装载机工作装置载荷识别模型与载荷测取方法*

万一品， 宋绪丁， 郁录平， 员征文

(1.长安大学道路施工技术与装备教育部重点实验室 西安，710061) (2.徐工集团江苏徐州工程机械研究院 徐州，221004)

引 言

装载机是一种实现散状物料铲装及运输作业的土方机械，获得反映装载机工作装置受力特性的外载荷，是载荷谱编制与疲劳寿命预测的关键基础[1]。

装载机在铲装物料时外载荷直接作用在铲斗上，铲斗底板是主要受力位置，在分析装载机外载荷时，可简化为铲斗的斗尖载荷，并将其视为工作装置所受外载荷。文献[2]分析了装载机工作装置外载荷计算方法，推导了载荷计算数学经验公式。文献[3]分析了不同铲掘阻力下工作装置结构强度的变化，获得了插入阻力作用点位置与结构强度变化的关系。文献[4-5]对装载机工作装置在正载假设条件下的静力学和动力学特性进行研究，模拟了工作装置在实际作业过程的受力特性。文献[6]基于离散元法(discrete element method，简称DEM)模拟铲斗插入物料的过程，得到工作装置所受物料阻力的基本变化趋势。但是基于仿真研究和静态设计的产品已难以满足高性能比和高可靠性的要求，基于真实外载荷的动态抗疲劳设计成为解决上述问题的重要途径之一。文献[7]通过装载、运输和卸载矿石物料试验过程中实测的油缸压力的变化来研究铲斗所受外载荷，但是未能给出所受外载荷的表示形式。赵云良[8]通过试验研究了石灰岩物料铲装作业过程中铲斗所受载荷特性，给出了水平插入阻力与插入物料深度的数学关系。文献[9]在理论上对装载机铲斗在铲掘作业过程中的载荷进行了分段识别，并给出了不同铲掘时刻铲斗上所受阻力的经验公式。文献[10]分析了铲斗与物料的相互作用特点，确定了铲掘作业过程中铲斗受力的影响因素，仿真得到铲斗所受载荷为沿斗齿的切向、法向和侧向三个方向阻力的合力。现有文献给出的工作装置载荷识别结果多为经验公式，需要考虑物料的各种属性参数，所得结果与实际载荷相差很大。通过实测外载荷研究构件的力学特性已得到广泛应用，飞机结构载荷测试方法与疲劳性能研究已相对成熟[11-12]，装载机外载荷的测试和疲劳研究多集中在传动系统[13]。

由于缺乏合适的装载机工作装置外载荷时间历程制取方法，理论和经验计算所得结果无法准确反映装载机铲装作业这一动态作业过程，因此，笔者根据铲斗铰点力与斗尖所受外载荷关系，建立装载机工作装置外载荷识别模型。基于载荷识别结果提出三向力销轴传感器法和动臂截面弯矩法两种工作装置载荷时间历程制取方法，并通过典型作业姿态加载试验分析两种测试方法的精度。基于销轴传感器法，搭建LW900K装载机载荷测试系统，对应铲装作业过程分析铲斗铰点载荷和工作装置外载荷时间历程。提出的测试方法为工程机械臂架结构载荷测试提供多方案选择，所得结果为载荷谱编制和疲劳分析提供依据。

1 装载机外载荷识别模型

装载机工作装置由动臂、铲斗、摇臂和连杆组成，工作装置在摇臂油缸和动臂油缸的联合作用下实现散状物料的铲装、运输和卸料作业。装载机工作装置结构如图1所示。

图1 装载机工作装置结构组成Fig.1 Structure of loader working device

装载机铲装物料时由动臂油缸和摇臂油缸提供动力用于克服铲斗上的物料阻力，将装载机工作装置作业过程视为瞬时准静态过程，根据工作装置铰点力之间的力学关系，以平行水平地面为x方向，垂直地面向上为y方向，建立工作装置上铲斗铰接点载荷与油缸压力之间的关系模型，如图2所示。

图2 装载机铲斗铰点与油缸铰点力学关系示意图Fig.2 Mechanical relationship between loader bucket hinge points and cylinder hinge points

如图2所示，FE和FI分别为摇臂油缸和动臂油缸铰点力，FAx，FAy，FDx，FDy，FIx和FIy为动臂上各铰接点受力在x和y方向上的分力，铲斗上铰点A处受力与FAx和FAy等大反向；FCx，FCy，FEx和FEy为摇臂对应铰接点受力在x和y方向上的分力，α1，α2和α3分别为铰点E，I和C所受力与y轴方向的夹角；FB为铰点B处铲斗受力。各铰点之间的距离在x和y方向上的投影分别用xij和yij表示，i和j为铰点标号。

对摇臂、动臂结构进行力学分析，分别取铰点D和铰点G处力矩平衡，如式(1)和式(2)所示

MD=FExyDE+FEyxDE-FCxyCD-FCyxCD=

FE(yDEsinα1+xDEcosα1)-FC(yCDsinα2+

xCDcosα2)

(1)

MG=FAxyAG+FAyxAG+FDxyDG+FDyxDG-FIxyIG-FIyxIG=FAxyAG+FAyxAG+FDxyDG+FDyxDG-FI(yIGsinα3+xIGcosα3)

(2)

得铰点B、铰点C和铰点E受力关系如式(3)所示，铰点I、铰点A、铰点C和铰点E受力关系如式(4)所示

(3)

(FEsinα1+FCsinα2)yDG+(FEcosα1+

FCcosα2)xDG]

(4)

对摇臂结构取受力平衡，如式(5)所示

(5)

在装载机工作装置姿态确定时，动臂油缸和摇臂油缸铰点力与铲斗上铰点力之间的对应关系可以通过式(3)和式(4)确定。将铲斗结构从工作装置中隔离出来，以图2中所示的AB铰点中心孔连线为Y方向，垂直AB铰孔连线为X方向，垂直XY方向所在平面为Z方向，建立铲斗三维局部坐标系，记铲斗上的3个铰接点在铲斗局部坐标系下在X和Y方向的分力分别为FX1，FY1，FX2，FY2，FX3和FY3，以及动臂与铲斗铰点处的侧向力FZ1和FZ2。由装载机铲斗斗尖载荷得到工作装置外载荷识别模型如图3所示。

图3 装载机工作装置外载荷识别模型Fig.3 Load identification model of loader working device

将铲斗3个铰接点上受到的外力FX1，FY1，FZ1，FX2，FY2，FZ2，FX3和FY3简化到铲斗中心斗齿处，得到载荷FX，MX，FY，MY和FZ作为装载机工作装置所受外载荷。FX为工作装置插入物料时所受的水平外载荷；FY为工作装置掘起物料阻力所受垂向外载荷；FZ为工作装置所受侧向外载荷；MX和MY为物料左右不均匀引起的偏载阻力矩。记动臂与铲斗铰点与连杆与铲斗铰点距离在Z方向的投影为l，得到工作装置外载荷与铲斗铰点载荷关系如下

(6)

因此，铲斗铰接点上受到的外力FX1，FY1，FZ1，FX2，FY2，FZ2，FX3和FY3为装载机工作装置外载荷识别模型求解和载荷时间历程制取的关键。

2 外载荷制取方法

由工作装置外载荷识别模型结果可知，装载机作业过程中受到正载、偏载和侧载作用于动臂与铲斗的两个铰接点处，提出三向力销轴传感器法和动臂截面弯矩法来获取铲斗与动臂铰点载荷。连杆与铲斗铰接点处的载荷可以通过连杆的受力获取，将连杆视为二力杆，按照受拉与受压测试原理设计传感器[14]。在动臂与铲斗铰接点处设计分别测试X，Y和Z方向力的销轴传感器，其结构原理如图4所示[15]。

图4 三向力销轴传感器结构原理图Fig.4 Structure and principle of the pin-shaft sensor

用三向力销轴传感器代替原有销轴，销轴传感器上选取两个截面，两截面与X和Y方向的交点上分别依次粘贴两组应变片RX1，RX2，RX3，RX4，RY1，RY2，RY3和RY4，对两组应变片分别组桥来测量对应方向的销轴力[14]。在侧向力测力轴上选取一个截面，依次粘贴应变片RZ1，RZ2，RZ3和RZ4，组全桥来测量销轴Z方向力。

三向力销轴传感器能够直接测量铰接点处销轴力，但是对于不同尺寸型号的铰孔，需要分别设计三向力销轴传感器。采用动臂截面弯矩法则无需进行复杂的动臂改装与销轴传感器设计，在动臂与铲斗铰接点处末端，取近似平行的两个截面S-S和R-R，以两截面中心连线为X′方向，过动臂板中心面且垂直X′方向为Y′方向，同时垂直X′和Y′方向为Z′方向，建立动臂局部坐标系，则动臂与铲斗铰点处的力FX′1，FY′1，FZ′1，FX′2，FY′2和FZ′2由动臂截面弯矩来获得。动臂截面弯矩传感器结构原理如图5所示。

图5 动臂截面弯矩传感器结构Fig.5 Structure of torque sensor for boom section

(7)

动臂截面弯矩与传感器桥路输出电压之间为正比关系，可以采用相同的方法得到动臂另一侧的铰点处受力FX′2，FY′2和FZ′2。

以LW900K装载机为试验样机，设计三向力销轴传感器、动臂截面弯矩传感器和连杆力传感器，通过标定试验得到传感器输入输出特性，标定工装与标定试验如图6所示。

图6 载荷测试传感器标定试验示意图Fig.6 Schematic diagram of load test sensor calibration

标定试验中所施加的力均为阶梯载荷，多次标定取各级载荷下传感器输出电压信号的均值，并对结果进行拟合，得到连杆所受外力F与电桥输出电压之间的关系为

F=0.196UL-0.191

(8)

动臂与铲斗铰接点处三个方向所受外力与销轴传感器电桥输出电压之间的关系为

(9)

动臂上三个方向力与弯矩截面传感器对应电桥输出电压之间的关系，如式(10)所示

(10)

3 载荷测试与特性分析

3.1 典型姿态下的载荷验证

为了验证三向力销轴传感器和动臂截面弯矩传感器的准确性和可靠性，通过常用的压力传感器获取动臂油缸和摇臂油缸的压力。安装三向力销轴传感器、连杆传感器、动臂截面弯矩传感器以及油缸压力传感器，如图7所示。

图7 测试样机与传感器安装Fig.7 Test prototype and sensor installation

铲装8 t的标准块，选定掘起物料、运输物料、举升物料以及举升物料至最高位置4个典型作业姿态，测取动臂和摇臂油缸位移，确定姿态参数。装载机铲装标准重物块时，偏载和侧载对装载机工作装置的影响几乎可以忽略，4种典型姿态下工作装置姿态参数如表1所示。计算4种典型作业姿态下油缸铰点实测力和铲斗及动臂上铰点实测力之间的对应关系，如表2所示。

由表2可知：三向力销轴传感器法和动臂截面弯矩法所得4种典型作业姿态下油缸铰接点处载荷值均小于油缸压力传感器实测值，这是因为油缸压力传感器的测量值包含了动臂结构自重以及各铰接点处的摩擦阻力；三向力销轴传感器法所得油缸力与实测值之间的最大误差为3.09%，而动臂截面弯矩法所得油缸力与实测值的误差在10%左右，这是因为销轴传感器是对铰点外力的直接测量，测量精度高，而动臂截面弯矩法通过动臂截面弯矩与力学换算得到铰点载荷，将变截面的动臂板视为一个近似等截面结构，所得结果误差明显大于三向力销轴传感器测试误差。在测试精度允许的范围内，截面弯矩测试方法只需要对动臂截面进行贴片组桥，测试相对便捷。

表1 工作装置典型作业姿态参数

表2 典型作业姿态载荷验证试验结果

3.2 载荷时间历程的制取

在徐工铲运试验场内，采用精度高的三向力销轴传感器法获取LW900K装载机所受外载荷，模拟L形铲装作业路线[14]采集铲装铁矿粉物料的载荷，试验样机铲装作业如图8所示。

图8 铲装铁矿粉物料载荷测试试验Fig.8 Load test of iron ore material

根据传感器标定试验结果，得到铲装作业动臂与铲斗铰点以及连杆与铲斗铰点FX1，FY1，FZ1，FX2，FY2，FZ2，FX3和FY3动态载荷时间历程如图9所示。

图9 铰接点处载荷时间历程Fig.9 Load time history each hinge point

由图9可知，装载机铲斗上3个铰点处受力的变化规律基本保持一致，根据油缸位移变化可以将一个铲装作业周期分为空载段、铲掘段、重载运输段和卸料段[14]。在空载段，各铰点载荷呈一条直线；在铲掘段X方向上分力先达到最大值，之后X方向分力开始减小而Y方向分力增大，这与实际铲装作业中一次铲装作业法的过程相对应，铲斗先插入物料最深，此时X方向受力逐渐增大，然后快速掘起物料，Y方向分力开始增大；重载运输段各铰点载荷也呈直线状，但载荷均值明显大于空载运输段；在卸料段，3个铰点载荷均受到大载荷的作用，大载荷出现在同一时刻，并且载荷时间作用很短，载荷峰值很大，属于一种冲击载荷。根据外载荷识别模型以及实测各铰点载荷，可以得到LW900K装载机工作装置外载荷时间历程如图10所示。

图10 装载机工作装置外载荷识别结果Fig.10 Results of external load identification

由图10可知，根据载荷识别模型得到的工作装置外载荷时间历程中，由油缸位移变化判断斗尖载荷所处铲装作业周期段以及工作装置铲装作业姿态，工作装置所受外载荷的峰值出现在铲装作业段和卸料作业段。铲装作业段外载荷X方向分力值最大，约为220 kN；在卸料作业段外载荷X和Y方向的力均达到最大，最大值约为400 kN。工作装置所受侧向力即Z方向载荷最大值约为25 kN，而由铲斗内物料左右不均造成的偏载载荷MX和MY最大值约为60 kN·m。铲斗铰点载荷及工作装置外载荷变化趋势与装载机铲装作业过程保持一致，所得载荷反映了装载机所受外载荷的变化规律，实现了载荷的定量分析。与文献[1, 6, 10]对工作装置及铲斗所受外力的分析不同的是，实测铲斗铰点载荷和斗尖载荷在卸料作业段均出现了明显的大载荷。利用油缸位移确定卸料段大载荷出现时刻，装载机工作装置作业姿态如图11所示。

图11 卸料时刻装载机作业姿态Fig.11 Operating attitude of loader on unloading time

卸料时刻，铲斗向下倾斜，物料沿铲斗底部向下滑落，此时物料对铲斗底部的摩擦力以及物料对铲斗底部压力在X方向上的分力共同影响FX的大小，而FY的大小主要由物料对铲斗底部压力在Y方向上的分力所决定。对于LW900K装载机，其额定载重为9 t，对铲斗底部压力约为90 kN，这与实测到的FY最大值400 kN并不吻合。分析装载机在铲装试验卸料时刻的作业状态，发现卸料时刻铲斗位于最高位，摇臂油缸快速回缩，铲斗由重载运输姿态开始绕铲斗与动臂铰点旋转，在铲斗底板开始低于水平线时，铲斗内物料重力加速了铲斗旋转，卸料瞬间铲斗快速静止于卸料位置，由于惯性作用在铲斗铰接点处产生了卸料冲击载荷。对应图10卸料时刻铲斗铰点载荷，连杆与铲斗铰点载荷在X和Y方向均有明显大载荷冲击，而动臂与铲斗铰点载荷只在Y方向出现大的冲击载荷，即卸料时的冲击载荷不仅影响动臂左右板的受力状态，而且会通过连杆对动臂横梁部位产生结构损伤。因此，在工作装置结构设计和强度校核时，需考虑冲击载荷的影响。工作装置所受侧载和铲斗内物料不均引起的偏载远小于正载FX和FY，只考虑X和Y方向载荷的合力，得工作装置外载荷时间历程如图12所示。

图12 铲斗合成外载荷时间历程Fig.12 External synthetic load time history

采用雨流计数法统计150斗铁矿粉物料下LW900K装载机铲斗外载荷识别结果的均幅值频次数，并用正态分布拟合均值频次关系，用三参数威布尔分布拟合幅值频次关系，如图13所示。

图13 铲斗外载荷均幅值统计分布规律Fig.13 Statistical distribution of external load mean and amplitude

由图13可知，铁矿粉物料下工作装置外载荷均值-频次和幅值-频次分别服从式(11)、式(12)所示的对数正态分布和三参数威布尔分布

(11)

(12)

4 结 论

1) 将工作装置所受外载荷简化至铲斗斗尖处，建立了工作装置外载荷识别模型以及外载荷与铲斗铰接点载荷之间的数学关系，明确了铲斗铰点载荷是获取工作装置外载荷的基础。提出了三向力销轴传感器和动臂截面弯矩获取动臂与铲斗铰接点载荷的方法，通过不同姿态下的载荷验证试验，校核两种载荷获取方法的结果精度，销轴传感器法测试相对误差在3.09%以内，截面弯矩法相对误差在13.4%以内。

2) 基于载荷识别模型和销轴传感器载荷测试结果，工作装置外载荷峰值出现在铲掘作业和卸料作业段。通过试验测试得到了装载机卸料作业时的惯性冲击载荷，对于LW900K试验样机在铁矿粉物料工况下，卸料冲击载荷峰值约为400kN，且载荷作用时间短。对150斗作业样本中斗尖载荷进行雨流计数，得到载荷均值与载荷幅值分别服从正态分布和三参数威布尔分布的结论。

3) 所建立的外载荷识别模型和提出的载荷测试方法为装载机工作装置载荷谱编制及结构抗疲劳设计提供了参考。