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基于模型验证和现场试验的塔机回转减速器行星托架疲劳寿命预测
关键词:起重机回转;疲劳寿命预测;行星载体；回转减速器；可变载荷
塔式起重机用于搬运重物，通常在相当高的地方操作;他们的回转减速器必须同时承受这些高度的可变风载荷和系统惯性产生的载荷。在起重机设计中，回转减速器的寿命分析是非常重要的。如果测量输入载荷，则可以分析施加在回转减速器载体上的载荷，确定其薄弱部位，计算出累计损伤率;这样就可以更准确地预测载具的预期寿命。因此，本研究利用塔式起重机正常工作状态下所测得的输入载荷，估算了减速器载体的疲劳寿命。通过静载试验验证了回转减速器的分析模型，并从实测输入中提取峰谷载荷，计算了施加在载体上的应力分布;利用验证后的回转减速器分析模型、雨水流量计数法和矿工法则对载体的预期寿命进行了估算。结果表明，这两个最薄弱环节的累积损伤率分别为22.63%和44.95%。
命名
Ug=最大过盈配合
DP, max =引脚最大尺寸
DC, min =载波最小尺寸
Uk =最小过盈配合
DP, min =引脚最小尺寸
U=最大或最小过盈配合
Uw=考虑表面粗糙度的过盈配合
RzA =载针孔平均粗糙度
RzI =引脚平均粗糙度
SF =安全系数
YS=材料的屈服强度
ST=计算冯米塞斯应力
Seq=等效应力幅值
Sa=应力幅值
Sm =平均应力
Su=拉伸应力
Ni=目标寿命
Nf =寿命相对于S-N曲线
1.介绍
在港口和摩天大楼的建筑工地，塔吊被用来搬运重物。为了使起重机旋转，使用了一种行星回转减速器。由于起重机通常在相当高的高度上运行，当它们在提升负载重量后旋转时，它们的回转减速器必须同时支持在这些高度上的可变风载荷以及货物和惯性产生的载荷。
为了设计或估计回转减速器的寿命，分析这些传递载荷是非常重要的。虽然惯性荷载可以通过分析方法进行估算，但由于运行行环境的巨大影响和不确定性，其可变风荷载是无法估算的。因此，负载必须在实际工作条件下测量，在传动轴和回转减速器之间安装扭力计。
以实测输入载荷为基础，对回转减速器载体载荷进行分析，确定其最薄弱部分，计算其累积损伤;这样就可以更准确地估计载体的预期寿命。
在以前的研究中，每个部件上的载荷是用商业程序计算的，考虑了额定载荷作用下的过盈配合，然后估算了载体的疲劳寿命。然而，由于这些结果不是基于实际的操作条件，分析模型也没有得到验证，因此估计的预期寿命是不可靠的。大多数研究，包括作者之前的论文，在没有验证分析模型与试验的情况下，预测了载体的疲劳寿命。载体有不同的制造公差范围，因为它们大多数是由铸件制成的。因此，由于所分析的模型和实际载体的应力模式可能不同，应力模式应通过试验加以验证。
此外，为了更精确地预测载体的疲劳寿命，考虑表面粗糙度和缺陷等设计因素的载体S-N曲线是必要的。
有一些研究分析作用在行星载体上的载荷和预测疲劳寿命。然而，他们并没有考虑上面提到的所有因素。
因此,在这项研究中,为了补充那些作品,分析模型验证通过静载荷试验,载体S-N曲线是在GL的标准下得来的 ,减速器的载体的疲劳寿命估计基于在正常操作条件下的塔式起重机回转减速器输入载荷测量。
2.静态负载模拟
2.1仿真模型
仿真模型如图1所示;它由一个直径224毫米和高度86毫米的载体，3个行星销直径20.2毫米和高度68毫米。
如前所述，载体的疲劳失效一般发生在行星销和载体的接触面。此外，这些零件的接触面会产生由过盈配合引起的应力集中。因此，本研究考虑了过盈配合对这些零件的影响。
行星销在上、下托架部件上装配，为了便于装配，仅在托架的下半部采用过盈配合
2.2过盈配合计算
为了准确反映仿真模型中的干涉拟合，采用标准KS B 0401中定义的方法进行拟合计算
图1载体几何形状(改编自参考文献1)
表1过盈配合计算结果
|
部位 |
直径 |
公差(mm) |
过盈配合(mm) |
|||
|
(mm) |
Max |
Min |
Max Median |
Max |
||
|
载体 销 |
20.02 20.02 |
-0.028 0 |
-0.041 -0.013 |
0.015 |
0.028 |
0.041 |
如式(1)所述，最大过盈配合为装配前轴的最大尺寸(DP,max)与孔的最小尺寸(DC,min)之差。最小过盈配合为引脚最小尺寸(DP,min)与载体最大尺寸(DC,max)之差，如图所示
Eq.(2).
结果见表1:最小干涉配合为0.015 mm，最大干涉配合为0.041 mm，中位数为0.028 mm。这些结果没有反映载体和销的粗糙度，因此与实际值不同。因此，考虑表面粗糙度，采用DIN 7190和Eq.(3)重新计算过盈配合，考虑表面粗糙度。
其中RzA、RzI分别为6个载体样品和6个行星销样品的表面粗糙度平均值(见表2)。得到的结果1如表3所示:最小过盈配合为0.0032 mm，中位过盈配合为0.0162 mm，最大过盈配合为0.0292 mm。
2.3静载作用于载体的仿真
2.3.1有限元模型
表2载体销孔表面粗糙度
|
部位 |
No. |
Rz(mu;m) |
平均(mu;m) |
|
# 1 |
10.6 |
||
|
# 2 |
7.6 |
||
|
载体 |
# 3 # 4 |
10.5 12.9 |
10.83 |
|
# 5 |
12.2 |
||
|
# 6 |
11.2 |
||
|
# 1 |
3.7 |
||
|
# 2 |
3.7 |
||
|
销 |
# 3 # 4 |
4.1 4.2 |
3.88 |
|
# 5 |
3.9 |
||
|
# 6 |
3.7 |
表3考虑表面粗糙度的过盈配合
|
过盈配合 |
U (mm) |
RzA (mu;m) |
RzI (mu;m) |
数量(毫米) |
|
最小 |
0.015 |
0.0032 |
||
|
中位数 |
0.028 |
10.83 |
3.88 |
0.0162 |
|
最大 |
0.041 |
0.0292 |
图2接触面共享节点
为了反映过盈配合在仿真模型和减轻应力集中的影响，载体和行星销节点共享如图2所示。分析模型采用实体单元，共400,926个节点。
2.3.2仿真条件及评价方法
载体用GCD450制造，分析中使用了该材料的力学性能，如表4所示。杨氏模量和泊松比均来自研究资料数据库;屈服强度和延伸率是通过对试样进行拉伸试验来测量的，如图3所示。测定了GCD450的屈服强度为340 MPa，拉伸率为21%;因此，它被归类为韧性材料，按照2010年的GL指南，根据GL指南计算安全系数，反映材料的安全系数，并使用公式(4)。
边界条件限制了载波输出的所有6个自由度，如图4(a)所示。在行星齿轮轴承所在位置施加额定和极限载荷，如图4(b)和表5所示。负载是使用专为变速箱设计的分析程序。
表4 GCD450性能
|
GCD450 |
|
|
杨氏模量 |
170GPa |
|
泊松比 |
0.275 |
|
屈服强度 |
340 MPa |
|
伸长 |
21% |
图3 GCD 4501的应变-应力曲线
图4边界和加载条件(改编自参考文献1)
此外,为过盈配合创造条件,行星销和载体的接触表面的摩擦系数被当作接触条件(图5)。钢和铸铁表面之间的系数提出了DIN 7190。过盈配合抵消被建立,但因为这是应用于接触面和目标面,只有一半的过盈配合minus;认为每个表面的表面粗糙度minus;被应用。
表5行星承受的力
图5载体销孔与销的接触情况(根据参考文献1改编)
图6载体支撑杆
图7 FE分析结果
图8验证试验用载体
图9应变仪附件
2.3.3仿真结果
载体的静载荷分析证实,巨大压力集中出现在下方的支撑杆(图6)。因此,两个节点(节点1和节点2)选择在这些位置,如图7所示,进行模型验证测试和估算疲劳寿命。
3.验证
3.1测试设备
通过静载试验，验证了载体静载仿真分析的正确性。试验所用载体(如图8所示)与仿真分析所用载体规格相同。
表6应变仪规格
图10静态试验装置
应力测量采用三个应变计连接在支撑杆的下部，如图9所示。用于测量载体应力的应变计的规格如表6所示。
负载测试设备如图10所示。模拟分析中使用的相同负载(表5)在这里通过连接到托架销上的三个气缸施加。
数据采集(DAQ)系统由KYOWA UCAM- 500A数据记录器和USB-500扫描机器人组成。该系统可以实时测量200多个频道。
3.2静载验证试验
由表5和图11可知，载体静载荷试验是在额定和极限载荷条件下进行的;结果如图12所示。
在两种情况下，作用于载体支撑杆下部的应力均表现出相似的趋势;只有应力的大小不同，由于不同的应用载荷条件。
第二应变片(S2)在额定工况下应力为56.38 MPa，在极端工况下应力为106.31 MPa。载体的加载比(1.865)与支撑杆下部的应力比(1.885)相似，证实了载体的静载试验是在弹性区进行的。
对实测应力和模拟应力进行了比较，验证了分析模型的有效性。结果如表7所示。第一应变片(S1)和第二应变片(S2)在分析和物理测试中都得到了相似的结果，在额定载荷情况下的最大偏差约为11%，在极限载荷情况下为4%。而第三个应变片(S3)在极限荷载情况下，其额定荷载的最大差异约为38%，在极限荷载情况下，其最大差异为31%，这是测试结果与分析结果的显著差异。
第三个应变片误差大的原因可能有两个。首先，由于载体支撑杆下部存在高应力梯度(由于形状的变化)，可能由于应变仪定位不准确而导致实验误差。此外，当应变片的连接方向与主应力方向不匹配时，由于应变片的特性，结果也会产生一些差异。
如前所述，除了第三个应变片的结果外，其余的分析和试验结果平均误差均小于10%，证明了分析模型的可靠性。
表7分析结果与试验结果对比lt;
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