吊管機吊臂結構有限元優(yōu)化及研究?

高文杰，張具安，曹德本，邢樹冬

（1.奇瑞汽車河南有限公司 卡車研究院，河南 開封 475000；2.常州科研試制中心有限公司，江蘇 常州 213000）

0 引言

在吊管機工作時，吊臂受力比較復雜，依據(jù)傳統(tǒng)的力學方法設計吊管機吊臂，計算精度比較低，計算過于復雜；且吊臂設計中為確保使用安全，經(jīng)常使用較大的安全系數(shù)，導致設備笨重和材料的浪費。因此，減輕吊管機吊臂自身重量，對提高吊管機經(jīng)濟技術指標具有重要意義。鑒于傳統(tǒng)設計計算的不足，本文以ANSYS Workbench軟件為工具，對吊管機吊臂在3種工況下進行有限元分析并進行優(yōu)化設計［1］。

1 吊臂結構與工況分析

1.1 吊臂結構設計

吊管機吊臂是由兩根主弦桿（大臂）和兩根橫桿焊接而成的框架結構，兩根主弦桿和兩根橫桿均由厚12 mm的槽鋼對焊而成箱形，橫桿插入兩根主弦桿內(nèi)焊接且用魚尾板加強，以此保證吊臂的節(jié)點剛性。吊管機吊臂結構示意圖如圖1所示。

圖1 吊管機吊臂結構示意圖

1.2 工況分析

依據(jù)吊管機吊臂工作時的力矩平衡原理，變幅幅度與額定起重量乘積為一定值，在設計的變幅幅度取最小值1.22m時，吊臂設計的最大額定起重量為45 000kg，根據(jù)設計變幅幅度和設計額定起重量選取不同的工況，并選擇載荷進行組合作為吊臂計算載荷參數(shù)。吊臂計算載荷確定以后，將吊臂作為分離體，用圖解法或解析法計算變幅張力、變幅鉸點反力等［2］。

取吊管機吊臂變幅幅度為1.22m、3.00m、6.00 m三種工況，分別計算3種工況下的額定起重量，如表1所示。其中，基本臂長度L為支座孔軸線與裝起升定滑輪孔軸線之間的距離，變幅幅度R為基本臂長度L在水平面上的投影距離，起升高度H為重物重心的豎直移動距離。

表1 3種計算工況下的額定起重量

2 建模分析

2.1 吊臂實體有限元模型的建立

根據(jù)吊臂結構設計要求，依照實際結構尺寸用ANSYS Workbench軟件的幾何建模模塊對吊臂進行三維實體建模。吊管機吊臂采用Q345B材料，其彈性模量E＝2.1×105MPa，泊松比μ＝0.3，密度ρ＝7.85×103kg/m3，屈服極限σs＝345MPa。

2.2 網(wǎng)格劃分

在ANSYS Workbench有限元分析模塊中，將在幾何建模模塊中建立好的吊臂實體模型導入到有限元分析模塊中，選用sweep體掃掠方式對吊臂進行網(wǎng)格劃分，生成六面體單元，并對其頂部頂板應力集中部位進行單元細化，使有限元的分析結果更加收斂與準確。最終形成的吊臂有限元模型如圖2所示。

2.3 受力約束

根據(jù)吊管機作業(yè)工況，吊臂底部支座用銷軸鉸接在吊管機基座上，吊臂頂部的兩個鉸接點一個安裝起升滑輪組，另一個安裝變幅滑輪組。吊臂工作時只進行起升吊載作業(yè)，變幅鉸點和底部旋轉(zhuǎn)鉸點相對靜止，按照靜定情況對吊臂支座和變幅滑輪組軸孔進行約束：約束3個平移自由度和x，y軸兩個轉(zhuǎn)動自由度，釋放孔中心繞z軸的轉(zhuǎn)動自由度［3］。

圖2 吊臂有限元模型

2.4 計算載荷

吊臂所承受的載荷以面載荷施加在吊臂頂部裝起升定滑輪組和力矩限制器安裝支座的軸孔面內(nèi)；吊臂自重在有限元中根據(jù)所給吊臂的特性直接計算，并自動施加在吊臂上，吊臂受到的載荷如表2所示。

表2 吊臂受到的載荷

2.5 有限元分析結果

對吊臂的3種工況進行有限元分析，得出工況1是危險工況。工況1的應力和應變云圖如圖3、圖4所示。

圖3 優(yōu)化前工況1下吊臂應力云圖

圖4 優(yōu)化前工況1下吊臂應變云圖

吊臂的許用應力為［σ］＝230MPa［4］，由圖3可知，吊臂的最大工作應力為σmax＝113.6MPa，遠小于許用應力，安全系數(shù)達到了2.02，吊臂過于安全，因此有必要對臂架進行合理的優(yōu)化設計。

3 吊臂結構和參數(shù)的優(yōu)化設計

3.1 優(yōu)化參數(shù)的選取

吊臂的工作性質(zhì)決定了其長度尺寸不能改變，在保證吊臂長度的前提下，選擇大臂截面的厚T、寬B及高H為優(yōu)化設計參數(shù)，以達到減輕自重的目的。

3.2 參數(shù)取值范圍的確定

為減少優(yōu)化設計的循環(huán)次數(shù)，對設計參數(shù)指定范圍是必要的。優(yōu)化設計參數(shù)的取值范圍應根據(jù)實際工藝、工況而定，根據(jù)吊臂結構的尺寸大小，給定其約束尺寸條件［5］如下：T為7mm～17mm、B為165mm～185mm，H為245mm～265mm。

3.3 參數(shù)優(yōu)化

優(yōu)化設計模塊中提供了多目標優(yōu)化方法，通過輸入不同參數(shù)的取值范圍，利用蒙特卡羅抽樣技術，采集設計參數(shù)樣點，從而計算出每個參數(shù)樣點的響應結果，然后利用二次插值函數(shù)構造設計空間的曲線和響應面。在優(yōu)化設計模塊中，輸入?yún)?shù)的取值范圍為T（7，17）、B（165，185）和H（245，265）后，系統(tǒng)會自動選取不同的變量進行計算并輸出結果。

4 吊臂結構優(yōu)化結果分析

通過充分利用ANSYS Workbench完善的建模、分析和優(yōu)化功能，對吊臂進行參數(shù)優(yōu)化。在優(yōu)化設計模塊中設置參數(shù)取值范圍和最大工作應力（230 MPa），求解吊臂的最小質(zhì)量。ANSYS Workbench會自動從范例中檢索得到3組最佳結果，經(jīng)過比較選取最優(yōu)結果并圓整。優(yōu)化前、后參數(shù)對比見表3。

優(yōu)化后T＝8mm、B＝165mm、H＝250mm，吊臂重量減輕了379.3kg，減重率達到21.9%，工況1下最大應力為226.3MPa（見圖5），各部分的最大應力及最大變形均在許用值范圍內(nèi)，材料的性能得到充分的發(fā)揮。

表3 優(yōu)化前、后的參數(shù)對比

圖5 優(yōu)化后工況1下吊臂的應力圖

圖6為吊臂大臂截面厚度T和高度H與應力的三維關系。由圖6可以看出，吊臂大臂截面厚度T和高度H對最大應力影響比較大，即厚度T和高度H是影響吊臂應力的主要因素。因此，在滿足吊臂許用應力的前提下，應盡量增大大臂的截面高度H和減小截面厚度T以減輕吊臂的自重。

圖6 吊臂大臂截面厚度T和高度H與應力的三維關系

5 結論

在吊臂的有限元分析和優(yōu)化基礎上，探討了ANSYS軟件在產(chǎn)品設計、模擬仿真和優(yōu)化設計中的應用。根據(jù)零部件的實際工況加載進行有限元分析和優(yōu)化設計，分析結果真實反映了部件的受力和變形的情況，為零部件的設計和進一步改善提供了理論基礎，也為今后利用現(xiàn)代設計方法設計產(chǎn)品起到了一個很好的導向作用。

［1］李兵，何正嘉，陳雪峰.ANSYS Workbench設計、仿真與優(yōu)化［M］.北京：清華大學出版社，2008.

［2］趙澤超，趙殿華，李蘭英.吊管機單臂架結構有限元分析及測試驗證［J］.工程機械，2008，39（11）：38－42.

［3］郭耀松，張新忠，張大偉.起重機吊臂結構的有限元分析［J］.農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2009（7）：9－11.

［4］《起重機械設計手冊》編寫組.起重機設計手冊［M］.第3版.北京：機械工業(yè)出版社，1987.

［5］閆雪琴，李瑩，蔣紅旗.有限元優(yōu)化技術在起重機吊臂結構設計中的應用［J］.機械研究與應用，2006，19（6）：54－55.

［6］石殿軍.工程起重機械［M］.北京：水利電力出版社，1987.

［7］張質(zhì)文.起重機設計手冊［M］.北京：中國鐵道出版社，2001.