剪叉式升降机举升机构分析与优化-胥军.pdf答案

DOI:10.13433/j.cnki.1003-8728.2013.06.0182013年6月机械科学与技术June2013第32卷第6期MechanicalScienceandTechnologyforAerospaceEngineeringVol32No6剪叉式升降机举升机构分析与优化胥李炎保安(武汉理工大学机电工程学院，武汉430070)胥军摘要:描述了剪叉式升降机升机构整体运情况然后分升油缸、升降平台的运程行了分析;通升机构的受力分析得到了受力最大的点;最后通剪叉杆的度行校核和升油缸的安装位置行整提出了机构的构化方案化后不提高了升机构的定性机构油缸的推力要求也得到了大幅降低。关键词:剪叉式升降机;升机构;构化中图分类号:TP393文献标识码:A文章编号:1003-8728(2013)06-0919-04AnalysisandOptimizationforLiftingMechanismofScissor-forkLifterXuJun，LiGangyan，YangFei，YangBaoan(SchoolofMechanicalandElectricEngineering，WuhanUniversityofTechnology，Wuhan430070)Abstract:KeystructureparameterswereverifiedandoptimizedthroughKinematicanalysisandmechanicalanalysisfortheliftingmechanismofacommonscissor-forklifterThewholemovementofthemechanismwasdescribedfirstly，andthendetailedanalysiswasperformedfortheliftcylinderandtheliftingplatformThemaximumstresspointwasobtainedthroughloadbearinganalysisfortheliftingmechanismFinally，optimizingschemewaspresen-tedbasedonstrengthcheckingforthescissorrodandadjustinginstallationpointoftheliftcylinderTheresultsofin-situtestshowedthatthestabilityofliftingmechanismwasimprovedandthedemandonthedrivingforceofhy-drauliccylinderwasgreatlyreducedKeywords:optimization;mechanisms;scissor-forklifter;liftingmechanism;structureoptimization剪叉式升降机是一种用途广泛的高空作业专业机构进行运动学、力学分析的基础上，对其关键参数设备，它具有剪叉式举升机构，使升降台起升有较高进行校核与优化。的稳定性、宽大的作业平台和较高的承载能力［1］，高空作业范围大、并适合多人同时作业。本文研究所面向的剪叉式升降机举升机构模型如图1所示，可用于各种工作层间货物上下运送、立体车库和地下车库层高间汽车举升等场合。该剪叉式升降机采用四只顶升油缸实现举升，在现场应用中出现了举升能力不够理想、对油缸驱动要求过大等现象。因此，有必要在对剪叉式举升收稿日期:2012-03-13基金项目:中央高校基本科研业务费专项资金项目(133204001)和武汉市青年科技晨光计划项目(201271031417)资助作者简介:胥军(1977)，副教授，博士，研究方向为机电一体化图1剪叉式升降机举升机构简图和机械装备故障诊断，xujunwhut@163com920机械科学与技术第32卷1举升机构运动分析为便于分析，可将该剪叉式升降机举升机构运动简化为二维平面内两个举升油缸对系统一半载荷［2，3］，，举升运动依据瞬时速度中心法采用几何作图法即可得到剪叉杆DH、AE瞬时速度中心，分别记为M点和D点，举升机构整体运动学分析如图2所示。图2举升机构整体运动学分析图3载重平台竖直运动速度与举升机构角度α关系由于AB=NH恒成立，载重平台水平运动速度与下部滚轮A运动速度相等。经计算可得(b2+L2+2bLcos(2α)sin()+V=Vθθ2NX12Lsinα(L22La)sin2α+a2sinθ3)(3)Lsinα将活塞轴向运动速度参数代入式(3)，即可得到举升机构载重平台水平运动速度与举升机构角度α之间的关系如图4所示。1.1举升油缸运动分析在举升机构油泵供油流量已知前提下，可求得油缸活塞轴向运动速度V1000×Q×R(1)V=4×60×π×(0.5×D)2式中:V为举升油缸活塞杆轴向运动速度;D为举升油缸内径;Q为双联齿轮泵排量;R为双联齿轮泵转速。对该剪叉式升降机举升机构液压系统实测得到关键参数包括:Q=41mL/r，R=1500r/min，D1=140mm，D2=115mm，D3=90mm，经计算可得，举升油缸各级活塞运动速度V1=16.65mm/s，V2=24.67mm/s，V3=40.28mm/s。1.2举升机构载重平台运动分析举升机构载重平台运动可分解为竖直方向和水平方向［4］，其速度分别记为VNY和VNX(见图2)。通过计算可得举升油缸活塞杆轴向运动速度V1与载重平台竖直运动速度VNY之间的关系，即(b2+L2+2bLcos(2α)sin()+V=Vθθ1NY122Lcosα(L22La)sin2α+a2sinθ3)(2)2Lcosα将举升油缸活塞轴向运动速度参数代入式(2)，即可得到举升机构载重平台竖直运动速度V2与举升机构角度α之间的关系如图3所示。图4载重平台水平运动速度与举升机构角度α关系经现场实测得到的举升机构运动速度对比关系曲线如图5所示。图5举升机构运动速度对比关系实测曲线由图5可知，实测速度曲线与仿真曲线形状较好地吻合(误差源于测量装置)，表明了上述运动分析的正确性。由于采用多级油缸，在机构举升过程中，从低一级油缸向高一级油缸切换时，会造成载重平台运动速度的突变，即图3图5中曲线所示的跃变。第6期胥军等:剪叉式升降机举升机构分析与优化9212举升机构力学分析在举升运动过程中，举升机构主要依靠举升油建立剪叉式升降机举升机构力学分析模型如图缸推力竖直方向分力克服台面载荷，因此β值的大6所示。小与举升油缸推力有着直接的关系。当β90°时，随着β值的增大，举升油缸推力逐步下降;当β90°时，随着β值的增大，举升油缸推力逐步上升。通过计算，建立铰接点C、D所受合力、β角度值随举升机构角度α变化曲线如图8和图9所示。图6举升机构力学分析模型参照图6，依据虚位移原理［5，6］，可得(ab)2+(L2+2Lb2La)sin2αF=2(L2+2Lb2La)sinα·L·G(4)式中:F为单个举升油缸推力;G为举升机构台面载荷;L为剪叉杆两端轴销孔中心连线长度;a为油缸IJ上安装点与剪叉杆DH左轴销孔距离;b为油缸IJ下安装点与剪叉杆AE左轴销孔距离;α为各个剪叉杆与水平线夹角。根据该式，可求得整个举升过程中任意时刻举升油缸的推力。以底层剪叉杆组为研究对象，其受力分析如图7所示。对于底层剪叉杆组，部分铰接点的受力方向暂时无法确定，因此可以将其分解为沿剪叉杆方向分力和垂直剪叉杆方向分力。图7底层剪叉杆组受力分析示意定义FA、FB、FC、FD、FE分别为铰接点A、B、C、D、E所受合力;FC1、FD1、FE1分别为铰接点C、D、E沿剪叉杆方向分力;FC2、FD2、FE2分别为铰接点C、D、E垂直剪叉杆方向分力;β为下部举升油缸主轴线与水平线夹角;γ为下部举升油缸主轴线与垂直剪叉图8铰接点C、D所受合力与举升机构角度α关系图9夹角β值与举升机构角度α关系通过分析对比可知，在举升机构运动过程中，铰接点C、D、E所受合力随着α的增大而逐渐减小，最大合力出现在举升机构运动初始位置，铰接点D、E所受合力大小相等，方向不同，铰接点C所受合力远大于其他铰接点。3举升结构优化设计由于底层剪叉杆受力最大，因此在机构力学与运动学分析的基础上，首先对底层剪叉杆的强度进行校核，然后再对油箱的安装位置进行分析。3.1剪叉杆强度校核对底层剪叉杆组进行分析可知，剪叉杆AE最大弯矩将出现在举升机构运动初始位置，在该工况下，剪叉杆AE受力分析示意如图10所示。图10剪叉杆AE受力分析示意图杆方向夹角。922机械科学与技术第32卷部分铰接点受力大小如表1所示。表1部分铰接点受力分解结果(单位:kN)FE1FE2FL1FL2FJ1FJ228.1442.1923.7375.6523.7375.65剪叉杆AE弯矩、拉(压)力图分别如图11、图12所示。3.2举升油缸安装位置优化对于剪叉式举升机构，在机构恒速运动的情况下，主要考虑其静载荷，当载荷给定时，最大推力［7］，Fmax决定工作动力性能利用MATLAB软件对关键位置参数进行优化，降低最大推力Fmax。建立优化目标函数为L(ab)2+(L2+2Lb2La)sin2αminF=2(L2+2Lb2La)sinα·G(7)建立约束条件:0≤a≤1300，0≤b≤130，α=0.131，L=2600，G=135000。经多次牛顿法迭代，目标函数趋于收敛，最终确定其最优参数值:a=302mm，b=348mm。优化后，绘制优化前后举升油缸推力F与举升机构角度α之间关系对比曲线如图13、图14所示。图11剪叉杆AE弯矩图图12剪叉杆AE拉(压)力图在图11中:MJ=13384.33N·m;MC=24589.8N·m;ML=10580.48N·m;FJ=4408.63N;FC=28142.95N;FE=23656N。在α=0.131rad工况状态下，剪叉杆AE最大弯矩、最大压力均出现在铰接点C处，据此可求得该处最大弯曲应力σ1、拉应力σ2，计算公式为=M×Y;σ=F(5)σ12IA式中:M为所求截面处的弯矩;Y为截面上欲求应力点至中性轴的距离;I为截面对中性轴的惯性矩;A为截面面积。将已知参数代入上式，可得σ1=106.62MPa，σ2=6.21MPa;合成应力σ=106.80MPa;此处安全系数n=2，Q345B的屈服极限σs=345MPa，可得=106.8［σ］=σs=172.5MPa(6)σn可见剪叉杆AE满足强度要求，存在较大强度富余，可进行进一步优化处理，减少举升机构整体重量。图13升油缸推力F与举升机构角度α关系对比图14优化前后夹角β值与举升机构角度α对比综合图13和图14分析可知，优化后举升油缸最大推力F1max=66.92kN，最小推力F1min=66.36kN，最小推力较最大推力仅下降0.083%，举升油缸推力变化曲线更为平稳，基本保持不变，大幅提升了该举升机构的运行稳定性。此外，优化设计前Fmax=79.29kN，优化后F1max=66.92kN，举升油缸最大推力下降了15.6%。(下转第927页)第6期李志贤等:飞机结构紧固件柔度影响因素分析927而在过盈量增加到0.04以后，紧固件柔度值趋于稳定，减小为无过盈配合时的75%。图8不同过盈量对应的紧固件柔度4结论1)dhead/d值越小，铆钉柔度值越大，铆钉头形状在dhead/d1.6时，其值越小对铆钉柔度影响越大，在实际中遇到此类情况要给予修正，在其值大于1.6以后其影响变小，可以忽略。2)埋头铆钉柔度值相对于扁圆头铆钉增大约9.01%，十字槽埋头螺栓柔度值相对于扁圆头铆钉增大约10.5%。3)过盈配合使紧固件柔度值减小，在过盈量增加到0.04以后，紧固件柔度值稳定在无过盈配合时的75%。［参考文献］［1］民机结构耐久性与损伤容限设计手册疲劳设计与分析［M］北京:航空工业出版社，2003［2］刘雪惠，陆富梅，李光权双向受载双向铆接加筋裂纹板的应力强度因子［J］西北工业大学学报，1994，1