潘 權(quán)

張 哲1

賀尚紅1

劉國(guó)良2

(1. 長(zhǎng)沙理工大學(xué)，湖南 長(zhǎng)沙 410114；2. 湖南星邦重工有限公司，湖南 長(zhǎng)沙 410600)

剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)剪叉臂疲勞壽命分析及預(yù)測(cè)

潘 權(quán)1

張 哲1

賀尚紅1

劉國(guó)良2

(1. 長(zhǎng)沙理工大學(xué)，湖南 長(zhǎng)沙 410114；2. 湖南星邦重工有限公司，湖南 長(zhǎng)沙 410600)

疲勞破壞是剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)剪叉臂的主要失效形式之一。用有限元分析軟件建立剪叉臂的有限元模型，對(duì)其進(jìn)行靜力強(qiáng)度分析，得出剪叉臂在服役中的應(yīng)力集中區(qū)域，再通過設(shè)置監(jiān)測(cè)點(diǎn)測(cè)試剪叉臂不同位置處的應(yīng)力狀態(tài)。結(jié)果表明，在剪叉平臺(tái)開始上升的初始時(shí)刻，剪叉臂最大應(yīng)力發(fā)生在靠近油缸支耳下端鉸接孔處，說明升降液壓缸的驅(qū)動(dòng)力對(duì)剪叉臂強(qiáng)度影響很大，且測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果具有較好的一致性。通過名義應(yīng)力法并結(jié)合材料的疲勞壽命曲線，對(duì)剪叉臂結(jié)構(gòu)的疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)，為剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)的可靠性設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供依據(jù)。

疲勞破壞；剪叉臂；名義應(yīng)力法；疲勞壽命；可靠性設(shè)計(jì)

剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)是一種常用的高空作業(yè)專用設(shè)備，其主要作用是將工作人員運(yùn)送到高空進(jìn)行作業(yè)或垂直運(yùn)送及卸載貨物，廣泛用于食品加工企業(yè)的設(shè)備檢修及材料運(yùn)送、建筑、橋梁及公路建設(shè)、電力維修、航空航天、船舶制造等領(lǐng)域。剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)融入了液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、安全系統(tǒng)，具有可靠的安全性，且有操作靈活、動(dòng)力強(qiáng)勁、場(chǎng)地適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，適用于室內(nèi)外、野外或不平工況的場(chǎng)景。其工作過程即在液壓缸驅(qū)動(dòng)下剪叉機(jī)構(gòu)伸展和壓縮。當(dāng)剪叉平臺(tái)處于最低位置時(shí)，剪叉機(jī)構(gòu)壓縮便于移動(dòng)和存儲(chǔ)；當(dāng)平臺(tái)工作時(shí)，剪叉機(jī)構(gòu)能快速展開且速度平穩(wěn)，擁有較高的工作效率[1]。剪叉機(jī)構(gòu)是剪式作業(yè)平臺(tái)的升降執(zhí)行機(jī)構(gòu)，由兩根長(zhǎng)度相等、兩端通過鉸接約束的剪叉臂組成。內(nèi)外剪叉臂通過中間鉸接連接，圍繞兩臂中點(diǎn)做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，通過幾組內(nèi)外剪叉臂共同展開使工作平臺(tái)達(dá)到目標(biāo)位置，完成一個(gè)折疊過程[2]。

國(guó)內(nèi)外對(duì)剪叉式作業(yè)平臺(tái)的研究主要集中在兩個(gè)方面：一方面是對(duì)剪叉臂在不同鉸接方式下的運(yùn)動(dòng)特性、力學(xué)性能計(jì)算仿真的研究。Travis Langbecker[3]通過把剪叉機(jī)構(gòu)幾何化，運(yùn)用數(shù)學(xué)計(jì)算的方法推導(dǎo)了剪叉機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)方程，算出了幾組不同鉸接方式下剪叉機(jī)構(gòu)的具體運(yùn)動(dòng)方程，并進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)研究。Zhao Jing-shan等[4]研究了空間式剪叉機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，運(yùn)用機(jī)構(gòu)分析原理對(duì)剪叉臂伸展過程進(jìn)行定量計(jì)算。另一方面是對(duì)升降液壓缸的最大驅(qū)動(dòng)力、活塞運(yùn)動(dòng)速度以及液壓缸位置優(yōu)化的研究。孫東明等[5]分別對(duì)單油缸、雙油缸、四油缸驅(qū)動(dòng)的升降平臺(tái)進(jìn)行了分析，得出了液壓舉升力與承重之間的關(guān)系，并設(shè)計(jì)了一種合理的液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)來確保多液壓缸驅(qū)動(dòng)情況下工作平臺(tái)運(yùn)行的穩(wěn)定性。鄧宏光等[6]研究了剪叉機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)特性，對(duì)剪叉臂長(zhǎng)寬比、厚度及液壓缸與水平方向的夾角進(jìn)行了優(yōu)化研究。

剪叉臂在工作中主要承受隨機(jī)疲勞載荷，脈動(dòng)的疲勞載荷易使剪叉臂結(jié)構(gòu)機(jī)械失效，因此其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度對(duì)剪叉式升降平臺(tái)整體性能有較大的影響。本文從剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)動(dòng)力學(xué)建模確定升降液壓缸推力最大的位置，通過對(duì)此狀態(tài)下的內(nèi)剪叉臂進(jìn)行靜力學(xué)有限元分析，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了計(jì)算分析的正確性，最后從疲勞壽命預(yù)測(cè)角度分析和預(yù)測(cè)了剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)剪叉臂最大易疲勞損傷位置，為其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供依據(jù)。

1 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

1.1 剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)工作原理

如圖1所示，剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)主要由工作平臺(tái)、延伸平臺(tái)、升降液壓缸、剪叉臂、轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈、底盤等零部件組成。從結(jié)構(gòu)上看，升降液壓缸兩端分別鉸接于剪叉臂支耳，內(nèi)叉和外叉在中點(diǎn)處進(jìn)行鉸接，同時(shí)內(nèi)剪叉臂的一端通過銷軸與底盤連接，另一端與上剪叉臂鉸接；外剪叉臂一端與底盤的滾動(dòng)軸滑槽連接，另一端與工作平臺(tái)鉸接。從運(yùn)動(dòng)方式看，剪叉式高空作業(yè)平通臺(tái)是過升降液壓缸的舉升運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為滾動(dòng)軸的橫向運(yùn)動(dòng)，進(jìn)一步通過剪叉機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)化為工作平臺(tái)的豎直運(yùn)動(dòng)。

1. 剪叉臂 2. 升降液壓缸 3. 液壓缸支架 4. 延伸平臺(tái) 5. 工作平臺(tái) 6. 伸展結(jié)構(gòu) 7. 轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈 8. 底盤

圖1 剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)結(jié)構(gòu)示意圖

Figure 1 Structural schematic diagram of scissors aerial work platform

1.2 運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)分析

1.2.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)具有多種升降液壓缸布置形式，針對(duì)某型號(hào)升降液壓缸為兩端活動(dòng)式剪叉平臺(tái)(見圖2)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，確定其升降臺(tái)特性。

如圖2所示，升降液壓缸鉸接于剪叉臂AC上的Q點(diǎn)，另一端鉸接于剪叉臂BD上的P點(diǎn)，根據(jù)速度瞬心法有：

vD3=2ω3lcosα3，

(1)

vp=ω3k，

(2)

圖2 剪叉平臺(tái)動(dòng)力學(xué)分析模型Figure 2 Dynamic model of scissors work platform

式中：

vD3——升降臺(tái)的升降速度，m/s；

w3——BD剪叉臂的瞬時(shí)角速度，rad/s；

a3——剪叉臂AC與水平面之間的夾角，(°)。

因此：

vp=vD3k/(2lcosα3)。

(3)

可知液壓缸活塞運(yùn)動(dòng)速度v3的表達(dá)式為：

v3=vpcosγ=vD3kcosγ/(2lcosα3)。

(4)

根據(jù)三角函數(shù)關(guān)系及余弦定理有：

cosγ=sin∠QPC=(l+b)sin(β-α3)/k。

(5)

最終可得：

(6)

(7)

1.2.2 動(dòng)力學(xué)分析 以A為坐標(biāo)原點(diǎn)建立坐標(biāo)系見圖2，根據(jù)虛位移原理[7-8]有：

∑(Fxiδxi+Fyiδyi+Fziδzi)=0，

(8)

F3cosβδxp+F3sinβδyp-F′cosβδxQ-F′sinβδyQ-GδyD=0，

(9)

式中：

F3——升降液壓缸推(拉)力，N；

F′——升降液壓缸與剪叉臂AC鉸接點(diǎn)Q處對(duì)剪叉臂AB的作用力(與F3大小相等，方向相反)，N；

δxQ——Q點(diǎn)沿x方向的虛位移[δxQ=-(l-b)sinα3δα3]，m；

δyQ——Q點(diǎn)沿y方向的虛位移[δyQ=(l-b)cosα3δα3]，m。

可得：

(10)

式(10)變形可得：

(11)

式中：

a——OP桿的長(zhǎng)度，m；

b——OQ桿的長(zhǎng)度，m；

l——OA桿的長(zhǎng)度，m；

G——額定載荷，kg；

h——高空作業(yè)平臺(tái)上升高度，m。

根據(jù)對(duì)剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析，利用Origin軟件繪制出整個(gè)工作平臺(tái)升程范圍內(nèi)升降液壓缸推(拉)力變化曲線(圖3)和升降速度變化曲線(圖4)。

由圖3可知，在剪叉機(jī)構(gòu)負(fù)載一定的情況下，升降液壓缸推(拉)力F3隨著高空作業(yè)平臺(tái)的上升而變小，因此剪叉臂位于最低舉升位置時(shí)升降液壓缸推力最大。由圖4可知，升降液壓缸的推(拉)力根據(jù)F3=mv′，同樣是最低舉升位置最大而后逐漸變小。

圖3 液壓缸推(拉)力變化曲線Figure 3 Variational curves of push (pull) force in hydraulic cylinder

圖4 工作平臺(tái)升降速度變化曲線Figure 4 Variational curves of fluctuation speed for work platform

2 剪叉臂靜力學(xué)分析

由動(dòng)力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)分析可知，剪叉臂處于最低舉升位置時(shí)升降液壓缸推力最大，即剪叉平臺(tái)剛要升起的狀態(tài)。通過對(duì)此狀態(tài)下的內(nèi)剪叉臂進(jìn)行受力分析，得出各鉸點(diǎn)的受力情況，用于有限元分析載荷的添加[9]。

利用Solidworks建立高質(zhì)量的內(nèi)剪叉臂三維實(shí)體模型。內(nèi)剪叉臂截面形狀為長(zhǎng)方體鋼截面，尺寸為：長(zhǎng)2 127 mm，寬80 mm，高120 mm，鋼板厚度3 mm。

建立模型后，在solidworks中保存為“x-t”格式，采用ANSYS Workbench有限元分析軟件建立剪叉臂有限元單元模型。采用四面體網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分[10]，并對(duì)接觸部位進(jìn)行網(wǎng)格局部密化處理。網(wǎng)格大小設(shè)置為16 mm，得到總單元數(shù)為921 971，總節(jié)點(diǎn)數(shù)1 613 847個(gè)。剪叉臂的網(wǎng)格劃分見圖5。

圖5 剪叉臂網(wǎng)格劃分Figure 5 Mesh generation of scissors arms

2.1 材料屬性設(shè)置

剪叉臂材料為Q345，其屈服強(qiáng)度為345 MPa，本研究不涉及傳熱計(jì)算，因此不考慮熱膨脹系數(shù)和傳熱系數(shù)的影響，在ANSYS/Workbench中對(duì)材料屬性進(jìn)行設(shè)置(見表1)。

表1 內(nèi)剪叉臂材料屬性Table 1 Material attribute of scissors arms

2.2 載荷和約束施加

剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)底盤位于水平地面時(shí)，由于剪叉臂位于最低舉升位置時(shí)升降液壓缸推力最大，所以在起升初始位置進(jìn)行載荷和約束施加。在剪叉臂的兩端分別添加圓柱面約束，將各力載荷沿剪叉臂的軸向和法向正交分解，施加在剪叉臂的各交接點(diǎn)，見圖6。

圖6 剪叉臂約束加載Figure 6 Defined loads and constraints of scissors arms

撓度根據(jù)《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》[11]中對(duì)梁剛度的要求，計(jì)算得到許用撓度為：

[f]=L/400=2 127/400=5.32 mm。

(12)

式中：

L——剪叉臂的設(shè)計(jì)總長(zhǎng)度，m。

圖7為仿真計(jì)算的剪叉臂變形和應(yīng)力云圖，內(nèi)剪叉臂的最大等效應(yīng)力為286.55 MPa，小于該材料的屈服強(qiáng)度345 MPa，最大撓度為0.846 mm，小于許用撓度值，結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度滿足使用要求。由圖7(b)可知，由于內(nèi)剪叉臂受到升降液壓缸反作用力的影響，最大應(yīng)力發(fā)生在剪叉臂靠近升降液壓缸支腿的鉸接孔A的右表面處，中間鉸接孔B處上表面也出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象，應(yīng)力大小為85 MPa，可見升降液壓缸的驅(qū)動(dòng)力對(duì)剪叉臂的強(qiáng)度影響很大，其他部位應(yīng)力分布則比較均勻。

圖7 剪叉臂靜力學(xué)仿真分析結(jié)果Figure 7 Static simulation results of scissors arms

3 驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)

為了驗(yàn)證靜力學(xué)分析結(jié)果的可靠性，對(duì)內(nèi)剪叉臂進(jìn)行應(yīng)力分布情況的試驗(yàn)，分別在3個(gè)鉸接孔處布置4個(gè)測(cè)量點(diǎn)[12]，試驗(yàn)安裝布置見圖8。

圖8 剪叉臂測(cè)試裝置Figure 8 Test devices of scissors arms

試實(shí)驗(yàn)中用 DH3819無線靜態(tài)應(yīng)變測(cè)試系統(tǒng)采集數(shù)據(jù)，每監(jiān)測(cè)點(diǎn)最高采樣速度可達(dá)1 Hz，其中應(yīng)變片規(guī)格：BE120-3AA(11)-P150，采用公共補(bǔ)償?shù)姆椒ㄟM(jìn)行測(cè)試。采樣時(shí)間為1 s，配合各種橋式傳感器，對(duì)應(yīng)力信號(hào)進(jìn)行同步采集，自動(dòng)修正，并實(shí)時(shí)顯示和存儲(chǔ)。通過對(duì)剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)進(jìn)行兩次舉升動(dòng)作，對(duì)收集到的數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，得到各監(jiān)測(cè)點(diǎn)的應(yīng)力分布圖(見圖9)。由圖9可知，4個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的最大應(yīng)力分別為監(jiān)測(cè)點(diǎn)1：223.13 MPa，監(jiān)測(cè)點(diǎn)2：115.33 MPa，監(jiān)測(cè)點(diǎn)3：115.29 MPa，監(jiān)測(cè)點(diǎn)4：275.36 MPa。內(nèi)剪叉臂在起升初始位置應(yīng)力最大，最大應(yīng)力發(fā)生在監(jiān)測(cè)點(diǎn)4的位置，即剪叉式伸展結(jié)構(gòu)最下層靠近升降液壓缸支腿的鉸接孔A右表面處。仿真結(jié)果最大應(yīng)力發(fā)生在剪叉臂的鉸接孔A右表面處，最大等效應(yīng)力為286.55 MPa，試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果吻合良好。

圖9 剪叉臂各監(jiān)測(cè)點(diǎn)應(yīng)力圖Figure 9 Stress charts of monitoring points of scissors arms

4 剪叉臂疲勞壽命分析與預(yù)測(cè)

4.1 剪叉臂疲勞壽命分析方法

零件長(zhǎng)時(shí)間受到脈動(dòng)循環(huán)載荷的作用，其局部位置的應(yīng)力仍小于極限強(qiáng)度，但零件的局部會(huì)產(chǎn)生疲勞缺陷，局部疲勞缺陷的位置會(huì)產(chǎn)生疲勞裂紋并逐漸擴(kuò)展，直至零件突然失效并發(fā)生疲勞破壞[12-13]。運(yùn)用疲勞分析方法能夠預(yù)知疲勞缺陷產(chǎn)生的位置，因此該方法也是用來評(píng)估零件疲勞壽命的基本方法[14]。目前，通常使用以下幾種方法來估算機(jī)械零件的剩余疲勞壽命，廣泛應(yīng)用的有：概率疲勞設(shè)計(jì)法、局部應(yīng)力應(yīng)變法、名義應(yīng)力法以及損傷容限設(shè)計(jì)法。通過前文對(duì)內(nèi)剪叉臂的有限元分析可知，平臺(tái)處于最低舉升位置時(shí)，剪叉臂最大應(yīng)力值小于其材料的屈服強(qiáng)度，材料屬于彈性范圍內(nèi)，因此把內(nèi)剪叉臂的疲勞問題歸屬于機(jī)械高周疲勞問題，通常選用名義應(yīng)力法進(jìn)行疲勞壽命分析。

采用名義應(yīng)力法進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)估算時(shí)，以材料和零件的疲勞壽命曲線為估算依據(jù)。零件在脈動(dòng)疲勞載荷下發(fā)生疲勞破壞產(chǎn)生裂紋直至零件失效所承受的循環(huán)應(yīng)力次數(shù)為零件的疲勞壽命，用N表示。表示應(yīng)力幅與斷裂時(shí)的循環(huán)次數(shù)之間關(guān)系的曲線稱為疲勞壽命曲線[15]。其表達(dá)式為：

NSm=C，

(13)

式中：

S——疲勞應(yīng)力大小，MPa；

N——零件的疲勞壽命，次數(shù)；

m、C——材料常數(shù)[16]。

將式(13)兩邊取對(duì)數(shù)得：

lgN=lgC-mlgS。

(14)

通過ANSYS Workbench內(nèi)置的材料屬性，可設(shè)置內(nèi)剪叉臂材料的疲勞壽命曲線，見圖10。

圖10 剪叉臂材料的S—N曲線Figure 10 S—N curves of the materials of scissors arms

當(dāng)零件承受的應(yīng)力大于疲勞極限時(shí)，每一次循環(huán)會(huì)產(chǎn)生微量損傷，當(dāng)損傷疊加超過材料的極限應(yīng)力，零件會(huì)發(fā)生破壞。因此還需要運(yùn)用疲勞累積理論[17]來估算剪叉臂的疲勞壽命。累積理論主要包括3種形式，即Miner理論、Levy理論和Dolan理論。其中Miner理論可以線性地累計(jì)損傷結(jié)果，可在不同應(yīng)力下單獨(dú)進(jìn)行，具有良好的評(píng)估精度，廣泛應(yīng)用于實(shí)際工況中。其表達(dá)式為：

(15)

式中：

D——累積的總損傷；

Sk——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力，MPa；

n(Sk) ——在該應(yīng)力作用下的循環(huán)次數(shù)，次；

N(Sk) ——疲勞壽命，次。

將式(13)代入式(15)得：

(16)

當(dāng)式(17)中的D=1時(shí)，機(jī)構(gòu)產(chǎn)生疲勞破壞。在安全校核中，通常運(yùn)用有限元分析來預(yù)估算機(jī)構(gòu)的疲勞壽命。

4.2 剪叉臂疲勞壽命影響因素

剪叉臂材料的疲勞壽命曲線數(shù)據(jù)由各向同性材料試驗(yàn)所得，因此剪叉臂結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度與材料的疲勞強(qiáng)度不同。影響剪叉臂疲勞強(qiáng)度的主要因素包括材料尺寸、應(yīng)力集中問題、材料表面加工狀況(包括表面磨光度、表面粗糙度、表面強(qiáng)化度、表面腐蝕度)、載荷環(huán)境(包括載荷類型、頻率、峰值)等。在ANSYS/Workbench中可通過設(shè)置疲勞強(qiáng)度因子Kf來體現(xiàn)這些因素的影響，設(shè)置Kf=0.9。

有平均應(yīng)力時(shí)會(huì)產(chǎn)生不對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力，對(duì)機(jī)構(gòu)壽命影響很大，因此需對(duì)其修正。ANSYS/Workbench可選擇修正理論有Goodman、Gerber和Soderberg理論。Goodman理論計(jì)算可用于耐久性分析，適用于本文平均應(yīng)力修正，Goodman直線修正模型將平均應(yīng)力為σm的循環(huán)載荷等效成幅值為σeq的對(duì)稱循環(huán)載荷，其表達(dá)式為：

(17)

式中：

σa——應(yīng)力幅，MPa；

σb——強(qiáng)度極限，MPa。

4.3 剪叉臂疲勞壽命有限元分析

由有限元靜力學(xué)分析結(jié)果可知，在起升初始位置由于升降液壓缸的推力作用，此時(shí)剪叉臂上應(yīng)力最大，故對(duì)剪式平臺(tái)起升瞬間進(jìn)行疲勞壽命分析。平臺(tái)從最低位置運(yùn)動(dòng)到最高位置然后停止，在這個(gè)過程中，測(cè)試得到剪叉臂各鉸接孔表面的應(yīng)力變化是脈動(dòng)的，由此設(shè)置疲勞載荷為余弦載荷。在ANSYS/Workbench中載荷類型設(shè)置成常幅對(duì)稱循環(huán)載荷(Fully Reversed)，見圖11。確保驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)在正常工況下不發(fā)生故障的前提下，剪式平臺(tái)每日升降次數(shù)按50次計(jì)算，平臺(tái)設(shè)計(jì)壽命設(shè)置為20年，該剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)的設(shè)計(jì)壽命為3.65×105次。

4.4 剪叉臂疲勞壽命結(jié)果分析

內(nèi)剪叉臂的壽命云圖見圖12，數(shù)值表示在剪叉臂常幅對(duì)稱循環(huán)載荷作用下發(fā)生疲勞損傷所經(jīng)歷的循環(huán)次數(shù)。由圖10可知，其無線循環(huán)壽命為1×106次。圖12中顯示其最大壽命為1×106次，剪叉臂整體都位于藍(lán)色區(qū)域，其對(duì)應(yīng)壽命大于3.65×105次，故當(dāng)前狀況下剪叉臂不發(fā)生疲勞破壞。圖12紅色標(biāo)識(shí)處為最大疲勞損傷發(fā)生區(qū)域，最大疲勞損傷發(fā)生在剪叉臂的鉸接孔A處的中心軸上安全系數(shù)(Safety Factor)云圖見圖13，安全系數(shù)表示剪叉臂的失效應(yīng)力與設(shè)計(jì)應(yīng)力的比值。由圖13可知，剪叉臂大部分區(qū)域均大于規(guī)定的安全系數(shù)。安全系數(shù)的最小值為0.29，比機(jī)械零件常用安全系數(shù)(1.5)小，在內(nèi)剪叉臂鉸接孔A附近出現(xiàn)小范圍安全系數(shù)較小的區(qū)域，因此，根據(jù)該高空作業(yè)平臺(tái)在實(shí)際工作中的情況，可在該位置剪叉臂上焊接加強(qiáng)板進(jìn)行強(qiáng)化。

圖11 剪叉臂常幅對(duì)稱循環(huán)載荷曲線Figure 11 Constant-amplitude cyclic loading curves of scissors arms

圖12 剪叉臂壽命云圖Figure 12 Life nephogram of scissors arms

圖13 剪叉臂安全系數(shù)云圖Figure 13 Safety factor nephogram of scissors arms

5 結(jié)論

(1) 剪叉式高空作業(yè)平臺(tái)剪叉臂位于最低舉升位置時(shí)升降液壓缸推力最大，升降液壓缸推力隨工作平臺(tái)的上升而變小并逐漸趨于平穩(wěn)。

(2) 在剪叉平臺(tái)開始上升的初始時(shí)刻，剪叉臂最大應(yīng)力發(fā)生在靠近油缸支耳下端鉸接孔處，說明升降液壓缸的驅(qū)動(dòng)力對(duì)剪叉臂強(qiáng)度影響很大。仿真計(jì)算得到的剪叉臂應(yīng)力分布情況與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好。

(3) 疲勞仿真計(jì)算得出剪叉臂最大應(yīng)力位置發(fā)生疲勞損傷最大，損傷區(qū)域?yàn)閮?nèi)剪叉臂與底盤鉸接的鉸接孔處?？?/p>

在該位置剪叉臂上焊接加強(qiáng)板進(jìn)行強(qiáng)化。

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Fatigue Life Analysis and Forecast of Scissors Arms in Scissors Aerial Work Platform

PANQuan1

ZHANGZhe1

HEShang-hong1

LIUGuo-liang2

(1.ChangshaUniversityofScienceandTechnology,Changsha,Hunan410114,China;2.HunanSinoboomCo.,LTD,Changsha,Hunan410600,China)

Fatigue destruction is the main way for scissors arms to lose effectiveness in the scissors aerial work platform in the actual situation. Through finite element modeling of scissors arms established by ANSYS and static strength analysis, the region of stress concentration of scissors arms has been concluded. Stress condition of different locations in scissors structure has been found by setting monitoring sites. It has been showed that the stress condition of the initial position of scissors arms is the biggest, and the maximum stress location lies in the hinge hole of legs of lifting cylinder at the bottom of the scissors arms, which indicates the driving force of lifting cylinder has a great impact on the intensity of scissors arms. Moreover, the test results are in accord with the stimulation result. Using nominal stress method, fatigue life analysis of scissors arms in scissors aerial work platform in ANSYS, the fatigue life can be predicted, which will provide the reliability design and structure perfection of scissors aerial work platform with proof and evidence. The fact that the fatigue life of scissors arms can be predicted by using nominal stress method and fatigue life curves of scissors arms in scissors aerial work platform, provides proof and evidence for the reliability design and structure optimization of scissors aerial work platform.

Fatigue destruction; Scissors arms; Nominal stress method; Fatigue life; Reliability design

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(編號(hào)：51275059)；湖南省自然科學(xué)基金項(xiàng)目(編號(hào)：2015JJ4003)

潘權(quán)，男，長(zhǎng)沙理工大學(xué)講師，博士。

賀尚紅(1965—)，男，長(zhǎng)沙理工大學(xué)教授，博士生導(dǎo)師，博士。E-mail:heshanghong@126.com

2017—04—06

10.13652/j.issn.1003-5788.2017.05.025