摘 要： 以某公司生产的水泥混凝土泵车为研究对象，对其进行了多工况的动应力测试，通过数据分析，得到各个工况的动应力变化范围和工作频率，通过与对应工况的液压系统实验结果相比较，找到了该泵车动应力较大的主要原因，并给出了最佳的液压系统流量。本研究结果可为厂家进行产品改进提供参考。
关键词：混凝土泵车，结构强度试验，频率
0 引 言
为了研究水泥混凝土泵车结构动强度特性，本文对某厂生产的水泥混凝土泵车进行了不同工况的动应力测试。
1 测试方案及内容
依据对泵车进行的有限元静强度分析和模态分析结果，选取其中应力比较大的部位和动态薄弱部位作为测试位置。具体操作过程为：在泵车臂架上所选的测试点位置粘贴应变片或者是应变花，单向应力状态部位粘贴应变片，复杂应力状态部位粘贴应变花，共使用应变片80个，应变花8个。然后对泵车不同工作状况进行测试。本次实验所做测试如下：
1)水平工况动应力测试(该工况泵车液系统流量为1 901 /min) ；
2)侧面工况动应力测试 该工况又根据泵车液压系统流量具体分为两种：流量1 501 /min测试、流量1 801 /min测试。
2 测试仪器简介
本次实验采用了高精度的应变测量仪器：长安大学机电液一体化实验室的TBS - 2000应变测试系统，该测试仪器连接示意图如下：
TBS - 2000 采用测试领域最流行的虚拟仪器(Virtual Instruments，简称V I)技术。其核心硬件全部采用进口部件， 分别是美国N I (National InstrumentCorporation)公司制造的VXI机箱、SCXI - 1000信号调理模块、PC I - 1200数据采集卡(与笔记本电脑配套使用) ；其软件上采用LABV IEW作为虚拟仪器的开发平台[ 1 ] 。LABV IEW是实验室虚拟仪器集成环境(La2boratory Virtual Instruments Engineering workbench) 的简称，它是由美国著名的N I公司研发的一种基于图形开发、调试和运行程序的集成化环境，是第一个借助于虚拟仪器软面板、用户界面和方框图建立虚拟仪器的图形程序设计系统，也是目前国际上唯一的编译型图形化编程语言，它还是目前应用最广、发展最快、功能最强的虚拟仪器开发环境[ 2 ] 。
TBS - 2000的主要功能是：
1) 128路动、静态应变测量，并有很好的实时性，使用者在现场能观测到所采集的全部数据。
2)强大的数据处理功能，对采集到的数据能够进行均值、概率密度、峰值、均方根、自相关、互相关、自功率谱、互动率谱、频谱等多种分析。
在此次实验中，由计算模态分析及试验实测[ 3 ]可知，泵车臂架的一阶频率不超过1Hz，根据恩奎斯特理论(Nyquist theorem) 。为了防止发生混频，最低采样频率是信号频的两倍。从实验精度及计算机内存考虑，选择采样频率为100Hz，完全可以满足要求。确定了采样频率之后， TBS - 2000 中的模/数(A /D)转换器把模拟信号转换为数字信号，从而达到采集的目的。基本原理如下：假设现对一模拟信号x ( t)每隔Δt时间采样一次，于是t = 0，Δt， 2Δt等等时， x ( t)的数值被称为采样值。这样信号x ( t)可以用一组分散的采样值来表示： X = { x [0 ]， x [ 1 ]， x [2 ]， ⋯， x [N - 1 ] } ， N为采样点个数。
3 试验结果分析
本次测试仪器所采用的虚拟仪器技术，在实验过程中，该仪器有很好的实时性，操作者可以在虚拟示波器上现场观测到采集的所有数据。并能把所采集到的原始数据存储到计算机硬盘中；在处理过程中，处理者可以很容易的从硬盘中调出本次实验中所有工况的数据，进行滤波、截取、频谱等多种分析。因此， TBS - 2000无论是在实验过程还是在数据处理的过程中，都显示出其优越性。在测试过程中，每种工况中均有84个实测点，由于本篇文章的篇幅有限，所以在对测试结果进行分析时，仅就一个测点(16号测点，该测点位于臂架(3)上靠近臂架(2)端)的分析结果为例进行说明。
1) 侧面工况(流量1 801 /min)动应力分析结果
16号测点在该工况下的应变- 时间历程及频谱图见图1，由图可知，泵车在第10s、24s及38s处有明显的冲击存在，除此之外，该工况下，泵车基本上是在作谐波振动。图中给出应变的最大值、均值和最小值，由于冲击的存在，该测点的最大应力范围很大，约320.04Mpa，而稳定部分的最大应力变化范围较小，约为95.55Mpa。在幅频谱图中，得到该测点应变时间历程的主频为0.367Hz，同时在该幅频谱图上可以看到除了该主频存在外，还有许多的小尖峰存在的，这就进一步验证了在该测点的应变时间历程中存在冲击，由信号分析方面的理论可知，冲击的存在，会使信号的频谱成份非常的丰富。而与此对应的泵车液压系统实验所得到的压力- 时间曲线(见图2) ，由图2可知，系统激励明显存在冲击现象，其频率为0.367Hz，二者完全吻合。
2)侧面工况(流量1 501 /min)动应力分析结果
16号测点在该工况下的应变- 时间历程和幅频谱图见图3，由图可知，当系统流量为1501 /min，泵车除了在启动阶段有较大的应力外，正常工作时间应力变化范围很小，约37.59Mpa，工作频率为0.300Hz。而与此对应的泵车液压系统实验曲线见图4，液压冲击明显减小，液压冲击载荷的频率为0.296Hz，二者比较吻合。
3)水平工况(流量1 901 /min)动应力分析结果
泵车在液压系统流量为1 901 /min情况下，液压系统压力- 时间曲线见图5，由图可知，该工况下，系统液压冲击很大，液压冲击载荷频率为0.38Hz， 16号测点在该工况下的应变- 时间历程和幅频谱图见图6。由图可知，由于系统激励存在着较大冲击，则泵车结构应力在整个工作过程中，都存在着应力冲击，这些应力冲击是引起泵车疲劳破坏的主要原因，该工况最大的应力变化范围围410.97Mpa， 工作频率为0.383Hz，与液压冲击频率相一致。
4 动应力分析结论
1)通过上面各工况的结果可知，水平工况下(流量为1901/min ) 的动态应变时间历程的主频为0.367Hz；侧面工况下(流量为1501 /min)的动态应变时间历程的主频为0.300Hz； 侧面工况下(流量为1801 /min)的动态应变时间历程的主频为0. 383Hz。而且分别与相对应工况的液压系统实验所得到的液压缸冲击的频率相吻合，说明了泵车工作期间的振动是由液压缸的冲击引起的(这时液压缸的冲击相当于激励) 。
2)正常流量情况下(侧面工况流量1801 /min，水平工况流量1901/min)动应力会出现周期性冲击。但在1501/min的流量下(侧面工况)除掉启动阶段出现大的冲击外，泵车正常工作后的动应力很小，因此减小液压系统的压力后，液压瞬时冲击下降，从而动应力下降，说明结构疲劳强度主要取决液压瞬时冲击，这说明该泵车在目前的性能参数下， 取流量1501/min比较理想。
3)取掉由瞬时冲击引起的大应力峰值外，正常动应力并不大，以第16 号测点为例，侧面工况(流量1801/min) ： 95.55Mpa，侧面工况(流量1501/min)：37.59Mpa，水平工况：87.37Mpa。但计算16号测点的最大应力幅值，即由冲击载荷所引起的动应力范围，分别为：侧面工况(流量1801 /min) ： 320.04Mpa，侧面工况(流量1501/min) ： 211.68Mpa，水平工况： 410.97Mpa；可以看出，由冲击所引起的最大应力幅值比泵车作谐波振动时的应力幅值要大得多，说明疲劳损伤主要是由瞬时冲击载荷引起的。因此改进液压系统、减小系统瞬时冲击载荷是提高结构疲劳寿命的有效途径之一。
