某型汽車起重機吊臂的有限元及試驗驗證

1、11年6月機械設(shè)計某型汽車起重機吊臂的有限元分析及試驗驗證韋仕富，王三民，鄭鈺琪，李攀（西北工業(yè)大學(xué)機電學(xué)院，陜西西安710072）的試驗工況，進行有限元分析，得出相應(yīng)工況下的變形量和應(yīng)力值，同時完成吊臂結(jié)構(gòu)的剛度及強度校核。最后將真實試驗中所測的應(yīng)力值和有限元計算值進行對比，并針對二者之間的誤差進行簡單的分析。結(jié)果表明，基于ANSYS軟件的有限元計算方法應(yīng)用于起重機吊臂的研究計算是可行的，在節(jié)約成本的同時，它的計算結(jié)果還可為實際設(shè)計提供非常有價值的?；痦椖浚簢易匀豢茖W(xué)基金資助項目（50875210）吊臂是某型汽車起重機的主要受力構(gòu)件，通過吊臂能夠?qū)⒅匚锾嵘揭欢ǖ母叨?，改變吊臂傾角可達到

2、變幅的目的，以增大作業(yè)范圍。吊臂設(shè)計是否合理，直接影響著起重機的承載能力和整機性能。因此對起重機的吊臂進行合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計和力學(xué)分析有著非常重要的意義。某型汽車起重機整機如所示，采用兩節(jié)伸縮式吊臂。各節(jié)臂間有相對滑動?？科渲械闹位瑝K來支撐吊臂并傳遞力。吊臂截面采用六邊形形式，六邊形截面?zhèn)劝灞?，壓成折穹形，受力合理，下蓋板較上蓋板競度小，具有較高抗屈曲能力。變化范圍為：0矣矣70，0矣X矣4300mm.當(dāng)=0時，吊臂呈水平，當(dāng)X=4300mm時，吊臂呈現(xiàn)全伸長對起重機吊臂的傳統(tǒng)計算方法多為依據(jù)經(jīng)驗公式的手工計算，由于手工計算的物理模型過于簡化，建立的數(shù)學(xué)模型不完全符合結(jié)構(gòu)的力學(xué)特性，故無法保證計

3、算的精度。在有限元技術(shù)非常成熟的今天，借助有限元商用軟件來計算大型復(fù)雜結(jié)構(gòu)，能夠在大大減少勞動量的同時還提高計算精度。目前有限元軟件越來越廣泛地應(yīng)用于工程機械的強剛度分析，但針對汽車起重機的分析研究并不多見，紀爰敏等2利用ANSYS有限元軟件對QY25K型汽車起重機吊臂進行強剛度分析，并與試驗結(jié)果進行對比，二者結(jié)果也比較吻合，但是該分析僅針對一種工況，這就降低了計算結(jié)果對實際設(shè)計的性；焦文瑞等S同樣利用ANSYS軟件對汽車起重機四邊形伸縮吊臂進行有限元分析，并與理驗，且僅對一種工況進行分析，對現(xiàn)實設(shè)計分析的指導(dǎo)性不強；蔣紅旗4基于ANSYS軟件在不同工況下對高空作業(yè)車吊臂進行有限元分析，結(jié)果合

4、理，并提出改進方案，但其同樣缺乏真實試驗。針對以上分析現(xiàn)狀存在的問題，文中采用ANSYS有限元分析軟件在不同危險工況下對某起重吊臂進行靜強剛度計算，并與真實試驗結(jié)果進行對比。表1吊臂結(jié)構(gòu)材料參數(shù)構(gòu)件材料彈性模量/ Pa泊松比密度/ 1吊臂有限元模型的建立11實體建模鑒于ANSYS軟件實體造型的局限性和吊臂自身結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，文中采用通用三維造型軟件SolidWorks對吊臂進行實體建模，之后以Parasolid（xt）格式將實體模型導(dǎo)入ANSYS進行有限元分析。1.2單元類型的選擇基于軟件對吊臂進行有限元分析的通常方法均是將吊臂結(jié)構(gòu)視為線模型，后賦予梁單元屬性進行強度和剛度等方面的有限元計算，但

5、是梁單元是用線來代替三維實體結(jié)構(gòu)，并不能反映結(jié)構(gòu)幾何上的細節(jié)，且伸縮式吊臂是由鋼板焊接而成的箱型結(jié)構(gòu)，應(yīng)該選用二維板殼單元和三維實體單元混合分網(wǎng)，或全部選用三維實體單元劃分網(wǎng)格?？紤]到吊臂模型較復(fù)雜，文中采用三維實體單元Solid187對吊臂進行有限元分析。Solid187單元是一個高階三維10節(jié)點固體結(jié)構(gòu)單元，單元具有二次位移模式，可以更好地模擬不規(guī)則的模型5.1.3材料定義吊臂結(jié)構(gòu)材料定義參數(shù)見表1.為線性，從而大大減少計算機時。采用自由分網(wǎng)（Free）技術(shù)，最終形成單元數(shù)為556 1-5施加載荷及約束處理1.5.1載荷分析作用在起重機上的載荷分為常規(guī)載荷、偶然載荷、特殊載荷及其他載荷等類

6、別63，但是由于常規(guī)載荷是起重機正常工作中經(jīng)常發(fā)生的載荷，且此次對起重機吊臂進行的是靜強度試驗分析，所以對吊臂計算所需的載荷僅為常規(guī)載荷中的自重載荷、起升載荷，考慮動載系數(shù)與相應(yīng)靜載荷相乘的動載效應(yīng)及由于貨物偏擺與風(fēng)載等因素產(chǎn)生的側(cè)向載荷（偶然載荷）。由于ANSYS有限元軟件可根據(jù)結(jié)構(gòu)材料參數(shù)自動計算其重力，故在此無需另行施加吊臂額定起升載荷PQ是起重機起吊額定質(zhì)量（在試驗中為28t）時的重力。當(dāng)貨物無約束起升離開地面時，貨物的慣性力將會使起升載荷出現(xiàn)動載增大的作用，此動載效應(yīng)用一個大于1的起升動載系數(shù)！2乘以額定起升載荷Pq來考慮67，試驗中起升動載系數(shù)！2根據(jù)試驗確定。取1.25.側(cè)載可以

7、采用吊重側(cè)向偏移的方法施加于臂架頭部，但必須保證在施加側(cè)載時不得產(chǎn)生鉛垂方向的附加分力，其大小用一個側(cè)載系數(shù)乘以額定起升載荷Pq來考慮，側(cè)載系數(shù)根據(jù)最大額定起重量選擇68，在此次試驗中，側(cè)載系數(shù)取。05.表2結(jié)構(gòu)應(yīng)力測試工況工況臂長/ m幅度/ m吊具重項載荷。1.4實體模型處理及劃分網(wǎng)格從吊臂的整體結(jié)構(gòu)來看，各節(jié)臂之間通過滑塊接觸和擠壓來傳遞力，故分析中必須解決各節(jié)臂與滑塊的連接關(guān)系。由于涉及接觸問題，本該通過ANSYS設(shè)定接觸對來進行求解，但是由于接觸分析屬于非線性分析范疇，求解過程需要反復(fù)迭代，既耗時又不易收斂，且吊臂實際結(jié)構(gòu)中的接觸特性不易模擬，為盡可能減小吊臂結(jié)構(gòu)發(fā)生應(yīng)力奇異的區(qū)域，

8、只能用一般的有限元方法求解。其中，節(jié)點尤合（CoupieDOFs）是比較常用的技術(shù)，但是節(jié)點耦合技術(shù)要求接觸面上對應(yīng)節(jié)點的坐標(biāo)必須一致，此條件在一般條件下很難滿足考慮到此次分析為靜態(tài)分析（構(gòu)件不能有剛體位移），故分析中采用布爾操作一粘貼（Vglue）對模型進行處理，即將滑塊同各級臂粘連起來，此法使得分析模型轉(zhuǎn)由于此次試驗分析僅針對起重機吊臂結(jié)構(gòu)，故還需在臂架頭部施加起升繩拉力S1，S2，其方向位于臂架端點與起升卷筒的連線上（如所示）。根據(jù)規(guī)范69，采用雙聯(lián)滑輪組時，鋼絲繩最大拉力為：考慮吊臂的最危險工況（全伸臂），根據(jù)GB/T6068.32005汽車起重機和輪胎起重機試驗規(guī)范第3部分，結(jié)構(gòu)試驗

9、布置結(jié)構(gòu)應(yīng)力測試工況，如表表3不同工況下吊臂結(jié)構(gòu)撓度值mm工況變幅平面內(nèi)撓度Lx回轉(zhuǎn)平面內(nèi)撓度Ly174.841. 05273.9225.92393.951.32當(dāng)起吊額定載荷時，變幅平面內(nèi)撓度為：a鋼絲繩與吊具夾角，a=40；n組滑輪組效率取n組=96；式（1）中分母乘2表示繞入卷筒的鋼絲繩分支數(shù)為2.由于計算考慮的是吊臂最危險工況，故取Si=吊具重力吊臂，較接-變幅液壓缸吊臂受力簡。5.2施加載荷及位移約束由于基本臂根部鉸點（中點A）和變幅油缸上鉸點（中點B）在變幅平面內(nèi)為簡支，在回轉(zhuǎn)平面內(nèi)呈固支，故需在柱坐標(biāo)系下約束基本臂相應(yīng)銷孔的徑向自由度和軸向自由度。對于作用在吊臂上的載荷，可根據(jù)前

10、述計算的數(shù)值和相應(yīng)工況并以相應(yīng)的方向施加于吊臂頭部，如所示。對于吊臂自身重力，ANSYS軟件將根據(jù)密度與重力加速度自行計算，在此無需另行施加。2計算結(jié)果的處理及分析21剛度校核上的變形分量，從而可計算出變幅平面及回轉(zhuǎn)平面內(nèi)曉度，見表3.當(dāng)起吊額定載荷，并附加側(cè)向載荷（額定載荷的5%）時，回轉(zhuǎn)平面內(nèi)撓度為：Ly吊臂在回轉(zhuǎn)平面內(nèi)的許用撓度，m；針對3種工況的許用撓度為：綜上分析，3種工況下吊臂均滿足剛度要求。2.2強度校核吊臂金屬材料選用DB685鋼，屈服極限。=590MPa，許用應(yīng)力W=/1.5 =393MPa.由應(yīng)力云，和可知，3種工況下最大VonMise等效應(yīng)力分別為388，397，487M

11、Pa，3者雖均小于屈服極限。，但后2者均大于許用應(yīng)力W.考慮到VonMise等效應(yīng)力極值均發(fā)生在后滑塊與基本臂接觸處，該區(qū)域?qū)儆谀Ｐ婉詈蠀^(qū)，針對該區(qū)域執(zhí)行布爾操作（Vglue）在有限元計算過程中會產(chǎn)生附加的拉壓應(yīng)力（并非施加于吊臂上的外載荷引起），且此吊臂模型僅是實際結(jié)構(gòu)的簡化模型，很難精確反映支撐滑塊接觸表面處的實際處理工藝（如潤滑等），所以在滑塊接觸表面出現(xiàn)應(yīng)力奇異點，這并不代表實際應(yīng)力狀況，可忽略不計。略去應(yīng)力奇異點，從應(yīng)力云，及曲線，可以看出，3種工況下吊臂構(gòu)件的最大VonMise等效應(yīng)力分別為279，3者均小于許用應(yīng)力W.綜上分析，吊臂在3種工況下均滿足強度要求。3有限元計算值與實測

12、應(yīng)力值的對比分析3-1吊臂的應(yīng)力測試試驗利用Y-18型靜態(tài)電阻應(yīng)變儀對吊臂進行應(yīng)力測試。由于二級臂與前滑塊接觸位置附近及變幅液壓缸與基本臂鉸接處均為潛在的危險應(yīng)力區(qū)，加之考慮吊臂截面劇變處可能會產(chǎn)生應(yīng)力集中，故在實際測試過程中，應(yīng)變片布置在如所示的10個位置上。吊臂測點分布。2應(yīng)力實測值與有限元計算值的對比分析由于結(jié)構(gòu)應(yīng)力試驗所測的是吊臂關(guān)鍵位置的拉壓應(yīng)力f結(jié)合ANSYS在實測點計算出的第1主應(yīng)力S1（最大拉應(yīng)力）和第3主應(yīng)力S3（最大壓應(yīng)力），有限元法計算值與實測值對比見表4.由表4可知，所有測點的有限元應(yīng)力計算值均小于材料許用應(yīng)力W，其中最大應(yīng)力發(fā)生在第3工況第9測點，這與真實測試結(jié)果芫全

13、吻合，且在該測點處，有限元計算值與實測值的誤差非常?。?.29%）。雖然在某些測點（4號及2號測點）中誤差值有些偏大，這是因為吊臂實際結(jié)構(gòu)復(fù)雜，簡化后的三維實體模型與實際模型還存在差別，尤其是基本臂前端下滑快處模型模擬的差別，使得二級臂底板和折板與之相接觸的局部區(qū)域應(yīng)力偏大。且汽車起重機是一種短周期循環(huán)工作的機械，這就造成了起重機實際載荷的多變性，而基于軟件模擬的有限元模型無法芫全模擬實際載荷工況，這也會造成有限元計算值與實際測量值之間的誤差增大。綜上分析，基于ANSYS有限元軟件分析結(jié)果是合理可靠的。表4有限元計算應(yīng)力值與實測應(yīng)力值比較測點工況1工況2工況3實測值有限元計算值誤差/%實測值有限元計算值誤差/%實測值有限元計算值誤差/% 4結(jié)論利用大型通用有限元分析軟件ANSYS計算某起重機吊臂在3種最危險工況下的應(yīng)力和變形情況。計算得出，吊臂在3種工況下均滿足強度及剛度要求。比較3種工況下的撓度及應(yīng)力極值，發(fā)現(xiàn)吊臂變幅平面內(nèi)撓度最大值為93.95mm，發(fā)生在工況3；回轉(zhuǎn)平面內(nèi)撓度最大值為25.92mm，發(fā)生在工況2；吊臂結(jié)構(gòu)最大VonMise等效應(yīng)力為487MPa，低于材料屈服極限