CN108052730B - 一种大型矿用挖掘机提升机构减速箱可靠性评估方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种大型矿用挖掘机提升机构减速箱可靠性评估方法，应用于机械产品的可靠性分析领域，针对现有的大型矿用挖掘机提升机构减速器箱体工况复杂，其动态性能呈现高度非线性，且基于有限元的仿真需要占用大量计算机资源和时间的问题；本发明建立箱体的有限元模型，运用仿真方法分析不确定性输入下箱体的动态性能；根据得到的箱体动态性能，运用支持向量机(Support Vector Machine，SVM)建立箱体主要失效模式的物理模型；然后对箱体的不确定性输入进行抽样，根据建立的物理模型计算箱体各失效模式的失效概率；相比于现有的方法提高了计算效率和精度。

Description

一种大型矿用挖掘机提升机构减速箱可靠性评估方法

技术领域

本发明属于机械产品的可靠性分析领域，特别涉及一种基于SVM的大型矿用挖掘机 提升机构减速箱可靠性评估技术。

背景技术

大型矿用挖掘机是开采露天矿山的主要采装设备。当前，随着挖掘机向高速、重载、 精密和复杂化的方向发展，人们对大型挖掘机工作装置的可靠性和安全性要求越来越高。 即不仅要求它能够传递较大的载荷，而且要求工作装置本身必须具备良好的可靠性，从而 降低大型挖掘机的运营成本并提高设备运营过程中的安全性。工作装置作为大型挖掘机完 成动作的直接实施者和主要承载机构，它的可靠性及耐久性直接影响到施工过程中的工作 性能和安全性。因此，对大型挖掘机工作装置的强度及可靠性研究具有非常重要的意义。

提升机构是大型矿用挖掘机工作装置重要组成部分，其主要由提升减速器、提升卷筒、 提升电机、提升钢丝绳、联轴器和润滑系统组成，其作用为通过提升减速机带动提升卷筒 的转动来提起和放下铲斗。在实际工作过程中，由于各种因素造成的应力集中、复杂的受 力状态、恶劣的工作条件和使用环境等原因，常常会导致提升机构(特别是减速箱)发生振 动和噪声。造成齿轮磨损、零件精度急剧下降，配合关系被破坏，还造成卷筒齿轮罩与转台等焊接件产生开焊、裂纹等破坏，有时提升卷筒底座与提升减速箱等部分螺钉振松、振断后,整个挖掘机只好停工、停产，给使用、维修工作带来一定困难。因此，有必要研 究提升机构减速箱的可靠性。

支持向量机(Support Vector Machine，SVM)是Corinna Cortes和Vapnik等于1995年首 先提出的，它在解决小样本、非线性及高维模式识别中表现出许多特有的优势，被逐渐应 用到函数拟合等其他机器学习问题中。大型矿用挖掘机提升机构减速器箱体工况复杂，其 性能呈现高度非线性，且基于有限元的仿真需要占用大量计算机资源和时间。

发明内容

为解决上述技术问题，本发明提出一种基于SVM和有限元仿真方法的大型矿用挖掘 机提升机构减速箱可靠性评估方法，可提高计算效率和精度，为复杂系统可靠性评估提供 依据。

本发明采用的技术方案为：一种大型矿用挖掘机提升机构减速箱可靠性评估方法，包 括：

S1、对大型矿用挖掘机提升机构运行工况进行分析，确定减速箱的不确定性输入；

S2、根据减速箱底层故障信息，分析其主要失效模式；

S3、建立箱体的有限元模型，加载并求解不确定性输入下箱体的响应；

S4、根据步骤S3得到的随机不确定性输入及响应，运用支持向量机建立箱体主要失 效模式的物理模型；

S5、对步骤S1得到的不确定性输入进行抽样，然后根据步骤S4建立的物理模型计算 箱体各主要失效模式的失效概率以及箱体的失效概率。

进一步地，步骤S3具体为；

S31、运用UG建立箱体的三维模型；

S32、计算由齿轮传动系统传递给各轴上两端轴承座的载荷；

S33、根据步骤S32得到的由齿轮传动系统传递给各轴上两端轴承座的载荷，计算箱 体所受载荷；

S34、定义箱体材料属性，划分网格，建立箱体的有限元模型；

S35、加载并求解不确定性输入下箱体的随机响应。

进一步地，所述步骤S4具体为：

S41、根据步骤S3得到的各不确定性输入及响应选择核函数；

S42、根据选择的核函数建立支持向量机优化模型；

S43、求解支持向量机优化模型参数；

S44、建立箱体主要失效模式的物理模型。

进一步地，所述步骤S5具体为：对步骤S1确定的箱体的不确定性输入进行抽样，根据步骤S4建立的失效物理模型，预测不确定性参数下箱体性能；根据预测得到的性能输 出及主要失效模式建立指示函数，计算箱体各失效模式失效概率及多失效模式下箱体的失效概率。

本发明的有益效果：本发明的一种大型矿用挖掘机提升机构减速箱可靠性评估方法， 通过有限元方法建立有限元模型，并求解得到不确定性输入下箱体的随机响应；根据随机 响应，基于支持向量机建立箱体的主要失效模式的物理模型；根据抽样后的不确定性输入 结合失效物理模型计算箱体各失效模式的失效概率以及箱体的失效概率；本发明的方法结 合了SVM与有限元仿真方法评估大型矿用挖掘机提升机构减速器箱体可靠性，可提高计 算效率和精度，为复杂系统可靠性评估提供依据。

附图说明

图1为本发明实施例提供的方案流程图。

图2为本发明实施例提供的大型矿用挖掘机提升机构齿轮传动方向及啮合力示意图；

其中，图2(a)为轴承座受力分析图；图2(b)为轴1轴承座进行受力分析图；图2 (c)为轴2轴承座进行受力分析图；图2(d)为轴4轴承座进行受力分析图；图2(e) 为轴5轴承座进行受力分析图；图2(f)为轴3轴承座进行受力分析图。

图3为本发明实施例提供的大型矿用挖掘机提升机构减速器箱体有限元模型。

具体实施方式

为便于本领域技术人员理解本发明的技术内容，下面结合附图对本发明内容进一步阐 释。

如图1所示为本发明的方案流程图，本发明的技术方案为：一种大型矿用挖掘机提升 机构减速箱可靠性评估方法，包括：

S1、确定箱体的不确定性输入；本实施例的提升电机转速主要分布在200rpm-600rpm 之间，在350rpm附近即提升速度0.62m/s附近近似呈现正态分布，所占比例达18.9％， n～N(350,50)。挖掘段提升电机功率在850KW附近出现的次数较多占11.6％，且近似呈 现正态分布，功率值主要集中在500KW-1000KW之间，P～N(800,100)。

S2、分析箱体的主要失效模式；本实例中箱体主要失效模式有3个，分别为等效应力 大于允许的强度；最大变形大于允许的变形量；各阶固有频率接近各轴激振下箱体的谐响 应频响；各自的失效模式表示如下：

其中，g₁、g₂、g₃分别为箱体的三个主要失效模式性能函数；S和σ分别为箱体的最大等效应力和允许的强度；δ和

分别为箱体的最大变形和允许的变形量；f_i,i＝1,2,…,6为 箱体的前六阶固有频率，

为各轴激振下箱体的谐响应频响向量。

S3、建立箱体的有限元模型，加载并求解不确定性输入下箱体的随机响应；步骤S3具体为：

S31、运用UG建立箱体的三维模型；

S32、计算由齿轮传动系统传递给各轴上两端轴承座的载荷；本实施例先计算齿轮啮 合力。提升减速器主要是采用二级对称式传动，其结构主要由左右两对一级斜齿轮，以及 二级直齿轮组成，二级直齿轮是两个小齿轮带动一个大齿轮进行工作，大齿轮与卷筒固定 在一起，各级齿轮相互啮合，且都固定在相应的齿轮轴上，齿轮参数如表1所示。卷筒固定在减速器的一边，卷筒支架与减速器为一焊接整体。

表1齿轮参数

第一级斜齿圆柱齿轮啮合时轮齿上作用力的计算：

式中，T₁为第一级输入轴扭矩N·m，d₁为第一级齿轮传动主动轮的分度圆直径mm，a_n为法向压力角，β为螺旋角；F_te1，F_re1和F_ae1分别为第一级齿轮传动主动轮切向力、径 向力和轴向力；F_te2，F_re2和F_ae2分别为第一级齿轮传动从动轮切向力、径向力和轴向力。

第二级直齿圆柱齿轮啮合时轮齿上作用力的计算：

式中，T₂为第二级输入轴扭矩，扭矩单位为N.m；d₃为第二级齿轮传动主动轮的分度圆直径，直径单位为mm；F_te3，F_re3分别为第二级齿轮传动主动轮切向力、径向力；F_te4， F_re4分别为第二级齿轮传动从动轮切向力、径向力。

S33、根据步骤S32得到的由齿轮传动系统传递给各轴上两端轴承座的载荷，计算箱 体所受载荷；

对箱体静强度进行分析不考虑外部载荷，所以在齿轮啮合力作用下箱体受力主要是轴 承座受力。如图2(a)所示轴承座受力包括径向力和轴向力，下面分别对各个轴上两端轴 承座进行受力分析。

(a)轴1轴承座进行受力分析如图2(b)所示：

式中,L₁为轴长，L₁₁为第一级齿轮啮合主动轮轮心与一端轴承座距离，F_y11和F_y12分别为轴1两端轴承座y方向支反力。

式中，G₁为第一级齿轮啮合主动轮重力，F_z11和F_z12分别为轴1两端轴承座z方向支反力。

式中，F_r11和F_r12分别为轴1两端轴承座所受径向力，F_a11和F_a12分别为轴1两端轴 承座所受轴向力。

(b)轴2轴承座进行受力分析如图2(c)所示：

式中，d₂为第一级齿轮传动从动轮分度圆直径，L₂₁为第一级齿轮传动从动轮轮心到 一端轴承座距离，L₂₂为第一级齿轮传动从动轮轮心与第二级齿轮传动主动轮轮心的距离， F_y21和F_y22分别为轴2两端轴承座y方向支反力。

式中，G₂为第一级齿轮传动从动轮重力，G₃为第二级齿轮传动主动轮重力，F_z21和F_z22分别为轴2两端轴承座z方向支反力。

式中，F_r21和F_r22分别为轴2两端轴承座所受径向力，F_a21和F_a22分别为轴1两端轴 承座所受轴向力。

(c)轴3轴承座进行受力分析如图2(d)所示：

式中，L₃₁为第二级齿轮传动从动轮轮心到一端轴承座距离，F_y31和F_y32分别为轴3两端轴承座y方向支反力。

式中，G₄为第二级齿轮传动从动轮重力，F_z31和F_z32分别为轴3两端轴承座z方向支反力。

式中，F_r31和F_r32分别为轴3两端轴承座所受径向力。

S34、定义箱体材料属性，划分网格，建立箱体的有限元模型；箱体材料是塑性和焊接性能良好的Q345B型合金钢，其材料属性如表2；本实施例建立的箱体有限元模型如图 3所示。

表2箱体材料属性

材料	密度(Kg/m3)	泊松比	弹性模量(GPa)
				Q345B	7.82	0.28	206

S35、加载并求解不确定性输入下箱体的等效应力、最大变形及谐响应频响。

S4、根据步骤S3得到的箱体的各失效模式的随机响应，运用支持向量机建立箱体主 要失效模式的物理模型；所述步骤S4具体为：

S41、根据步骤S3得到的箱体各失效模式的随机响应选择核函数；

S42、根据选择的核函数建立支持向量机优化模型；

S43、求解支持向量机优化模型参数；支持向量机优化模型表示为：

式中x_i,i＝1,2,…,n为输入样本，y_i为输入样本对应的输出；w为权值向量，b为偏置； ξ_i和

为引入的松弛变量；ε为拟合精度，c为惩罚因子。

S5、对步骤S1得到的不确定性输入进行抽样，然后根据步骤S4建立的失效物理模型计 算箱体各主要失效模式的失效概率以及箱体的多失效模式下的失效概率。

本实施例中对输入功率和转速进行抽样，得到箱体等效应力、最大变形及谐响应频响， 根据步骤S2建立的主要失效模式建立如下指示函数，求解箱体各失效模式失效概率及多失 效模式下箱体的失效概率。

P_f＝P_f1+P_f2+P_f3-P_f12-P_f13-P_f23+P_f123 (21)

式中，P_fi,i＝1,2,3分别为三种失效模式分别发生的概率，P_f12,P_f13,P_f23分别为两种失 效模式同时发生的概率，P_f123为三种失效模式同时发生的概率。

本领域的普通技术人员将会意识到，这里所述的实施例是为了帮助读者理解本发明 的原理，应被理解为本发明的保护范围并不局限于这样的特别陈述和实施例。对于本领域 的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的 任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的权利要求范围之内。

Claims (1)

1.一种大型矿用挖掘机提升机构减速箱可靠性评估方法，其特征在于，包括：

S1、对大型矿用挖掘机提升机构运行工况进行分析，确定减速箱的不确定性输入；挖掘机提升电机转速n分布在200rpm-600rpm之间，在350rpm附近即提升速度0.62m/s附近呈现正态分布，所占比例达18.9％，n～N(350,50)；挖掘机提升电机功率P在850KW附近出现的次数较多占11.6％，且呈现正态分布，功率值集中在500KW-1000KW之间，P～N(800,100)；

S2、根据减速箱底层故障信息，分析其主要失效模式；箱体主要失效模式有3个，分别为等效应力大于允许的强度；最大变形大于允许的变形量；各阶固有频率接近各轴激振下箱体的谐响应频响；各自的失效模式表示如下：

其中，g₁、g₂、g₃分别为箱体的三个主要失效模式性能函数；S和σ分别为箱体的最大等效应力和允许的强度；δ和

分别为箱体的最大变形和允许的变形量；f_i为箱体的前六阶固有频率，i＝1,2,…,6，

为各轴激振下箱体的谐响应频响向量；

S3、建立箱体的有限元模型，加载并求解不确定性输入下箱体的动态性能；步骤S3具体为；

S31、运用UG建立箱体的三维模型；

S32、计算由齿轮传动系统传递给各轴上两端轴承座的载荷；先计算齿轮啮合力；提升减速器是采用二级对称式传动，其结构由左右两对一级斜齿轮，以及二级直齿轮组成；

第一级斜齿圆柱齿轮啮合时轮齿上作用力的计算：

其中，T₁为第一级输入轴扭矩，扭矩单位为N·m，d₁为第一级齿轮传动主动轮的分度圆直径，直径单位为mm，a_n为法向压力角，β为螺旋角；F_te1，F_re1和F_ae1分别为第一级齿轮传动主动轮切向力、径向力和轴向力；F_te2，F_re2和F_ae2分别为第一级齿轮传动从动轮切向力、径向力和轴向力；

第二级直齿圆柱齿轮啮合时轮齿上作用力的计算：

其中，T₂为第二级输入轴扭矩，扭矩单位为N·m；d₃为第二级齿轮传动主动轮的分度圆直径，直径单位为mm；F_te3，F_re3分别为第二级齿轮传动主动轮切向力、径向力；F_te4，F_re4分别为第二级齿轮传动从动轮切向力、径向力；

S33、根据步骤S32得到的由齿轮传动系统传递给各轴上两端轴承座的载荷，计算箱体所受载荷；对箱体静强度进行分析不考虑外部载荷，所以在齿轮啮合力作用下箱体受力是轴承座受力；下面分别对各个轴上两端轴承座进行受力分析：

(a)轴1轴承座进行受力分析：

其中,L₁为轴长，L₁₁为第一级齿轮啮合主动轮轮心与一端轴承座距离，F_y11和F_y12分别为轴1两端轴承座y方向支反力；

其中，G₁为第一级齿轮啮合主动轮重力，F_z11和F_z12分别为轴1两端轴承座z方向支反力；

其中，F_r11和F_r12分别为轴1两端轴承座所受径向力，F_a11和F_a12分别为轴1两端轴承座所受轴向力；

(b)轴2轴承座进行受力分析：

式中，d₂为第一级齿轮传动从动轮分度圆直径，L₂₁为第一级齿轮传动从动轮轮心到一端轴承座距离，L₂₂为第一级齿轮传动从动轮轮心与第二级齿轮传动主动轮轮心的距离，F_y21和F_y22分别为轴2两端轴承座y方向支反力；

式中，G₂为第一级齿轮传动从动轮重力，G₃为第二级齿轮传动主动轮重力，F_z21和F_z22分别为轴2两端轴承座z方向支反力；

其中，F_r21和F_r22分别为轴2两端轴承座所受径向力，F_a21和F_a22分别为轴1两端轴承座所受轴向力；

(c)轴3轴承座进行受力分析：

其中，L₃₁为第二级齿轮传动从动轮轮心到一端轴承座距离，F_y31和F_y32分别为轴3两端轴承座y方向支反力；

其中，G₄为第二级齿轮传动从动轮重力，F_z31和F_z32分别为轴3两端轴承座z方向支反力；

式中，F_r31和F_r32分别为轴3两端轴承座所受径向力；

S34、定义箱体材料属性，划分网格，建立箱体的有限元模型；

S35、加载并求解不确定性输入下箱体的随机响应；

S4、根据步骤S3得到的动态性能，运用支持向量机建立箱体主要失效模式的物理模型；支持向量机优化模型表示为：

s.t.(w^Tx_i+b)-y_i≤ε+ξ_i

其中，x_i,i＝1,2,…,n为输入样本，y_i为输入样本对应的输出；w为权值向量，b为偏置；ξ_i和

为引入的松弛变量；ε为拟合精度，c为惩罚因子；

S5、对步骤S1得到的不确定性输入进行抽样，然后根据步骤S4建立的物理模型计算箱体各主要失效模式的失效概率以及箱体的失效概率；具体计算式为：

P_f＝P_f1+P_f2+P_f3-P_f12-P_f13-P_f23+P_f123

其中，P_fi，i＝1,2,3分别为三种失效模式分别发生的概率，P_f12、P_f13、P_f23分别为两种失效模式同时发生的概率，P_f123为三种失效模式同时发生的概率。

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