吳士平，王 靜 喬志華

（徐州徐工施維英機械有限公司，江蘇 徐州 221004）

分配閥是混凝土泵的關鍵部件之一，安裝在料斗中，一端連接輸送缸，另一端與輸送管相連，主要負責協(xié)調各部件的動作。

如圖1所示為換向系統(tǒng)結構，由驅動油缸、擺臂、軸承、料斗、分配閥組成。分配閥安裝在料斗軸承座中，分配閥驅動軸通過擺臂與驅動油缸相連，通過擺臂傳遞動力，實現(xiàn)分配閥在2個輸送缸之間切換，實現(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，完成一次泵送動作需（2～6）s的時間，為了防止泵送時混凝土倒流，特別是高壓泵送，要求換向動作必須迅速、有力。由于負載質量大、運動速度快，因此擺動過程中驅動機構受到較大的慣性力沖擊，對驅動機構可靠性有較大影響。

換向過程中驅動機構反復搖擺，結構承受交變沖擊載荷的作用，特別是驅動軸，若驅動軸設計、工藝不合理，容易引起驅動軸的早期失效。本文對驅動系統(tǒng)換向過程進行研究，對換向過程進行受力分析，得到換向過程中最大載荷，進而對驅動軸進行靜力分析和壽命預測。

1 驅動系統(tǒng)工況分析

1.1 驅動機構受力分析

如圖2所示，換向驅動機構主要由分配閥、擺臂、左右驅動油缸及擺缸固定座（料斗）等幾部分組成，通過擺動油缸交替進油，2擺缸交替動作完成分配閥的換向。

為了研究擺動系統(tǒng)受力，將驅動機構簡化成2個偏置的曲柄滑塊機構，擺缸作為主動力簡化為滑塊，擺臂簡化為三力桿，驅動機構受力簡圖如圖3所示。

圖2 換向系統(tǒng)簡化示意圖

圖3 驅動機構受力簡圖

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

式中 P——驅動缸壓力；

D——驅動缸直徑；

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。

盡管能對作用在分配閥上的擺動阻力做出定性分析，由于阻力的變量較多，如混凝土的流動性、強度、鎖緊螺母的預緊力、摩擦配合面的光滑度等，很難將阻力定量的計算出來。

因此本文從驅動力入手進行研究，研究驅動油缸換向壓力變化曲線及換向時間，借助測量儀器（如圖4所示）測得油缸伸、縮及蓄能器的壓力變化曲線，測得單次擺動換向時間。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；整個換向時間為200ms。

圖4 壓力測試設備

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，可知換向過程中驅動力不是一直保持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。假設液壓驅動系統(tǒng)換向過程中換向驅動壓力P保持不變，收縮缸換向背壓為0bar，則可認定此種工況為最大載荷工況。

如圖6所示為驅動油缸換向時力臂變化曲線，可知當擺臂旋轉β=44°時，力臂最大，驅動力矩M達到最大，則M：

以上M為靜態(tài)最大力矩，由于分配閥換向迅速對結構沖擊較大，計算時需考慮動荷系數(shù)，設動荷系數(shù)為Kd，則最大力矩Mmax為：

圖6 擺柄換向力矩變化

1.2 動荷系數(shù)確定

如圖7所示，無線動態(tài)應變測試系統(tǒng)主要有采集系統(tǒng)（應變片、動態(tài)應變采集儀）、無線通信系統(tǒng)（無線路由器）和存儲分析控制系統(tǒng)（電腦）三大組成部分。

圖7 無線動態(tài)測試系統(tǒng)

借助無線動態(tài)測試系統(tǒng)，對驅動油缸、擺臂進行試驗，如圖8所示，測得如圖9所示的應變變化曲線圖。

圖8 應變測試

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

圖9 應變變化曲線

測得動載系數(shù)Kd=1.5。

2 驅動軸壽命預測

2.1 材料S-N曲線

1種方法，S-N曲線直接通過對零部件進行疲勞試驗來獲?。涣?種方法，S-N曲線通過材料在試驗的條件下獲取。

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

其中，m、C為與加載方式和應力比等有關的材料常數(shù)，對公示兩邊取對數(shù)得：

其中，A=lgC/m；B=-1/m為公式斜率，由此可知，應力與壽命之間呈對數(shù)線性關系。

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，假定下線為103，此時材料的靜強度與抗拉強度為σb是一一對應的［6］，因此將抗拉強度及其循環(huán)次數(shù)帶入公式（2）可得：

對于金屬材料，疲勞極限所對應的循環(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雙對數(shù)公式如下：

根據(jù)雙對數(shù)公式得到38CrMoAl的雙對數(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所示為分配閥結構，將驅動軸和閥體之間的連接進行簡化，將分配閥總成的驅動軸、閥體和楔形塊分離出來，將閥體簡化為兩軸承座，以擺臂、驅動軸、驅動油缸缸桿、楔形塊及軸承座組成的模型作為有限元計算的初始模型，如圖12所示為離散后的計算模型。

圖11 分配閥結構示意圖

圖12 有限元模型

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

圖13 載荷示意圖

2.3 靜力分析結果

如圖14所示為擺動載荷最大時的應力云圖，驅動軸最大應力達到414MPa，位于驅動軸和楔形塊接觸位置，屬于擠壓應力；如圖15所示除去擠壓區(qū)域其余最大應力為均勻應力區(qū)的應力為270MPa，遠小于屈服強度835MPa/抗拉強度980MPa，驅動軸的最小安全系數(shù)為3.6，滿足設計要求。

圖14 驅動軸整體應力云圖

圖15 驅動軸局部應力云圖

2.4 疲勞壽命預測

根據(jù)以往驅動軸損壞形式，如圖16所示，由靜力分析可知斷裂區(qū)域最大的應力為240MPa，下面對故障區(qū)進行疲勞壽命預測。

在3.3節(jié)中靜力分析的基礎上利用Fatigue tools模塊對驅動軸進行疲勞壽命預測。由第3.1中可知材料的S-N曲線，根據(jù)驅動軸受力特點，在Fatigue tools模塊進行如下設置：

（1）采用Goodman方法對平均應力進行修正；

（2）設置載荷類型為Fully Rveversed；

圖16 驅動軸斷裂故障

（3）比例因子設置為動荷系數(shù)1.5；

（4）疲勞強度因子取0.8；

（5）設計壽命取0.9×106次；

（6）一個循環(huán)周期對應4次擺動。

進行疲勞壽命計算，得到驅動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，滿足設計要求。

圖17 驅動軸壽命曲線

圖18 驅動軸安全系數(shù)

3 結束語

（1）利用ANSYS Fatigue tools模塊對驅動軸壽命進行預測，結合故障實例分析，疲勞壽命安全系數(shù)為1.2，滿足設計要求。

（2）借助測試設備測得驅動系統(tǒng)壓力變化曲線和動荷系數(shù)，為后期解決沖擊問題提供了一種思路。