(cè)。

1 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)工況分析

1.1 驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)受力分析

如圖2所示，換向驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)主要由分配閥、擺臂、左右驅(qū)動(dòng)油缸及擺缸固定座（料斗）等幾部分組成，通過擺動(dòng)油缸交替進(jìn)油，2擺缸交替動(dòng)作完成分配閥的換向。

為了研究擺動(dòng)系統(tǒng)受力，將驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化成2個(gè)偏置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，擺缸作為主動(dòng)力簡(jiǎn)化為滑塊，擺臂簡(jiǎn)化為三力桿，驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)受力簡(jiǎn)圖如圖3所示。

圖2 換向系統(tǒng)簡(jiǎn)化示意圖

圖3 驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)受力簡(jiǎn)圖

分配閥在擺動(dòng)換向過程中受力十分復(fù)雜［5］，換向時(shí)需克服慣性力、摩擦阻力、混凝土剪切力，具體如下式所示：

式中 P——驅(qū)動(dòng)缸壓力；

D——驅(qū)動(dòng)缸直徑；

F1——料斗中混凝土阻力；

F2——料斗中混凝土的剪切力；

F3——分配閥的空載靜力矩；

F4——分配閥的慣性力矩；

F5——分配閥的摩擦阻力距；

F6——切斷混凝土的剪切力矩；

F7——分配閥中混凝土慣性力矩。

盡管能對(duì)作用在分配閥上的擺動(dòng)阻力做出定性分析，由于阻力的變量較多，如混凝土的流動(dòng)性、強(qiáng)度、鎖緊螺母的預(yù)緊力、摩擦配合面的光滑度等，很難將阻力定量的計(jì)算出來。

因此本文從驅(qū)動(dòng)力入手進(jìn)行研究，研究驅(qū)動(dòng)油缸換向壓力變化曲線及換向時(shí)間，借助測(cè)量?jī)x器（如圖4所示）測(cè)得油缸伸、縮及蓄能器的壓力變化曲線，測(cè)得單次擺動(dòng)換向時(shí)間。如圖5所示，由于瞬間沖擊，伸出缸的壓力從190bar，降到0bar，然后又升到25bar；收縮缸的壓力從0bar升到140bar，然后又降到45bar左右；蓄能器的壓力從190bar降到140bar；整個(gè)換向時(shí)間為200ms。

圖4 壓力測(cè)試設(shè)備

圖5 換向壓力變化曲線

根據(jù)蓄能器和油缸壓力變化曲線，可知換向過程中驅(qū)動(dòng)力不是一直保持190bar不變；由收縮缸的壓力曲線可知，收縮缸有一定的背壓，可減小換向過程的沖擊。假設(shè)液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)換向過程中換向驅(qū)動(dòng)壓力P保持不變，收縮缸換向背壓為0bar，則可認(rèn)定此種工況為最大載荷工況。

如圖6所示為驅(qū)動(dòng)油缸換向時(shí)力臂變化曲線，可知當(dāng)擺臂旋轉(zhuǎn)β=44°時(shí)，力臂最大，驅(qū)動(dòng)力矩M達(dá)到最大，則M：

以上M為靜態(tài)最大力矩，由于分配閥換向迅速對(duì)結(jié)構(gòu)沖擊較大，計(jì)算時(shí)需考慮動(dòng)荷系數(shù)，設(shè)動(dòng)荷系數(shù)為Kd，則最大力矩Mmax為：

圖6 擺柄換向力矩變化

1.2 動(dòng)荷系數(shù)確定

如圖7所示，無線動(dòng)態(tài)應(yīng)變測(cè)試系統(tǒng)主要有采集系統(tǒng)（應(yīng)變片、動(dòng)態(tài)應(yīng)變采集儀）、無線通信系統(tǒng)（無線路由器）和存儲(chǔ)分析控制系統(tǒng)（電腦）三大組成部分。

圖7 無線動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)

借助無線動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)，對(duì)驅(qū)動(dòng)油缸、擺臂進(jìn)行試驗(yàn)，如圖8所示，測(cè)得如圖9所示的應(yīng)變變化曲線圖。

圖8 應(yīng)變測(cè)試

由應(yīng)變變化曲線圖可得在沖擊載荷的作用下應(yīng)變的變化，根據(jù)應(yīng)變變化值，由動(dòng)荷系數(shù)計(jì)算公式：

圖9 應(yīng)變變化曲線

測(cè)得動(dòng)載系數(shù)Kd=1.5。

2 驅(qū)動(dòng)軸壽命預(yù)測(cè)

2.1 材料S-N曲線

1種方法，S-N曲線直接通過對(duì)零部件進(jìn)行疲勞試驗(yàn)來獲?。涣?種方法，S-N曲線通過材料在試驗(yàn)的條件下獲取。

以上2種獲得S-N曲線的方法都是通過試驗(yàn)的方式獲得的，本文則是通過經(jīng)驗(yàn)方程法獲取S-N曲線。常見的S-N數(shù)學(xué)表達(dá)式有指數(shù)函數(shù)公式、冪函數(shù)公式和Weibull公式3種形式［6］，本文采用經(jīng)常用的冪函數(shù)公式：

其中，m、C為與加載方式和應(yīng)力比等有關(guān)的材料常數(shù)，對(duì)公示兩邊取對(duì)數(shù)得：

其中，A=lgC/m；B=-1/m為公式斜率，由此可知，應(yīng)力與壽命之間呈對(duì)數(shù)線性關(guān)系。

本文采用的材料為38CrMoAl，其材料特性如表1所示，材料38CrMoAl的各項(xiàng)屬性均已知，可利用冪函數(shù)公式獲得S-N曲線。

表1 38CrMoAl力學(xué)性能

S-N曲線主要描述高周疲勞，高周疲勞的下線一般為103～104，為了保守估計(jì)，假定下線為103，此時(shí)材料的靜強(qiáng)度與抗拉強(qiáng)度為σb是一一對(duì)應(yīng)的［6］，因此將抗拉強(qiáng)度及其循環(huán)次數(shù)帶入公式（2）可得：

對(duì)于金屬材料，疲勞極限所對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)一般為106，因此將疲勞極限和循環(huán)次數(shù)帶入公式（3-2）可得［6］：

聯(lián)立3-3及3-4可得38CrMoAl的S-N雙對(duì)數(shù)公式如下：

根據(jù)雙對(duì)數(shù)公式得到38CrMoAl的雙對(duì)數(shù)型S-N曲線，如圖10所示。

圖10 材料S-N曲線

2.2 建立仿真模型

如圖11所示為分配閥結(jié)構(gòu)，將驅(qū)動(dòng)軸和閥體之間的連接進(jìn)行簡(jiǎn)化，將分配閥總成的驅(qū)動(dòng)軸、閥體和楔形塊分離出來，將閥體簡(jiǎn)化為兩軸承座，以擺臂、驅(qū)動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)油缸缸桿、楔形塊及軸承座組成的模型作為有限元計(jì)算的初始模型，如圖12所示為離散后的計(jì)算模型。

圖11 分配閥結(jié)構(gòu)示意圖

圖12 有限元模型

根據(jù)分配閥換向過程受力進(jìn)行加載，載荷如圖13所示，A為固定約束，B為軸向位移約束，C為驅(qū)動(dòng)油缸的驅(qū)動(dòng)力。

圖13 載荷示意圖

2.3 靜力分析結(jié)果

如圖14所示為擺動(dòng)載荷最大時(shí)的應(yīng)力云圖，驅(qū)動(dòng)軸最大應(yīng)力達(dá)到414MPa，位于驅(qū)動(dòng)軸和楔形塊接觸位置，屬于擠壓應(yīng)力；如圖15所示除去擠壓區(qū)域其余最大應(yīng)力為均勻應(yīng)力區(qū)的應(yīng)力為270MPa，遠(yuǎn)小于屈服強(qiáng)度835MPa/抗拉強(qiáng)度980MPa，驅(qū)動(dòng)軸的最小安全系數(shù)為3.6，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖14 驅(qū)動(dòng)軸整體應(yīng)力云圖

圖15 驅(qū)動(dòng)軸局部應(yīng)力云圖

2.4 疲勞壽命預(yù)測(cè)

根據(jù)以往驅(qū)動(dòng)軸損壞形式，如圖16所示，由靜力分析可知斷裂區(qū)域最大的應(yīng)力為240MPa，下面對(duì)故障區(qū)進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)。

在3.3節(jié)中靜力分析的基礎(chǔ)上利用Fatigue tools模塊對(duì)驅(qū)動(dòng)軸進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)。由第3.1中可知材料的S-N曲線，根據(jù)驅(qū)動(dòng)軸受力特點(diǎn)，在Fatigue tools模塊進(jìn)行如下設(shè)置：

（1）采用Goodman方法對(duì)平均應(yīng)力進(jìn)行修正；

（2）設(shè)置載荷類型為Fully Rveversed；

圖16 驅(qū)動(dòng)軸斷裂故障

（3）比例因子設(shè)置為動(dòng)荷系數(shù)1.5；

（4）疲勞強(qiáng)度因子取0.8；

（5）設(shè)計(jì)壽命取0.9×106次；

（6）一個(gè)循環(huán)周期對(duì)應(yīng)4次擺動(dòng)。

進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算，得到驅(qū)動(dòng)軸的壽命云圖和疲勞安全系數(shù)云圖如圖17、圖18所示。由云圖可知，之前故障區(qū)域壽命6.39×106，安全系數(shù)為1.2，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖17 驅(qū)動(dòng)軸壽命曲線

圖18 驅(qū)動(dòng)軸安全系數(shù)

3 結(jié)束語

（1）利用ANSYS Fatigue tools模塊對(duì)驅(qū)動(dòng)軸壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)，結(jié)合故障實(shí)例分析，疲勞壽命安全系數(shù)為1.2，滿足設(shè)計(jì)要求。

（2）借助測(cè)試設(shè)備測(cè)得驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)壓力變化曲線和動(dòng)荷系數(shù)，為后期解決沖擊問題提供了一種思路。