張雨佳，李紅勛，彭 超

(1.軍事交通學(xué)院 研究生管理大隊(duì)，天津 300161；2.軍事交通學(xué)院 國(guó)家應(yīng)急交通運(yùn)輸裝備工程技術(shù)研究中心，天津 300161)

● 基礎(chǔ)科學(xué)與技術(shù) Basic Science & Technology

基于剛?cè)狁詈纤矐B(tài)動(dòng)力學(xué)分析的貨叉機(jī)構(gòu)疲勞壽命計(jì)算

張雨佳1，李紅勛2，彭 超1

(1.軍事交通學(xué)院 研究生管理大隊(duì)，天津 300161；2.軍事交通學(xué)院 國(guó)家應(yīng)急交通運(yùn)輸裝備工程技術(shù)研究中心，天津 300161)

為保證某型越野叉車貨叉的疲勞壽命滿足使用要求，對(duì)其貨叉機(jī)構(gòu)進(jìn)行建模，利用Ansys Workbench軟件對(duì)貨叉進(jìn)行剛?cè)狁詈?，并?duì)舉升過(guò)程進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，對(duì)貨叉最大加速度的變化規(guī)律進(jìn)行研究，并基于貨叉極限工況對(duì)貨叉疲勞壽命進(jìn)行計(jì)算。結(jié)果表明，貨叉滿足疲勞性能的要求，該疲勞壽命計(jì)算方法具有通用性及實(shí)用性。

貨叉；剛?cè)狁詈希凰矐B(tài)動(dòng)力學(xué)；疲勞壽命

越野叉車主要用于解決運(yùn)輸車和集裝箱的掏箱作業(yè)問(wèn)題、松軟場(chǎng)地集裝物資的裝卸和倒運(yùn)問(wèn)題，以及物資搬運(yùn)的伴隨保障問(wèn)題[1]。其中貨叉是叉車的核心，具有橫向尺寸長(zhǎng)、載荷大的特點(diǎn)，在進(jìn)行堆碼(裝箱)和拆垛(拆箱)作業(yè)時(shí)，貨叉主要承受交變載荷，且存在應(yīng)力集中的現(xiàn)象，降低了貨叉的使用壽命，因此，有必要對(duì)貨叉進(jìn)行壽命分析。一般情況下，將機(jī)械運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)中的構(gòu)件當(dāng)做剛性體來(lái)分析。但在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，有時(shí)需要對(duì)關(guān)鍵構(gòu)件進(jìn)行分析，尤其是重點(diǎn)部位的等效應(yīng)力分布情況，這就需要把該構(gòu)件定義為柔性體，這樣才能得到準(zhǔn)確的結(jié)果。本文對(duì)某型越野叉車的貨叉機(jī)構(gòu)進(jìn)行原理分析及建模仿真，基于Ansys Workbench軟件對(duì)貨叉機(jī)構(gòu)進(jìn)行剛?cè)狁詈纤矐B(tài)動(dòng)力學(xué)分析，并計(jì)算疲勞壽命，以保證疲勞壽命滿足使用要求。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及工作原理

如圖1所示：貨叉右端的焊接掛鉤在A、B兩處與叉架相連；叉架在C處與搖臂通過(guò)銷軸鉸接，在D處與傾斜液壓缸缸體鉸接；搖臂右端在E處與車架的固定鉸支座相連，同時(shí)在F處與舉升液壓缸缸體鉸接；舉升液壓缸的活塞端部在G處與車架的固定鉸支座相連，傾斜液壓缸活塞端部在H處與車架的固定鉸支座相連。從運(yùn)動(dòng)形式上看，該貨叉機(jī)構(gòu)的工作原理是將舉升液壓缸的軸向運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為搖臂的轉(zhuǎn)動(dòng)，在搖臂和傾斜液壓缸共同轉(zhuǎn)動(dòng)的作用下，貨叉完成舉升。

圖1 貨叉機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)示意

2 舉升過(guò)程的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

2.1 貨叉機(jī)構(gòu)的剛?cè)狁詈?/p>

Ansys Workbench中構(gòu)件進(jìn)行剛?cè)狁詈享毟鶕?jù)研究對(duì)象的不同對(duì)模型的剛度特性(Stiffness Behavior)進(jìn)行設(shè)置，并在構(gòu)件之間添加運(yùn)動(dòng)關(guān)節(jié)(Joint)。

首先利用Solidworks軟件建立貨叉機(jī)構(gòu)的三維模型，并將其無(wú)縫導(dǎo)入Ansys Workbench軟件中與瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)模塊進(jìn)行并聯(lián)。貨叉機(jī)構(gòu)中貨叉為關(guān)鍵部件，最易發(fā)生損壞，定義為柔性體(Flexible)，并設(shè)置貨叉的材料屬性(見(jiàn)表1)。其余構(gòu)件為剛性體(Rigid)，材料為結(jié)構(gòu)鋼，并在構(gòu)件之間添加相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)關(guān)節(jié)(見(jiàn)表2)。

表1 材料屬性

表2 關(guān)節(jié)屬性

2.2 貨叉機(jī)構(gòu)的前處理

為有效減少計(jì)算量，取對(duì)稱結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化。貨叉折彎處為關(guān)鍵部位，為保證分析結(jié)果的可靠性，對(duì)貨叉折彎處進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化，采用規(guī)整度高的正六面體網(wǎng)格劃分，并插入尺寸控制，設(shè)置尺寸為5 mm(如圖2所示)。根據(jù)上文的運(yùn)動(dòng)原理可知，舉升液壓缸為主動(dòng)構(gòu)件，將舉升液壓缸的舉升速度作為運(yùn)動(dòng)副載荷[2]。經(jīng)計(jì)算，缸體相對(duì)活塞的軸向速度為v=283 mm/s，施加約束和載荷(如圖3所示)。前處理完畢后進(jìn)行仿真計(jì)算。

圖2 網(wǎng)格劃分及細(xì)化

圖3 約束、載荷的施加

2.3 貨叉機(jī)構(gòu)的后處理

在Ansys Workbench中，疲勞壽命分析是建立在對(duì)結(jié)構(gòu)的極限受力工況的靜力學(xué)分析基礎(chǔ)上的，貨叉在垂向加速度最大時(shí)所受壓力最大，此狀態(tài)為貨叉的極限工況。因此，本文通過(guò)瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析輸出貨叉的垂向加速度數(shù)值。

仿真需要設(shè)置合適的子步數(shù)，較少的子步數(shù)會(huì)導(dǎo)致構(gòu)件間發(fā)生穿透，因此本文設(shè)置子步數(shù)為200，經(jīng)計(jì)算舉升時(shí)間t=1.5 s，使用直接求解法對(duì)貨叉機(jī)構(gòu)進(jìn)行剛?cè)狁詈线\(yùn)動(dòng)學(xué)仿真，得到貨叉的垂向加速度變化曲線(如圖4所示)。整體來(lái)看，貨叉啟動(dòng)時(shí)加速度較大，在0.045 s加速度出現(xiàn)最大值，為1 349 mm/s2，隨著舉升過(guò)程的進(jìn)行，加速度逐漸減小，最后收斂于最小值46.89 mm/s2，貨叉承受壓力也由大到小，趨于穩(wěn)定，在0.045 s時(shí)壓力最大，經(jīng)計(jì)算最大值為5 577.5 N，最后穩(wěn)定于4 926.4 N。局部來(lái)看，貨叉的加速度發(fā)生波動(dòng)，是由于貨叉為柔性體的緣故。

圖4 最大加速度變化曲線

3 疲勞壽命分析

貨叉經(jīng)常連續(xù)工作，在作業(yè)過(guò)程中承受交變載荷[3]，易在應(yīng)力集中區(qū)產(chǎn)生裂紋甚至斷裂，因此需要對(duì)貨叉的疲勞壽命進(jìn)行分析。

3.1 結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

疲勞分析需要以極限受力情況為基礎(chǔ)進(jìn)行應(yīng)力分析，計(jì)算疲勞壽命。施加的載荷為貨叉在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的極限載荷，根據(jù)加速度仿真結(jié)果計(jì)算得載荷最大值為5 577.5 N，掛鉤處施加固定約束。前處理完畢后進(jìn)行仿真計(jì)算，輸出最大等效應(yīng)力與最大變形量云圖(如圖5、圖6所示)。Ansys Workbench含有完整的疲勞分析模塊(Fatigue Tool)，在得知材料屬性后，即可進(jìn)行應(yīng)力疲勞分析，最后計(jì)算貨叉的疲勞壽命。

圖5 最大等效應(yīng)力分布云圖

圖6 總變形量分布云圖

3.2S-N曲線擬合

S-N曲線主要表征材料的疲勞性能，描述材料在不同大小載荷S作用下所能使用的壽命N，常使用實(shí)驗(yàn)的方法獲得。由于缺乏相關(guān)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，下文根據(jù)材料理想化S-N曲線對(duì)貨叉的S-N曲線進(jìn)行估計(jì)。實(shí)際零件由于尺寸、形狀和粗糙情況等因素，疲勞極限強(qiáng)度會(huì)發(fā)生下降，本文引用疲勞降低系數(shù)KD對(duì)材料S-N曲線進(jìn)行修正,計(jì)算貨叉的S-N曲線。參照文獻(xiàn)[4]，材料極限強(qiáng)度σb與疲勞極限強(qiáng)度σf之間的關(guān)系見(jiàn)表3。

表3 材料σf與σb的經(jīng)驗(yàn)關(guān)系

貨叉材料為鑄造結(jié)構(gòu)鋼45Mn，主要發(fā)生彎曲變形，因此本文σf=σ-1≈0．43σb，對(duì)材料的疲勞極限進(jìn)行估計(jì)。根據(jù)實(shí)驗(yàn)研究結(jié)果表明，彎曲工況零件的S-N曲線的表達(dá)式為[5]

lgN=lgN0-m2(lgS-lgσ-1D)

(1)

(2)

式中：N0為材料轉(zhuǎn)折點(diǎn)壽命，鑄鋼可取lgN0=6．6；σ-1D為零件彎曲疲勞極限，σ-1D=σ-1/KD。

本文參考范永斌等[3]對(duì)貨叉疲勞降低系數(shù)的計(jì)算結(jié)果，取KD=2．14進(jìn)行修正，將數(shù)值代入求得ZG45Mn貨叉的S-N曲線參數(shù)方程為

lgN=-5．118 6lgS+47．770 5

(3)

對(duì)式(3)作簡(jiǎn)單變化得

lgS=-0．195 4lgN+9．332 7

(4)

根據(jù)參數(shù)方程，分別計(jì)算不同應(yīng)力作用下的疲勞壽命，在Ansys Workbench中輸入ZG45Mn的應(yīng)力疲勞(Alternating Stress Mean Stress)屬性，其S-N曲線以雙對(duì)數(shù)形式給出(如圖7所示)。

圖7 ZG45Mn的S-N曲線

3.3 疲勞壽命分析

在仿真結(jié)果基礎(chǔ)上插入疲勞分析模塊(Fatigue Tool)。疲勞強(qiáng)度因子(Fatigue strength factor)表征尺寸、形狀和粗糙情況對(duì)S-N曲線的影響，在前文中已引用疲勞降低系數(shù)KD對(duì)S-N曲線進(jìn)行修正，因此疲勞強(qiáng)度因子設(shè)置為1。由于貨叉機(jī)構(gòu)作業(yè)過(guò)程中貨叉產(chǎn)生的應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力，因此定義載荷形式為完全對(duì)稱循環(huán)(Fully Reversed)。同時(shí)應(yīng)力有正負(fù)，因此應(yīng)力分量選擇帶符號(hào)等效應(yīng)力(Signed Von Mises)，計(jì)算結(jié)果如圖8所示。

圖8 壽命分布云圖

3.4 仿真結(jié)果分析與評(píng)價(jià)

貨叉采用鑄造合金鋼45Mn，其強(qiáng)度極限σb為620 MPa，為保守估計(jì)，取安全系數(shù)n=2進(jìn)行計(jì)算，則貨叉的許用應(yīng)力為σ=σb/n=310 MPa。參照文獻(xiàn)[6]對(duì)梁?jiǎn)卧獎(jiǎng)偠鹊囊?，?jì)算得許用撓度θ=L/400=2．562 5 mm(L為貨叉長(zhǎng)度)，由圖5得最大應(yīng)力為124.84 MPa，滿足貨叉的強(qiáng)度要求。由圖6可知，貨叉的最大撓度為1.543 2 mm，均小于許用值，滿足使用要求。

由圖8可知，貨叉的最小使用壽命為707 600次，現(xiàn)參考某機(jī)場(chǎng)裝卸平臺(tái)舉升機(jī)構(gòu)疲勞壽命分析[7]的評(píng)價(jià)方法對(duì)設(shè)計(jì)壽命進(jìn)行估算。按照日裝載50次，使用壽命20年計(jì)算，該貨叉的設(shè)計(jì)壽命為36.5萬(wàn)次，由此可知貨叉的疲勞性能滿足要求且有較大余量。

需要指出的是，傳統(tǒng)貨叉疲勞壽命計(jì)算方法以貨物自重作為極限載荷計(jì)算貨叉應(yīng)力，實(shí)際舉升過(guò)程中，貨物存在加速度，貨叉載荷呈非線性分布，因此傳統(tǒng)方法求得的極限彎曲應(yīng)力是近似值。本文采用的有限元法則可以精確確定貨叉極限工況和最大彎曲應(yīng)力，從而精確計(jì)算疲勞壽命和安全系數(shù)。

4 結(jié) 語(yǔ)

本文以某型越野叉車貨叉機(jī)構(gòu)為研究對(duì)象對(duì)貨叉疲勞壽命進(jìn)行了研究。通過(guò)Ansys和Solidworks軟件建立貨叉機(jī)構(gòu)的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)，簡(jiǎn)化了使用Adams、Ansys及CAD軟件建立剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)的過(guò)程，提高了基于兩款軟件進(jìn)行剛?cè)狁詈涎芯康牟僮餍?；利用Ansys對(duì)貨叉機(jī)構(gòu)的舉升過(guò)程進(jìn)行仿真，精確求取了貨叉極限工況及對(duì)應(yīng)的極限應(yīng)力，基于瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果計(jì)算出貨叉疲勞壽命，這種疲勞壽命精確計(jì)算方法具有一定的通用性，尤其是在極限工況難以確定時(shí)具有較強(qiáng)的實(shí)用性；根據(jù)零件的實(shí)際工作情況選擇合理的參數(shù)表達(dá)式，通過(guò)本文介紹的計(jì)算方法可以擬合其他零件的S-N曲線。

[1] 詹雋青.1t野戰(zhàn)掏箱叉車總體方案論證報(bào)告[R].天津：軍事交通學(xué)院，2004.

[2] 葉國(guó)云，傅敏，付超.高位揀選叉車的運(yùn)動(dòng)仿真與有限元分析[J].起重運(yùn)輸機(jī)械，2016(6):52-57.

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(編輯：史海英)

Calculation on Fatigue Life of Fork Mechanism Based on Rigid-flexible Coupling Transient Dynamics

ZHANG Yujia1, LI Hongxun2, PENG Chao1

(1.Postgraduate Training Brigade, Military Transportation University, Tianjin 300161, China;2.National Emergency Transportation Equipment Engineering Technology Research Center,Military Transportation University, Tianjin 300161, China)

To ensure the fatigue life of fork meeting the operational requirement, the paper firstly establishes a model for fork mechanism of an off-road forklift. Then, it makes rigid-flexible coupling on the fork with Ansys Workbench and transient dynamic analysis on the lifting process. Finally, it studies the maximum acceleration change rules of the fork, and calculates the fatigue life of the fork according to the limited condition. The result shows that the fork meets the requirement of fatigue performance and the calculation method for fatigue life is generic and practical.

fork; rigid-flexible coupling; transient dynamics; fatigue life

2017-01-11；

2017-02-18． 作者簡(jiǎn)介： 張雨佳(1992—)，男，碩士研究生．

10．16807/j.cnki.12-1372/e.2017.07.020

U463.92

A

1674-2192(2017)07- 0086- 04