泵车臂架油缸护套疲劳强度计算与分析.pdf

断裂面Hydraulics Pneumatics&Seals/No.1.2024doi:10.3969/j.issn.1008-0813.2024.01.017泵车臂架油缸护套疲劳强度计算与分析郭彦斌，陈希,孙朗朗3,马军杰3,张（徐州徐工液压件有限公司，江苏徐州2 2 10 0 4）摘要：臂架油缸作为泵车臂架机构的执行元件，承受臂架带来的交变载荷，由于泵车工作的特殊性，对油缸的安全性要求非常高。以具体产品为例,对泵车臂架油缸脆弱点进行疲劳强度理论计算,并用有限元分析对结果进行验证,形成理论计算方法，为类似产品的疲劳强度计算提供参考，提高分析计算的效率。关键词：泵车；臂架油缸；护套；疲劳强度中图分类号：TH137文献标志码：ACalculation and Analysis on Fatigue Strength of Hydraulic CylinderSheath for Pump Truck Arm FrameGUO Yan-bin,CHEN Xi?,SUN Lang-lang,MA Jun-jie,ZHANG Qiang,DENG Nai-chuan(Xuzhou XCMG Hydraulic Components Co.,Ltd.,Xuzhou 221004,China)Abstract:The boom hydraulic cylinder,as the executing component of the pump truck boom mechanism,bears the alternating load brought bythe boom.Due to the special nature of the pump trucks operation,the safety requirements for the hydraulic cylinder are very high.This articletakes a specific product as an example to conduct fatigue strength theoretical calculation on the britle weakness of the hydraulic cylinder of thepump truck arm frame,and verifies the results with finite element analysis to form a theoretical calculation method,providing reference forfatigue strength calculation of similar products and improving the efficiency of analysis and calculation.Key words:pump truck;boom hydraulic cylinder;sheath;fatigue strength0引言混凝土泵车是建筑行业施工的关键设备，通过布料杆将混凝土远距离地输送到浇注地，提高施工效率。随着行业的发展，臂架越来越长，现今6 0 7 0 m的泵车已经很常见，对各部件的安全性要求也越来越高。臂架油缸是臂架机构的执行元件,驱动各节臂架动作来调整姿态，承受臂架自重、摆动及振动带来的交变载荷。行业内油缸疲劳断裂问题时有发生，一旦发生，后果非常严重。所以必须对臂架油缸关键部位的疲劳寿命进行识别分析。考虑到有限元分析的成本及效率，本研究以具体产品为例，通过理论计算的方法对泵车臂架油缸脆弱点进行疲劳强度分析，为类似产品的疲劳分析提供方法参考，提高分析计算的效率。1加速寿命试验识别油缸疲劳寿命薄弱点最直接的方法即是破坏收稿日期：2 0 2 3-0 8-0 2作者简介：郭彦斌（197 9-），男，江苏徐州人，高级工程师，学士，现从事工程机械油缸的设计研发。强，邓乃川3文章编号：10 0 8-0 8 13(2 0 2 4)0 1-0 0 93-0 5性试验。将油缸固定于台架,前后两腔循环交替脉冲加压,直到油缸损坏，设备全程记录试验参数。为了缩短试验时间，可采用加速寿命试验方法，即以K倍的工作压力脉冲加压，直到某处出现裂纹或断裂时停止试验,K为加速因子选取的试验油缸的主要参数：缸径D=260 mm,杆径d=150 mm,行程s=1677mm,最大工作压力p=35MPa,油缸外形见图1。图1臂架油缸示意图根据相关文献研究并结合试件实际情况（材料、试件数量等)我们选取K=2,即以7 0 MPa压力分别对该油缸前后两腔循环脉冲,加载试验台架见图2。试验条件：液压油：IS0VG46；温度:2 0 50；脉冲压力：70 MPa;脉冲形式:升压1 s,保压1 s,泄压2 s;脉冲次93液压气动与密封/2 0 2 4年第1期数：油缸任何部位出现裂纹、断裂等损坏时的循环次数。活塞杆伸出10 0 0本图2 臂架油缸加载示意图试验前做好充分的安全防护措施，按上述设定进行循环加载，实际当循环次数达到97 2 1时，油缸缸筒护套部位发生断裂，见图3。对照图纸,断裂部位在缸筒护套内螺纹收尾处，见图4。说明此处为该型油缸的最薄弱（寿命最低)部位。需对此处进行疲劳强度校核分析。溢流阀，臂架油缸两腔承受的油压一定小于等于35 MPa,超过这个值溢流阀将开启泄压。我们就保守假定对任一应力比R,护套均承受周期性的最大油压35MPa,如果计算结果通过，即可说明油缸满足寿命要求，需注意按此假设计算的结果偏于保守。下面先以本R=0进行分析计算,对于R0后文再述。2.1讨试验缸护套断裂面受力计算试验油缸断裂部件缸筒护套材料为2 7 SiMn调质，抗拉强度=98 0 MPa、屈服强度，=8 35MPa5,缸筒护套部位详细尺寸见图5。1800+图5缸筒护套部位尺寸4图3护套断裂图断裂部位图4护套断裂部位示意2疲劳强度计算与分析在实际工况下油缸护套部位承受的循环载荷分两种情况：一种是应力比R=0的非对称循环，也叫脉动循环,另一种是R0 的非对称循环。应力水平（平均应力、应力幅）不像试验时那么规律，实际情况非常复杂，臂架姿态、混凝土密度、泵送换向等均会影响应力水平,实际应力状态为单向非规律性的不稳定变应力。对于这类问题，最佳分析方法是根据大量的数据求得载荷及应力的统计分布规律，然后用统计疲劳强度的方法来处理 2 。但目前行业内尚未形成此类载荷数据库，很难找到所需的大量数据，那是否还有其他办法呢？我们可以将这个问题简化：臂架液压系统设置有94应力形式为脉动循环,应力比：R=0断裂面最大拉力：F=p(D-d)=70(260-150)=2478245 N断裂面最大应力：F4 2478245O max(R=0)ST (2972 270)S为断裂面的面积；max(R=0):应力幅:Qa(R=0)=103.109 MPa2平均应力：m(R=0)mx(R=0)=103.109 MPa20mx(R=0)为断裂面的疲劳寿命:N,=9721104。2.2护套零件断裂部位S-N曲线计算与拟合1）Ba s q u in 公式求解思路工程中零件的对称循环疲劳强度S-N曲线拟合常用Basquin公式 3 ;o N=c3式中，一一计算点的最大应力或应力幅N一Q对应的疲劳寿命m,c与材料、应力比、加载方式等有关的常数上述公式中有两个待求解的未知数m和c,我们需=206.219 MPa(1)Hydraulics Pneumatics&Seals/No.1.2024要找到两个对称循环载荷（R=1）的最大应力将上两小节中两个坐标点数值代人式（1）,联立求0mx(R=-1)和0 m2(R-1),及其对应的寿命值N,和N,解，得m=24.038,c=5.841053。即得护套断面在对即 S-N曲线中两个寿命点的坐标,然后可联立求解。称循环载荷下的S-N曲线方程：第一个点N 和mxl(R=-1)可以采用本次试验2.124.038 N=5.84 103中的数据:N,=10*0mx(R=0)=206.219 MPa,但计算前用式(6)分别计算出寿命在10 3、10、10 时的疲劳需要先将mxl(R=o)等寿命地转化为对称循环载荷下的极限，拟合出S-N曲线图见图6。应力水平0 maxI(R=-1)。140第二个点N，和ma2(R=1)可通过机械设计手册等资料容易获得N=10时对应的应力水平。2）Ba s q u i n 公式中第一个寿命点坐标求解将max(R=0)通过 Goodman直线方程等寿命地转化为 R=-1 时的应力水平0 mx(R=-1)3Goodman直线方程：a(R=0)+gm(R=0)=1 3+O max1(R=-1)由上式可得到所求的0 max(R=-1):0 a(R=0)0 maxI(R=-1)=1 _ m(R-0将2.1中计算出的值带入式（3）,得：0 max(R=-1)=117.64 MPa现在得到Basquin公式第一个寿命点的坐标（10 4,117.64 MPa）。值得一提的是,除了本例的脉动循环外,运用式(2)可以在任意应力比(R=X)和对称循环(R=-1)之间进行等寿命地转化。3）Ba s q u i n 公式中第二个寿命点坐标求解根据相关文献资料,结构钢拉压对称循环疲劳极限经验公式如下：-IL 0.23(g,+0,)4可得2 7 SiMn材料的疲劳极限-IL=0.23(980+835)=417.45 MPa对应护套断裂面的疲劳极限为：8。0-IL40 max2(R=-1)=K。式中，8。一尺寸系数一一表面质量系数K。一一有效应力集中系数查表可得8。=0.6 7、=0.82、K。=2.6 40.67 0.82 417.45 0 max2(R=-1)=2.6经过计算现在我们得到了第二个寿命点的坐标(107,88.21 MPa)。4）S-N 曲线计算与拟合(6)0工34图6 护套断面S-N曲线拟合图(2)图6 中横坐标取以10 为底的对数,坐标值x代表10。该拟合公式只适用于寿命在10 310 7 之间的情况，不能外推 3。该拟合方程仅限本型号油缸的护套(3)部位，并且该处结构参数如有任何变化，均需重新推导。需要注意式(6)和图6 为对称循环载荷（R=-1)时的情况,对于实际任一应力比R=X的疲劳极限,需要用Goodman方程进行等寿命转化,现举例计算。2.3S-N曲线方程（式(6)的计算应用（1）验算有杆腔在最大工作压力35MPa的脉动载荷下护套断面的寿命N为多少，工作时会不会发生疲劳断裂。35MPa时护套断面处最大拉力：(4)F=p(D-d)=35(260-150)4=1239122.5 N35MPa时护套断面处最大应力：F4 1239122.50 max(R=0)S(5)T (2972 270)mx(R=0)=51.55 MPa应力幅:a(R=0)=2平均应力：0 m(R=0)max(R=0)=51.55 MPa2根据式(2)将上述脉动循环应力水平等寿命地转化为对称循环应力水平：=88.21 MPaC max(R=-1)=54.94 MPa根据式(6)计算max(R=-1)对应的的寿命：N=8.7410107,满足无限寿命，不会发生疲劳断裂。955寿命IgN46:103.109 MPa7液压气动与密封/2 0 2 4年第1期（2）按无限寿命N=10,计算护套断面所能承受的最大应力、油缸有杆腔压力不能超过多少。将 N=107代人式(6),得：max(R=-1)=88.21 MPa通过式(2),将 mx(R=-1)等寿命地转化为脉动循环应力水平 max(R=0)。由于脉动循环的应力幅等于平均应力，且都等于最大应力的一半，故：Ca(R=0)=m(R=0)由式(2),可得:G max(R=0)120 max(R=-1)故，护套断面的最大应力不可超过158.7 3MPa。与之对应的有杆腔压力：158.73 (2972-270)P:2602 1502有杆腔实际压力最大只有35MPa，远小于53.88MPa,故满足无限寿命要求。说明:上述为脉动循环R=0时的疲劳强度计算。对于R0 时的情况,不难推导其疲劳寿命均大于R=0 时的疲劳寿命（前提条件:由于溢流阀的作用,最大循环应力与R=0时相等）,读者可自行推导,这里不再赘述。如果无法做类似的破坏性试验,第一个坐标点可以采用较为保守的估算法：假定材料寿命N=10时对应的疲劳极限为0.9g.3,对于脆性材料，极限强度,取极限抗拉强度b,对于塑性材料,取屈服强度。,3。3有限元分析验证上述推导过程中存在假设并采用了经验公式，结果可能会有误差（偏保守），接下来将用有限元分析方法对式(6)的误差情况进行验证。我们用式（6）、式（2）和有限元分别计算护套断面在油缸内最大油压为50，6 0，6 5MPa时的疲劳寿命，然后列表进行对比。3.1有限元分析进行物理建模，添加材料属性，按实际工作状态在两端销轴孔处增加约束，有杆腔分别按脉动循环添加最大为50，6 0，6 5，7 0 MPa的油压载荷，详见图7。分析结果如下：（1）当最大油压为50 MPa时，护套计算处寿命为8.83 107,见图8。有DOF已国定sys:Wcs所有DOF已国定所有DOF已定CSys:WCSCsys:图7油缸物理建模0 max(R=0)2.00Be+0121.750e+011.500e+011.2500+D11.000e+012.50de+0B5.000e+082.500e+001=158.73 MPa120=53.88 MPa7.945E+b0107.46 8.83 107图8 最大油压50 MPa时寿命分析结果（2）当最大油压为6 0 MPa时，护套计算处寿命为6.79 105,见图9。披WCS)图9最大油压6 0 MPa时寿命分析结果（3）当最大油压为6 5MPa时，护套计算处寿命为8.75 104,见图10。图10 最大油压6 5MPa时寿命分析结果（4）当最大油压为7 0 MPa时，护套计算处寿命为9660,见图 11。2.000e+011.750e+011.500e+011.250e+011.000e+017.500e+005.000e+002.500e+008.000e+00105.832 6.791052.000e+011.750e+011.500e+011.250e+011.000e+017.500e+005.000e+002.500e+000.000e+00104.942 874985.832E+004.942E+0096Hydraulics Pneumatics&Seals/No.1.20242.000e+81理论计算方法通过有限元分析验证是可行的；1.500e+811.750e+811.250e+011.000e+017.500e+005.800e+002.500e+000.000e+00103.9859660图11最大油压7 0 MPa时寿命分析结果3.2分析结果对比当油缸内最大油压为7 0 MPa时，有限元分析寿命结果为96 6 0 次，与试验结果97 2 1次差异不大，比较吻合。在其余油压下的寿命分析结果汇总于表1，可以看出有限元分析的寿命结果比采用式（6）、式（2)计算的结果偏大,但偏差不是很大,数量级是相同的,所以采用式（6）、式(2)的计算方法是可以接受的。表1理论计算与有限元分析结果对比65 MPa60 MPa理论计算7.46 104有限元分析8.75 1044结论（1）涉及的混凝土泵车臂架油缸护套处疲劳寿命引用本文：郭彦斌，陈希，孙朗朗，等.泵车臂架油缸护套疲劳强度计算与分析 J.液压气动与密封,2 0 2 4,44（1）：9 3-9 7.CUO Yanbin,CHEN Xi,SUN Langlang,et al.Calculation and Analysis on Fatigue Strength of Hydraulic Cylinder Sheath for Pump TruckArm Frame J.Hydraulics Pneumatics&Seals,2024,44(1):93-97.+(2）推导出的S-N疲劳寿命曲线及方程式,仅限本研究所涉及的油缸型号及部位,若所分析的部位、材料、结构参数等有任何变化,需要重新推导；3.985E+00（3）在应用本方法建立理论计算模型后，可进一步结合实物产品的实际表现不断修正S-N曲线方程，以获得更为精确的表述。参考文献1李永奇.液压缸加速试验方法研究 J.液压气动与密封，2022(4):84-88.2濮良贵.机械设计M.第10 版.北京：高等教育出版社,2 0 19.3杨新华.疲劳与断裂M.第2 版.武汉：华中科技大学出版社,2 0 2 2.41闻邦椿.机械设计手册.疲劳强度设计机械可靠性设计M.第6 版.北京：机械工业出版社,2 0 2 2.5成大先.机械设计手册M.第5版.北京：化学工业出版50MPa社,2 0 0 7.6.49 1058.31 1076.79 1058.83 107+6李瑞生.基于ANSYS及加速寿命试验台对油缸单耳环活塞杆杆头断裂进行设计改进 J.液压气动与密封,2 0 2 0(2):41-44.7 邵金玉.双作用液压缸疲劳试验台的设计J.液压气动与密封,2 0 18(6):5-7.+焦宗夏荣膺中国工程院院士2023年12 月，中国工程院2 0 2 3年院士增选结果公布，焦宗夏教授当选中国工程院院士。焦宗夏，男，汉族,196 3年4月出生，辽宁沈阳人，教授，博士生导师，97 3首席科学家，国家级创新团队带头人，国家杰出青年基金获得者，享受国务院特殊津贴，人选新世纪百千万人才工程国家级人选等，“飞行器控制一体化技术”国防科技重点实验室主任，现任安徽理工大学学术副校长，北京航空航天大学自动化科学与电气工程学院教授、机械电子工程学科责任教授、北航机载系统创新中心主任、北航宁波创新研究院院长，中国机械工程学会常务理事与流控分会主任、中国航空学会常务理事与机电分会名誉主任，获国家技术发明二等奖2 项、国家科技进步二等奖1项、省部级一等奖3项（均排1），授权国家发明专利8 0 多项，发表论文40 0 多篇，SCI总他引30 0 0 多次，连续4年入选爱思唯尔中国高被引学者，2 0 16 年获何梁何利科技进步奖，2 0 2 0 年获全国创新争先奖章。焦宗夏院士长期从事航空机载机电系统与飞行控制系统研究，在电液控制理论、核心基础件等方面取得多项原创性成果，系统解决了高可靠液压、伺服作动、高安全制动与飞行器试验等难题，他的当选必将为学科建设和人才培养注人强劲动力，为“双一流”创建贡献强大动能！摘自液压液力气动密封行业信息2 0 2 3年第12 期97