張燕燕，朱明明，周友坤

(1. 黃河科技學(xué)院 工學(xué)院，河南 鄭州 450063; 2.河南出入境檢驗(yàn)檢疫局，河南 鄭州 450003；

3.三一重工股份有限公司，湖南 長(zhǎng)沙 430100)

?

基于ANSYS的某型汽車起重機(jī)主臂強(qiáng)度分析

張燕燕1，朱明明2，周友坤3

(1. 黃河科技學(xué)院 工學(xué)院，河南 鄭州 450063; 2.河南出入境檢驗(yàn)檢疫局，河南 鄭州 450003；

3.三一重工股份有限公司，湖南 長(zhǎng)沙 430100)

摘要：以某型汽車起重機(jī)吊臂為研究對(duì)象，對(duì)其進(jìn)行了理論強(qiáng)度分析，并利用有限元軟件ANSYS，建立了汽車起重機(jī)吊臂的有限元模型，分析了在最大力矩作用下，吊臂上的應(yīng)力分布情況，并將有限元分析結(jié)果與實(shí)測(cè)值進(jìn)行了比較，結(jié)果表明：有限元計(jì)算結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果的最大應(yīng)力發(fā)生位置相一致，且有限元分析的數(shù)值與實(shí)測(cè)值誤差合理，基于ANSYS有限元軟件分析的結(jié)果是可靠的。

關(guān)鍵詞：汽車起重機(jī);主臂;有限元;強(qiáng)度計(jì)算;試驗(yàn)

1引言

吊臂是汽車起重機(jī)上最重要的工作部件，吊臂的力學(xué)性能直接影響著起重機(jī)的起重性能和整機(jī)性能，因此對(duì)汽車起重機(jī)的吊臂進(jìn)行力學(xué)分析有著重要的意義。

近年來，研究者們致力于各種汽車起重機(jī)吊臂力學(xué)性能的研究，并取得一定的成果。2003年，紀(jì)愛敏等對(duì)QY25K型汽車起重機(jī)吊臂結(jié)構(gòu)進(jìn)行了有限元分析，運(yùn)用節(jié)點(diǎn)自由度耦合技術(shù)模擬各節(jié)臂的連接，所得結(jié)果與實(shí)測(cè)值較吻合，為吊臂的設(shè)計(jì)提供了有價(jià)值的參考[1]；2011年，西北工業(yè)大學(xué)的韋仕富、王三民等人對(duì)某型汽車起重機(jī)吊臂進(jìn)行各種工況下的有限元分析及試驗(yàn)驗(yàn)證，研究結(jié)果顯示：有限元方法應(yīng)用于起重機(jī)吊臂分析是可行的[2-3]。

為了進(jìn)一步驗(yàn)證有限元法應(yīng)用于汽車起重機(jī)主臂分析的可行性和可靠性，指導(dǎo)不易做實(shí)驗(yàn)研究的汽車起重機(jī)多節(jié)吊臂的強(qiáng)度分析、降低實(shí)驗(yàn)成本，筆者以國(guó)內(nèi)某型號(hào)六節(jié)臂大型汽車起重機(jī)主臂為研究對(duì)象，首先用理論方法分析出各節(jié)臂上的危險(xiǎn)截面，并計(jì)算出各危險(xiǎn)截面上的最大應(yīng)力，理論計(jì)算結(jié)果證明主臂的強(qiáng)度是安全的；其次，利用有限元分析軟件ANSYS，以相同型號(hào)的起重機(jī)主臂為研究對(duì)象，將相鄰兩節(jié)臂搭接處滑塊材料的非線性特征考慮進(jìn)去，建立起重機(jī)主臂的有限元模型，分析了最大其中力矩作用下主臂應(yīng)力的分布，并將有限元分析結(jié)果與主臂的實(shí)測(cè)試驗(yàn)結(jié)果做了比較，結(jié)果表明：起重機(jī)在最大起重力矩的作用下，有限元分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果較吻合，且都小于主臂材料的許用應(yīng)力。

2理論計(jì)算

某型號(hào)汽車起重機(jī)整機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示，該機(jī)采用六節(jié)伸縮式吊臂，各節(jié)臂之間有相對(duì)滑動(dòng)，靠搭接處的支撐滑塊來支撐吊臂并傳力，吊臂截面采用U型+直線+弧線形式，截面形狀如圖2所示，工作時(shí)，U型在下，弧線形在上。

1.變副液壓缸；2.基本臂；3.二級(jí)臂；4.三級(jí)臂；5.四級(jí)臂；6.五級(jí)臂；7.六級(jí)臂；8.轉(zhuǎn)臺(tái)支撐；9.轉(zhuǎn)臺(tái)；10.支腿；11.后滑塊；12.前滑塊圖1　汽車起重機(jī)整機(jī)示意圖

圖2　主臂截面形狀簡(jiǎn)圖

主臂材料采用高強(qiáng)度鋼板WELDOX，該材料的屈服極限為960 MPa，強(qiáng)度極限為980 MPa，許用應(yīng)力為614 MPa。

現(xiàn)以吊臂全伸50 m，幅度24 m，起重量5.1 t，仰角58.8 °時(shí)的工況作為計(jì)算工況，圖3上的A-A、B-B、C-C、D-D、E-E截面分別為基本臂上危險(xiǎn)截面、二三節(jié)臂搭接處危險(xiǎn)截面、三四節(jié)臂搭接處危險(xiǎn)截面、四五節(jié)臂搭接處危險(xiǎn)截面、五六節(jié)臂搭接處危險(xiǎn)截面的位置；軸向力由伸縮油缸承受，主臂結(jié)構(gòu)只承受雙向彎曲。

理論計(jì)算參考文獻(xiàn)[3]，計(jì)算過程為：計(jì)算吊臂變副平面內(nèi)和旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)的強(qiáng)度計(jì)算載荷；計(jì)算吊臂變副平面內(nèi)和旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)的臨界力；計(jì)算各個(gè)臂節(jié)搭接處危險(xiǎn)截面的彎矩；計(jì)算兩節(jié)臂搭接處危險(xiǎn)截面的正應(yīng)力；校核各個(gè)危險(xiǎn)截面彎曲強(qiáng)度。計(jì)算結(jié)果如表1所示。

表1各個(gè)臂節(jié)搭接處危險(xiǎn)截面的理論應(yīng)力強(qiáng)度

危險(xiǎn)截面變副平面內(nèi)彎矩/(N·mm)旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)彎矩/(N·mm)軸向正應(yīng)力/MPa許用應(yīng)力/MPaA-A0.44×1090.235×108290614B-B0.84×1090.468×108355614C-C1.25×1090.7×108431614D-D1.65×1090.93×108574614E-E1.81×1091.03×108420614

圖3　各個(gè)臂節(jié)危險(xiǎn)截面位置

理論計(jì)算的結(jié)果顯示，各節(jié)臂搭接處危險(xiǎn)截面上的應(yīng)力最大值為574 MPa，發(fā)生在四五節(jié)臂的搭接處，最大壓力值小于臂架材料的許用應(yīng)力614 MPa，說明此汽車起重機(jī)主臂強(qiáng)度符合要求，理論計(jì)算的結(jié)果為后面的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證和有限元法驗(yàn)證提供基礎(chǔ)。

3有限元分析

3.1有限元模型的建立及約束條件的施加

起重機(jī)主臂由鋼板焊接而成，在建立有限元模型時(shí)遵循：各板件厚度方向的位置以板厚中分面位置來確定；為保證焊接工藝而設(shè)計(jì)的板邊緣對(duì)計(jì)算結(jié)果影響很小，建立有限元模型時(shí)不予考慮[4-5]；在兩相連臂節(jié)間滑塊處建立耦合模擬臂節(jié)間連接。用自由網(wǎng)格劃分法劃分后吊臂模型的節(jié)點(diǎn)數(shù)為194 770，單元數(shù)196 026個(gè)。

建立約束條件時(shí)：將兩相鄰臂節(jié)的上部滑塊連接處相對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)建立UX、UY兩個(gè)方向的位移耦合，下部滑塊連接處相對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)建立UX、UY、UZ三個(gè)方向的位移耦合；在臂架根部銷軸連接處和臂架下側(cè)變幅油缸銷軸連接處建立剛性節(jié)點(diǎn)，在剛性節(jié)點(diǎn)上施加UX、UY、UZ、RY、RZ方向的位移約束，放開繞X軸旋轉(zhuǎn)方向的RX方向位移約束。

施加載荷時(shí)，選取的計(jì)算工況與理論分析時(shí)的工況一致[6-8]，在最大力矩的作用下分析主臂的受力情況。

3.2有限元分析結(jié)果

在最大力矩的作用下，主臂的整體應(yīng)力分布如圖4所示，基本臂的應(yīng)力分布如圖5所示，其余各節(jié)臂搭接處的應(yīng)力分布如圖6—圖9所示，從圖5—9中能清楚的看到，主臂的最大應(yīng)力發(fā)生在基本臂上的變幅油缸鉸耳根部前端處，在圖5中M點(diǎn)的位置，應(yīng)力大小為415 MPa左右，小于材料的許用應(yīng)力614 MPa。耦合區(qū)的應(yīng)力集中與模型的簡(jiǎn)化有關(guān)，不可避免，故不作說明。

圖4　整體應(yīng)力分布

圖5　一二節(jié)臂搭接處應(yīng)力分布

圖6　二、三節(jié)臂搭接處應(yīng)力分布

圖7　三、四節(jié)臂搭接處應(yīng)力分布

圖8　四、五節(jié)臂搭接處應(yīng)力分布

圖9　五、六節(jié)臂搭接處應(yīng)力分布

4有限元計(jì)算值與實(shí)測(cè)應(yīng)力值的對(duì)比

4.1主臂的應(yīng)力試驗(yàn)

試驗(yàn)利用YJ-18型靜態(tài)電阻應(yīng)變儀對(duì)主臂進(jìn)行應(yīng)力測(cè)試[9-10]。由于二、三、四、五、六節(jié)臂分別與前

滑塊接觸位置附近，及其變幅液壓缸與基本臂鉸接處均為潛在的危險(xiǎn)應(yīng)力區(qū)；兩節(jié)臂搭接處，主臂截面尺寸發(fā)生變化，可能會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中；大部分起重機(jī)在實(shí)際的工作過程中，兩節(jié)臂搭接的位置會(huì)出現(xiàn)變形，說明搭接處受力較大；主臂的截面形狀是U型+圓弧+直線，布置時(shí)，U型布置在下側(cè)，圓弧布置在上面，由于主臂彎曲變形，所以下側(cè)受力較大，為防止圓弧過度處有壓力集中，應(yīng)變片布置在各節(jié)臂的危險(xiǎn)截面上，具體位置如圖10所示，各測(cè)點(diǎn)的實(shí)測(cè)值如表2所示。

表2各測(cè)力點(diǎn)的實(shí)測(cè)值

測(cè)點(diǎn)實(shí)測(cè)值/MPa測(cè)點(diǎn)實(shí)測(cè)值/MPa1-3787-3672-4008-4113-3989-4214-25610-3675-27811-3886-334--

圖10　主臂測(cè)力點(diǎn)分布圖

4.2應(yīng)力實(shí)測(cè)值與有限元計(jì)算值的對(duì)比分析

結(jié)構(gòu)應(yīng)力實(shí)驗(yàn)所測(cè)的是吊臂危險(xiǎn)截面上的擠壓應(yīng)力值，用第四強(qiáng)度理論換算為等效應(yīng)力，在最大起重力作用下將實(shí)驗(yàn)實(shí)測(cè)等效后的應(yīng)力與ANSYS在實(shí)測(cè)點(diǎn)計(jì)算出來的等效應(yīng)力相比較，如表3所示。

表3各危險(xiǎn)截面上最大應(yīng)力有限元值與實(shí)測(cè)值比較

危險(xiǎn)截面實(shí)測(cè)最大值/MPa有限元計(jì)算值(等效應(yīng)力)/MPa誤差/%A-A32241528.88B-B2782987.19C-C3673895.99D-D4214599.02E-E3884126.18

由表3可知，所有測(cè)點(diǎn)的有限元應(yīng)力計(jì)算值均小于材料的許用應(yīng)力值614 MPa，其中，最大應(yīng)力發(fā)生在第9測(cè)點(diǎn)，這與真實(shí)測(cè)試結(jié)果完全吻合，且在該測(cè)點(diǎn)處，有限元計(jì)算值與實(shí)測(cè)值的誤差是9.02%，比較小。

在某些測(cè)點(diǎn)3中，誤差值有些偏大，達(dá)到28.88%，這是因?yàn)榈醣蹖?shí)際結(jié)構(gòu)復(fù)雜，簡(jiǎn)化后的有限元模型與實(shí)際模型之間存在著差別，尤其是在基本臂前端下滑塊處模型模擬的差別，使得二級(jí)臂底板和折板與之相接觸的局部區(qū)域應(yīng)力偏大；另外，汽車起重機(jī)是一種短周期循環(huán)工作的機(jī)器，在工作過程中實(shí)際載荷具有多邊性，而有限元模型無法完全模擬實(shí)際載荷的絕對(duì)真實(shí)性，所以有限元計(jì)算值和實(shí)際測(cè)量值之間存在誤差是合理的。

綜上分析，基于ANSYS有限元軟件分析結(jié)果是可靠的。

5結(jié)束語(yǔ)

筆者對(duì)國(guó)內(nèi)知名廠家的某型號(hào)汽車起重機(jī)主臂進(jìn)行了理論強(qiáng)度計(jì)算，并利用有限元分析軟件ANSYS計(jì)算該起重機(jī)吊臂在最大起重載荷作用下的應(yīng)力和變形情況，計(jì)算得到，吊臂在該工況下滿足強(qiáng)度要求。

最后對(duì)吊臂結(jié)構(gòu)進(jìn)行了實(shí)際應(yīng)力測(cè)試，并將有限元計(jì)算值與實(shí)測(cè)值進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果顯示：所有測(cè)點(diǎn)的有限元應(yīng)力計(jì)算值均小于材料的許用應(yīng)力值、誤差小、且最大應(yīng)力的發(fā)生位置有限元計(jì)算法與實(shí)測(cè)相一致；誤差較大的測(cè)點(diǎn)3，是由于變幅液壓缸與基本臂鉸接處均為潛在的危險(xiǎn)應(yīng)力區(qū)，所以基于ANSYS有限元軟件分析結(jié)果是可靠的。

參考文獻(xiàn)：

[1]紀(jì)愛敏，彭鐸，劉木南，等.QY25K型汽車起重機(jī)伸縮吊臂的有限元分析[J].工程機(jī)械, 2003，34(1)：19-21.

[2]韋仕富，王三民，鄭鈺琪，等.某型汽車起重機(jī)吊臂的有限元分析及試驗(yàn)證[J].機(jī)械設(shè)計(jì), 2011，28(6)：92-96.

[3]張朝暉.ANSYS11.0結(jié)構(gòu)分析工程應(yīng)用實(shí)例解析[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008：256.

[4]GB3811-83，起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范[S].

[5]徐李榮，袁澤喜.一起汽車起重機(jī)吊臂斷裂事故的分析[J].中國(guó)特種設(shè)備安全，2007，23(7):58-59.

[6]姚海瑞.履帶起重機(jī)主臂結(jié)構(gòu)有限元計(jì)算[J].冶金設(shè)備，2015(1):30-32.

[7]孫書成，王彥濤，李建忠，等.汽車起重機(jī)折臂事故分析[J].工程機(jī)械，2010(8):68-71.

[8]劉文強(qiáng)，譚健敏.履帶起重機(jī)主臂防后傾控制的分析[J].建筑機(jī)械，2015(1):86-89.

[9]宓為建，馬捷，趙成.門坐式起重機(jī)主臂駕折斷的原因分析[J].振動(dòng)、測(cè)試與診斷，1999，3(1):54-57.

[10]黃志文，黎起富，李麗敏. 80t履帶起重機(jī)主臂架有限元分析[J].建筑機(jī)械化，2009(11):48-52.

Strength analysis of the main arm of a truck crane based on ANSYS

ZHANGYan-yan1,ZHUMing-ming2,ZHOUYou-kung3

(1.Engineering Institute of Huanghe Science and Technology University, Zhengzhou 450063, China;2. Henan Entry-Exit Inspection and Quarantine Bureau, Zhengzhou 450003,China;3.Sany Limited by Share Ltd，Changsha 430100,China)

Abstract：By taking the telescopic boom structure of certain truck crane as the research object, its theoretical strength analysis was carried out. Based on the finite element analysis software ANSYS, the automobile crane telescopic boom of the finite element model was established, the telescopic boom stress distribution was analyzed under the functions of maximum torque, and the results of finite element analysis and the measured value were compared, and the results show that: the maximum stress position is consistent and the error is reasonable between the finite element calculation results and the measured results, and the results of the analysis based on ANSYS finite element analysis software is reliable.

Key words：truck crane;main arm;FEA ;strength calculation ;test

中圖分類號(hào)：TH 2

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

DOI:10.3969/j.issn.2095-7386.2016.01.014

文章編號(hào)：2095-7386(2016)01-0061-05

基金項(xiàng)目：河南省教育廳教學(xué)質(zhì)量工程項(xiàng)目(ZLG 201405).

作者簡(jiǎn)介：張燕燕(1981-)，女，講師，E-mail: 56106438@qq.com.

收稿日期：2015-07-11.修回日期:2015-11-17.