張晴晴 黃 朝 楊胡坤

（巢湖學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院 安徽巢湖 238000）

一、引言

挖掘機(jī)作為工程上進(jìn)行土方挖掘作業(yè)的重要器械，在各項(xiàng)工程事業(yè)中發(fā)揮重要作用[1]。為增加挖掘機(jī)挖斗工作的靈活性及適應(yīng)狹小和復(fù)雜空間內(nèi)作業(yè)的能力，本文作者在前期提出了一種挖斗可偏轉(zhuǎn)挖掘機(jī)的工作裝置，其核心結(jié)構(gòu)是在常規(guī)的液壓挖掘機(jī)的結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上增加了一個(gè)可使挖斗實(shí)現(xiàn)左右擺動(dòng)的擺動(dòng)油缸，并通過(guò)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析證實(shí)了其挖掘工作的靈活性的顯著提高[2-3]。擺動(dòng)油缸固定于斗桿的頂端，并與挖掘機(jī)的動(dòng)臂相鉸接（如圖1 所示），這樣可使挖掘機(jī)在工作時(shí)，在挖掘機(jī)的機(jī)身和動(dòng)臂均保持不動(dòng)的情況下，使挖掘機(jī)挖斗在工作時(shí)能夠相對(duì)于挖掘機(jī)的機(jī)身和動(dòng)臂發(fā)生左右擺動(dòng)，從而顯著縮小挖掘機(jī)挖斗的工作空間。

圖1 挖斗可偏轉(zhuǎn)挖掘機(jī)工作裝置主體結(jié)構(gòu)

為滿足挖掘機(jī)的挖斗可偏轉(zhuǎn)的工作要求，作者創(chuàng)新設(shè)計(jì)了一種擺動(dòng)油缸，其具體結(jié)構(gòu)如圖1 所示，其轉(zhuǎn)動(dòng)軸上帶有螺旋凹槽，通過(guò)滑動(dòng)套與左右兩側(cè)活塞固接的撥動(dòng)銷可在螺旋凹槽內(nèi)相對(duì)滑動(dòng)，當(dāng)活塞在油缸內(nèi)往復(fù)移動(dòng)時(shí)，就可以通過(guò)與活塞固接的撥動(dòng)銷的往復(fù)移動(dòng)帶動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)軸的左右偏轉(zhuǎn)，進(jìn)而帶動(dòng)斗桿的左右偏轉(zhuǎn)。擺動(dòng)油缸在此裝置中，不僅可以輸出往復(fù)擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)，其本身也是挖掘機(jī)的工作結(jié)構(gòu)，在挖掘機(jī)工作時(shí)也會(huì)受到外力作用，因此，其強(qiáng)度能否滿足工作要求，尤其是能否滿足疲勞壽命要求，將決定了其工作的可靠性。

對(duì)擺動(dòng)油缸在工作過(guò)程中是否能夠滿足疲勞壽命要求，需要進(jìn)行疲勞壽命的分析計(jì)算。所謂疲勞是指在交變應(yīng)力或應(yīng)變作用下，在零件的某些部位產(chǎn)生損傷裂紋，并經(jīng)一定的循環(huán)次數(shù)后裂紋進(jìn)一步擴(kuò)展至斷裂的過(guò)程。早在1871年，Wahler就發(fā)現(xiàn)了兩者的關(guān)系，并將結(jié)果表示為著名的S-N（應(yīng)力幅值-循環(huán)次數(shù)）曲線，證實(shí)了周期性作用的循環(huán)載荷是導(dǎo)致零件發(fā)生疲勞損傷或斷裂的主要因素。因此，本文將依據(jù)多級(jí)線性疲勞積累理論和多級(jí)疲勞裂紋擴(kuò)展理論分析并確定擺動(dòng)油缸所示用的金屬材料的S-N曲線，并借助ANSYS Workbench軟件對(duì)其關(guān)鍵零部件進(jìn)行疲勞壽命評(píng)估。

二、擺動(dòng)油缸疲勞壽命分析與計(jì)算

金屬材料的疲勞破壞要經(jīng)歷以下幾個(gè)階段，首先在受到高應(yīng)力或高應(yīng)變作用的部位產(chǎn)生晶格變形，并逐步形成局部裂紋，裂紋在持續(xù)的載荷作用下逐漸擴(kuò)大，最終發(fā)生疲勞失效[4]。簡(jiǎn)言之，疲勞破壞的過(guò)程是一個(gè)損傷逐漸累積的過(guò)程。目前，對(duì)于疲勞破壞的研究有線性累積損傷理論和非線性累積損傷理論兩種類型[4]。前者認(rèn)為金屬材料在一定的周期載荷作用下，其壽命為實(shí)際周期載荷作用次數(shù)與其發(fā)生破壞所經(jīng)歷的總次數(shù)之比，而如果是多個(gè)不同的周期載荷同時(shí)作用在同一個(gè)零件上，各個(gè)周期載荷所對(duì)應(yīng)的比值之和就是該零件的疲勞壽命，當(dāng)比值之和達(dá)到1時(shí)，就說(shuō)明達(dá)到了發(fā)生破壞的疲勞壽命極限，即會(huì)發(fā)生疲勞破壞。用計(jì)算公式表示為[5]：

式中：ni-在第i個(gè)循環(huán)載荷的實(shí)際循環(huán)次數(shù)；

Ni-應(yīng)用S-N曲線得到的第i個(gè)循環(huán)載荷引起疲勞破壞的循環(huán)次數(shù)；

k-分析中所考慮的循環(huán)載荷數(shù)。

然而，上述理論過(guò)于簡(jiǎn)化，沒(méi)有考慮到復(fù)雜載荷譜中各載荷之間的相互影響，不適用于高應(yīng)力引起的殘余應(yīng)力造成的損傷。有學(xué)者認(rèn)為疲勞壽命與損傷核心數(shù)和疲勞裂紋擴(kuò)展的速度有關(guān)，隨著應(yīng)力σ的增大，損傷核心數(shù)的增加，循環(huán)次數(shù)的增加，擴(kuò)展速率也增打，因此而產(chǎn)生的疲勞壽命D可表示為：

式中：m-損傷核心數(shù)；

r-損傷比例系數(shù)；

n-給定應(yīng)力作用的次數(shù)；

a-損傷比例指數(shù)。

疲勞破壞使得總損傷是定值常數(shù)，對(duì)同一個(gè)零件分別施加應(yīng)力σ1和應(yīng)力σ2，則：

式中：N1和N2分別表示在σ1和σ2的循環(huán)次數(shù)。若在兩級(jí)疲勞載荷的共同作用下，損傷核心數(shù)取決于較大一級(jí)，總循環(huán)次數(shù)為Ns。應(yīng)力σ1的百分比為a1，應(yīng)力σ2的百分比為（1-a1） ，材料常數(shù)為d，則：

把式（2-4）推廣到多級(jí)，則：

式中：Ng-多級(jí)循環(huán)應(yīng)力的總循環(huán)次數(shù)；

N1-最大循環(huán)應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)；

σ1-各級(jí)循環(huán)應(yīng)力σi中最大一級(jí)；

ai-各級(jí)交變應(yīng)力的循環(huán)百分比。

k-循環(huán)應(yīng)力級(jí)數(shù)。

在等應(yīng)力幅下，疲勞破壞會(huì)以裂紋的形式擴(kuò)展，直到損壞。疲勞裂紋的速率為：

式中：da dN-疲勞裂紋擴(kuò)展速率；

Cp,m-裂紋擴(kuò)展速度參數(shù)，可由實(shí)驗(yàn)獲得；

ΔK-應(yīng)力強(qiáng)度因子幅值ΔK=Yσ πa；

Y-幾何修正系數(shù)。

裂紋擴(kuò)展循環(huán)次數(shù)Nc，可有上式積分得到[6]：

式中：a0-初始裂紋尺寸；

ac-臨界裂紋尺寸；

當(dāng)m=2時(shí)，疲勞壽命Ni與裂紋尺寸ai之間的關(guān)系：

通過(guò)上述理論的計(jì)算，我們可以建立循環(huán)次數(shù)N和應(yīng)力σ之間的關(guān)系，并轉(zhuǎn)化為S-N曲線關(guān)系如圖3所示[5]。

圖3 各材料的S-N曲線

三、疲勞壽命評(píng)估

為簡(jiǎn)化疲勞壽命評(píng)估的難度，本文在三維模型中對(duì)擺動(dòng)油缸中的一些對(duì)靜力學(xué)分析結(jié)果影響不大的微小結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡(jiǎn)化，具體分成兩部分進(jìn)行分析：一部分是外部殼體結(jié)構(gòu)，他們主要受挖掘循環(huán)載荷的沖擊作用[8]；另一部是內(nèi)部的回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，其主要作用是在液壓力的推動(dòng)下輸出挖斗回轉(zhuǎn)所需的扭矩。并按照表1 所示的材料屬性[3][7]在ANSYS Workbench中對(duì)擺動(dòng)油缸進(jìn)行靜力學(xué)分析。

表1 零部件的材料及其屬性

在靜力學(xué)分析的基礎(chǔ)上，通過(guò)設(shè)置S-N曲線，分析擺動(dòng)油缸的關(guān)鍵零部件的疲勞壽命，結(jié)果如圖4至圖9所示：

圖4 擺動(dòng)油缸外部結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布圖

圖5 擺動(dòng)油缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布圖

圖6 擺動(dòng)油缸外部結(jié)構(gòu)位移形變分布圖

圖7 擺動(dòng)油缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)變形分布圖

圖8 擺動(dòng)油缸外部結(jié)構(gòu)壽命分析圖

圖9 擺動(dòng)油缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)壽命分析圖

從圖4、圖6和圖8中可以看出，擺動(dòng)油缸外部殼體機(jī)構(gòu)應(yīng)力最大值出現(xiàn)在與液壓缸14 相連的連接架上；位移形變最大值出現(xiàn)在連接塊上，它是與斗桿相連的零件；疲勞壽命最小值也出現(xiàn)在與液壓缸14 相連的連接架上，外部殼體機(jī)構(gòu)其余零部件的疲勞壽命均滿足初步預(yù)設(shè)的循環(huán)次數(shù)1×106。從圖5、圖7和圖9中可以看出，擺動(dòng)油缸內(nèi)部回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)應(yīng)力最大值出現(xiàn)在撥動(dòng)銷上；位移形變最大值出現(xiàn)在活塞上，這是由于在仿真過(guò)程中活塞需要左右往復(fù)運(yùn)動(dòng)方可帶動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，從而輸出扭矩，它的位移形變量表示其運(yùn)動(dòng)過(guò)程，而非形變，形變的最大處也出現(xiàn)在撥動(dòng)銷上；疲勞壽命最小值同樣出現(xiàn)在撥動(dòng)銷上，內(nèi)部回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)其余零部件的疲勞壽命均滿足初步預(yù)設(shè)的循環(huán)次數(shù)1×106。結(jié)合上述分析若要提高其疲勞壽命，需選用力學(xué)性能更好的材料，本文建議將與液壓缸14相連的連接架的材料從原本的45鋼改為65Mn鋼；撥動(dòng)銷的材料從原本的65Mn鋼改為高硬度軸承鋼，以提高挖掘機(jī)工作裝置的整體壽命。

四、結(jié)語(yǔ)

本文依據(jù)多級(jí)線性疲勞積累理論和多級(jí)疲勞裂紋擴(kuò)展理論分析并確定擺動(dòng)油缸所使用的金屬材料的S-N曲線，并借助ANSYS Workbench軟件對(duì)零部件進(jìn)行了壽命評(píng)估，結(jié)果顯示在擺動(dòng)油缸的外部結(jié)構(gòu)中，連接塊和固定架的疲勞壽命較低；在內(nèi)部結(jié)構(gòu)中，撥動(dòng)銷和轉(zhuǎn)動(dòng)軸的疲勞壽命較低。會(huì)影響擺動(dòng)油缸的整體使用壽命，需在這兩個(gè)方面對(duì)其加以改進(jìn)。但本文只是基于理論進(jìn)行了相關(guān)的分析與計(jì)算，并未進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，后期工作將著力于實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。