陳宇，鄧子龍，鄭世博

（1.遼寧石油化工大學機械工程學院，遼寧撫順113001;2.遼河裝備集團有限公司鉆機成套中心，遼寧盤錦 134020）

隨著吊裝行業(yè)的不斷發(fā)展，履帶式起重機向大型化、復雜化發(fā)展，要求強度越來越高，對設計的方法和手段提出了更高的要求［1］。履帶式起重機桅桿是臂架拉板和變幅卷揚鋼繩之間的支撐聯(lián)接部件。起重機作業(yè)前，臂架需要在地面組裝好，然后通過變幅系統(tǒng)將臂架起臂到工作角度。目前，在我國履帶起重機桅桿設計中只對正常作業(yè)工況下的桅桿結構做了受力分析，忽略了非作業(yè)工況下桅桿的設計要求。由于桅桿結構起升的特殊性，使得桅桿結構往往因局部受力強度過大而出現(xiàn)彎曲或損壞的現(xiàn)象［2-3］。對于履帶起重機桅桿設計問題的分析尚缺少有效的方法，很少有文獻發(fā)表。

本文針對桅桿起升機構的結構進行有限元分析，不僅可以得到在作業(yè)工況和非作業(yè)工況下其結構中的應力分布規(guī)律和變形情況，找出結構中應力值較大的關鍵點，檢驗結構強度，還能進一步了解各種載荷對桅桿結構應力分布的影響，為桅桿起升機構的設計提供依據(jù)。

1 履帶起重機桅桿結構的建模

運用Solidworks軟件對履帶起重機桅桿結構進行三維實體建模，運用ANSYS與Solidworks的專用接口將桅桿的三維實體模型導入有限元分析軟件ANSYS中形成履帶起重機桅桿的有限元模型［4］。

1.1 履帶起重機桅桿結構的三維實體建模

應用Solidworks軟件將桅桿結構的二維圖形轉化為三維實體模型是本課題的第一步工作。根據(jù)現(xiàn)有的某型號履帶起重機桅桿的二維圖樣、圖片和相關技術資料，首先確定了桅桿各個部分的結構尺寸，然后在Solidworks中應用曲面建模的方式建立桅桿的三維實體模型，生成在Solidworks軟件下的Part文件［5-6］。論文所研究的履帶起重機桅桿結構主要是由薄壁板焊接而成的箱型門字形框架結構。

1.2 履帶起重機桅桿結構的有限元模型建模

ANSYS與Solidworks有專用接口，先將Solidworks的Part文件儲存為 *.x_t的格式，然后在ANSYS內，應用Import命令，即可導入桅桿的Solidworks模型。由于桅桿焊縫的強度與桅桿鋼板鋼材基本一致，將鋼板與鋼板之間的焊縫看成是一體，選取相同的材料屬性。建立桅桿結構的有限元模型關鍵是選擇合適的單元。本文選用主要材料參數(shù)如表1所示。網(wǎng)格劃分采用總體單元尺寸控制，桅桿約劃分為15 669個單元。根據(jù)板的不同厚度尺寸，桅桿結構的殼單元共有5種厚度，如圖1所示為桅桿有限元模型［7-8］。

表1 主要材料參數(shù)

圖1 桅桿有限元模型

2 桅桿的性能特性及結果分析

運用有限元分析軟件ANSYS對桅桿進行有限元靜力學分析，主要進行最大吊重作業(yè)工況、起臂非作業(yè)工況和桅桿自起非作業(yè)工況分析。強度是金屬材料在外力作用下抵抗永久變形和斷裂的能力，是評價履帶起重機桅桿結構性能的重要指標之一。滿足強度要求是履帶起重機桅桿結構設計的主要目標之一。本文將計算分析以上幾種工況下的桅桿整體彎曲強度，并通過計算結果來分析桅桿結構設計的合理性。

2.1 邊界約束及載荷處理

在最大吊重作業(yè)工況和起臂非作業(yè)工況下的邊界約束相同，都為桅桿轉動軸位置的節(jié)點位移為零。分別計算了在以上兩種工況下的桅桿彎曲應力分布，由于桅桿自身重力相對鋼絲繩拉力較小，所以在此情況下計算將重力忽略。在變幅滑輪組14個滑輪中心位置處取14個力的作用點，如圖2所示，觀察桅桿結構的應力分布情況;然后通過ANSYS軟件計算整體彎曲情況。

圖2 最大吊重和起臂工況約束點位置圖

在桅桿自起非作業(yè)工況下，桅桿受力最大情況發(fā)生在桅桿旋轉到45°時，本文對這種情況進行了分析。在桅桿受力最大時由于油缸處于溢流狀態(tài)，所以邊界約束為桅桿轉動軸軸心位置和滑輪組中心的節(jié)點位移為零。加載點有以下幾個:桅桿的重心點、與油缸連接處和托架與桅桿的接觸面。觀察桅桿結構的應力分布情況;然后通過ANSYS軟件計算整體彎曲情況，如圖3所示。

圖3 自起工況約束點位置圖

2.2 應力計算結果及分析

最大吊重作業(yè)工況和起臂非作業(yè)工況下，均布載荷的應力分布如圖4（a）、圖4（b）所示。從圖4（a）、圖4（b）中可以看出在這兩種工況下應力的分布基本一致，這說明雖然工況不同并沒有改變桅桿的整體應力分布。圖4（a）中桅桿所受到的最大應力值為174 MPa，出現(xiàn)在桅桿根部;最大位移出現(xiàn)在格架橫梁處，位移值為2.002 mm;桅桿上端滑輪組受到的應力較小。圖4（b）中桅桿所受到的最大應力值為469 MPa，最大位移值為5.403 mm，上端滑輪組受到的應力較小?？v觀最大吊重作業(yè)工況下桅桿的應力云圖，最小安全系數(shù)達到了1.46，桅桿強度足夠，有較大的余量。

如圖5所示為履帶起重機桅桿自起非作業(yè)工況下的等效應力云圖。從圖5中可以看出，桅桿結構的等效應力大部分在123 MPa以下，其最大值為368 MPa，在桅桿材料的屈服極限應力值（σ=567 MPa）以下;應力值相對較大的危險點處于托架處，最大位移值為0.44 98 m，主要原因是由于變幅鋼絲繩拉力增大而使油缸頂升力瞬間增大?？v觀桅桿自起非作業(yè)工況下桅桿的應力云圖，與設計準則中的桅桿結構自起非作業(yè)工況位移的參考值（YL≤L2c×10－5=0.1 m）相比［9］，均處于合格范圍內，并且具有較大的裕量，可供優(yōu)化設計時降低制造成本使用。

圖5 自起工況應力分布圖

3 結論

通過以上計算與分析，可以得到以下結論:

1）在保證安全條件的前提下，桅桿根部梯形面可以改成矩形面從而增加抗彎模量。

2）桅桿與油缸連接處可以選用球鉸接結構，球鉸接結構可以減小偏載。

3）桅桿結構的整體彎曲強度、局部彎曲強度均符合要求，可以通過合理的改進措施將其結構和選材確定在合理的范圍內。

4）桅桿結構有限元模型建立、分析方法能使設計者在產品的設計階段就可以評估未來系統(tǒng)的性能特性，從而為履帶式起重機桅桿結構的設計及優(yōu)化提供了一個理論分析依據(jù)。

［1］劉金江.履帶起重機產品現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢［J］.建筑機械，2009，（3）:32-36.

［2］賈秋楓.大型履帶式起重機吊裝市場現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢［J］.建筑機械，2008，（10）:20-25.

［3］Ismail Algelli Sassi Ehtiwesh，？ eljko？ urovi？.Comparative Analysis of Different Control Strategies for Electro-hydraulic Servo Systems［J］.World Academy of Science Engineering and Technology，2009，（56）:906-909.

［4］王在偉，焦青.Solidworks與Ansys之間的數(shù)據(jù)交換方法研究［J］.煤礦機械，2011，32（9）:248-250.

［5］薛大維，趙雨腸.客車車架有限元靜力學分析［J］.哈爾濱工業(yè)大學學報，2006，38（7）:1075-1078.

［6］李小彭，趙志杰，聶慧凡.某型數(shù)控車床床身的模態(tài)分析與結構優(yōu)化［J］.東北大學學報，2011，32（7）:988-991.

［7］WANG Dazhi，DONG Guang，ZHANG Jinhuan.Car Side Structure Crashworthiness in Pole and Moving Deformable Barrier Side Impacts［J］. TSINGHUA SCIENCE AND TECHNOLOGY，2006，11（6）:725-730.

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［9］GB/T3811—2008.起重機設計規(guī)范［S］.北京:中國標準出版社，2008.