巷修机反铲挖掘大臂的损坏原因分析及改进设计

2019-02-19焦宏章

煤炭工程 2019年1期

焦宏章

(中国煤炭科工集团太原研究院有限公司，山西太原 030006)

巷修机是一种对底鼓、巷道截面缩小等变形巷道进行修复的机械化设备，反铲挖掘装置是巷修机的核心部件之一，用于扒装物料，某型号巷修机装载物料过程中，大臂下部与中间臂油缸铰接的位置，频繁发生焊缝开裂，进而导致中间臂油缸与大臂的连接销轴断裂的故障，但按照现有现有文献提供的方法对其进行静力学有限元分析，结构强度完全满足使用要求[1，2]。本文将针对这一问题，从材料，焊接过程，以及强度校核方法等方面着手对这一具体问题进行全面剖析，进而找出故障原因，并给出改进建议。

1 故障原因分析

该型号巷修机反铲挖掘装置如图1所示，主要由大臂、大臂油缸、中间臂、中间臂油缸、斗杆、斗杆油缸、铲斗、铲斗油缸、连杆Ⅰ、连杆Ⅱ组成。

图1 反铲挖掘装置组成

1.1 使用工况

设备使用过程中，动臂共更换了两件，平均使用寿命约4周，损坏全部发生在装载物料过程中，具体损坏过程是，首先发现图1所示位置的焊缝开裂，进而进行补焊和加固，使用1至2个生产班后，补焊焊缝再次开裂，进而导致中间臂油缸与大臂连接处的连接销轴断裂。发生故障时的整机姿态及动作为：大臂油缸和中间臂油缸固定不动，操作斗杆油缸或者铲斗油缸进行收料，此时中间臂油缸处于受拉状态。

1.2 设计分析

大臂在设计过程中和故障发生后两次对大臂结构强度进行了有限元分析[2]。分析过程中施加的边界条件为：大臂与机架铰接孔、大臂与中间臂铰接孔，两个孔的中心在X、Y向的平动自由度固定，动臂对称面上的所有节点在Z向的自由度固定，对中间臂油缸与大臂的连接销孔施加中间臂油缸所能承受的最大拉力，即中间臂油缸有杆腔平衡阀被迫打开时油缸对销轴的拉力。分析结果显示，焊缝开裂处应力约30MPa，销轴应力约200MPa，远小于选用材料的需用应力，若焊接质量过关，焊缝不应该开裂。

1.3 焊缝开裂原因分析

大臂与中间臂油缸连接处频繁发生故障，原因可能是加工制造环节出了问题，也可能是设计环节出了问题。同一批次的钢材使用在别的构件上没有发生类似问题，可以初步排除材料不合格的可能。两件大臂在同样位置开裂，且第二次焊接由有经验工人施焊，可以初步排除焊接质量不合格的可能。设计过程中，通过有限元法对大臂进行分析，故障位置的应力满足设计要求，且有限元法是非常成熟的现代设计手段，设计过程也没有问题。

综合以上分析，问题最有可能是在有限元计算过程中，施加的边界条件与大臂实际工作过程中受到的载荷不符。分析过程中，大臂与中间臂油缸铰接处施加的载荷，等于中间臂油缸有杆腔平衡阀被迫打开时油缸对销轴的拉力，对于静态分析，这样的载荷条件确实是正确的，但是工作过程中，大臂与中间臂油缸铰接处销轴必然受到冲击，而中间臂油缸有杆腔平衡阀打开需要一定的时间，因而在冲击瞬间大臂与中间臂油缸铰接处的销轴受到的拉力载荷会远大于中间臂油缸有杆腔平衡阀被迫打开时油缸对销轴的拉力，这样将导致故障位置的实际应力远大于静态分析应力结果。

2 大臂使用过程中的受力分析

发生故障时，大臂油缸和中间臂油缸固定不动，操作斗杆油缸或者铲斗油缸进行收料，因此本文将分别对操作斗杆油缸和铲斗油缸两种工况进行分析[3-6]，油缸可以简化为二力杆，大臂与中间臂油缸连接处的受力等于中间臂油缸对中间臂的拉力。

2.1 操作斗杆油缸收料工况

操作斗杆油缸收料工况，即在斗杆油缸最大出力条件下求解等于中间臂油缸对中间臂的拉力。根据图1所示反铲挖掘装置组成，可以简化反铲挖掘装置受力情况如图2所示。

图2 反铲挖掘装置受力简图

2.1.1 操作斗杆油缸数学建模

根据图2，将中间臂、中间臂油缸、斗杆、斗杆油缸、铲斗、铲斗油缸、连杆Ⅰ、连杆Ⅱ作为一个整体研究对象，可列中间臂油缸对中间臂的拉力为：

N1=N2h2/h1

(1)

式中，N1为中间臂油缸的拉力，kN；N2为铲斗的挖掘力，kN；h1为中间臂油缸拉力对中间臂与大臂铰接点的力臂长度，mm；h2为铲斗挖掘力对中间臂与大臂铰接点的力臂长度，mm。

将斗杆、斗杆油缸、铲斗、铲斗油缸、连杆Ⅰ、连杆Ⅱ作为一个整体研究对象，可列铲斗的挖掘力为：

N2=Ndhd/h3

(2)

式中，Nd为斗杆油缸的拉力，kN；hd为斗杆油缸拉力对中间臂与斗杆铰接点的力臂长度，mm；h3为铲斗挖掘力对中间臂与斗杆铰接点的力臂长度，mm。

分析可得h1最小时N1取得最大值，中间臂油缸完全缩回时h1最小为226.5mm。根据斗杆油缸尺寸及系统压力可求得斗杆油缸最大拉力Nd=157079N。根据图2中几何关系，可逐步推导出hd、h2、h3与反铲挖掘装置各构件尺寸之间的关系。

将上述参数代入式(1)可得中间臂油缸对中间臂的拉力N1关于斗杆油缸长度lIH和挖斗油缸长度lCD的函数关系式。

为了获得使用过程中中间臂油缸受到的最大拉力值，本文在软件MATLAB环境下，将斗杆油缸的长度lHI=800～1200mm以1mm为间隔离散为401个值，将挖斗油缸长度lCD=740～1030mm以1mm为间隔离散为291个值，对式(1)进行迭代计算[7-10]。

2.1.2 操作斗杆油缸结果分析

通过分析可得出中间臂油缸对中间臂的拉力N1随lCD和lHI的变化情况如图3所示。从图3中可以看出拉力N1的最大值为240kN，根据中间臂油缸有杆腔面积7854mm2，可以反推出，此时有杆腔压力为30.5MPa，大于中间臂油缸的平衡阀设定压力25MPa，但是平衡阀打开及溢流需要一定时间，冲击瞬间中间臂油缸对中间臂的拉力按有杆腔压力为25MPa计算，明显小于实际拉力，因此操作斗杆油缸收料工况下中间臂油缸对大臂的拉力值最大为240kN。

图3 斗杆中间臂油缸对中间臂的拉力N1

从图3中可以看出，当拉力N1等于240kN时，铲斗油缸长度为740mm，即完全缩回状态，斗杆油缸长度为1022mm，即伸出222mm。

2.2 操作铲斗油缸收料工况

操作铲斗油缸收料工况，即在铲斗油缸最大出力条件下求解中间臂油缸对中间臂的拉力。

2.2.1 操作铲斗油缸数学建模

根据图2，将中间臂、中间臂油缸、斗杆、斗杆油缸、铲斗、铲斗油缸、连杆Ⅰ、连杆Ⅱ作为一个整体研究对象，可列中间臂油缸对中间臂的拉力为：

N1=N2h2/h1

(3)

将铲斗、连杆Ⅰ、连杆Ⅱ作为一个整体研究对象，可列铲斗的挖掘力为：

N2=(NCh4h6)/(LFG×h5)

(4)

式中，NC为铲斗油缸的推力；h4为铲斗油缸推力对斗杆与连杆Ⅰ铰接点的力臂长度；h5为连杆Ⅱ受到的压力对斗杆与连杆Ⅰ铰接点的力臂长度；h6为连杆Ⅱ受到的压力对斗杆与铲斗铰接点的力臂长度；LFG为铲斗末端至铲斗与斗杆铰接点的距离。

根据图2中几何关系，可逐步推导出h4、h5、h6与反铲挖掘装置各构件尺寸之间的关系。根据铲斗油缸尺寸及系统压力可求的铲斗油缸最大推力NC=157kN，同样h1=226.5mm。

同操作斗杆油缸收料工况一样，将斗杆油缸的长度以1mm为间隔离散为401个值，将挖斗油缸长度以1mm为间隔离散为291个值，对(3)式进行迭代计算。

2.2.2 操作铲斗油缸结果分析

通过分析可得出中间臂油缸对中间臂的拉力N1随lCD和lHI的变化情况如图4所示。从图中可以看出拉力N1的最大值为480kN，根据中间臂油缸有杆腔面积7854mm2，可以反推出，此时有杆腔压力为61MPa，冲击瞬间中间臂油缸对中间臂的拉力按有杆腔压力为25MPa计算，远小于实际拉力，因此操作铲斗油缸收料工况下中间臂油缸对大臂的拉力值最大为480kN。