基于ANSYS的某型汽車起重機主臂強度分析

張燕燕，朱明明，周友坤

(1. 黃河科技學院 工學院，河南 鄭州 450063; 2.河南出入境檢驗檢疫局，河南 鄭州 450003；

3.三一重工股份有限公司，湖南 長沙 430100)

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基于ANSYS的某型汽車起重機主臂強度分析

張燕燕1，朱明明2，周友坤3

(1. 黃河科技學院 工學院，河南 鄭州 450063; 2.河南出入境檢驗檢疫局，河南 鄭州 450003；

3.三一重工股份有限公司，湖南 長沙 430100)

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

關鍵詞：汽車起重機;主臂;有限元;強度計算;試驗

1引言

吊臂是汽車起重機上最重要的工作部件，吊臂的力學性能直接影響著起重機的起重性能和整機性能，因此對汽車起重機的吊臂進行力學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吊臂力學性能的研究，并取得一定的成果。2003年，紀愛敏等對QY25K型汽車起重機吊臂結(jié)構(gòu)進行了有限元分析，運用節(jié)點自由度耦合技術模擬各節(jié)臂的連接，所得結(jié)果與實測值較吻合，為吊臂的設計提供了有價值的參考[1]；2011年，西北工業(yè)大學的韋仕富、王三民等人對某型汽車起重機吊臂進行各種工況下的有限元分析及試驗驗證，研究結(jié)果顯示：有限元方法應用于起重機吊臂分析是可行的[2-3]。

為了進一步驗證有限元法應用于汽車起重機主臂分析的可行性和可靠性，指導不易做實驗研究的汽車起重機多節(jié)吊臂的強度分析、降低實驗成本，筆者以國內(nèi)某型號六節(jié)臂大型汽車起重機主臂為研究對象，首先用理論方法分析出各節(jié)臂上的危險截面，并計算出各危險截面上的最大應力，理論計算結(jié)果證明主臂的強度是安全的；其次，利用有限元分析軟件ANSYS，以相同型號的起重機主臂為研究對象，將相鄰兩節(jié)臂搭接處滑塊材料的非線性特征考慮進去，建立起重機主臂的有限元模型，分析了最大其中力矩作用下主臂應力的分布，并將有限元分析結(jié)果與主臂的實測試驗結(jié)果做了比較，結(jié)果表明：起重機在最大起重力矩的作用下，有限元分析結(jié)果與實驗結(jié)果較吻合，且都小于主臂材料的許用應力。

2理論計算

某型號汽車起重機整機結(jié)構(gòu)如圖1所示，該機采用六節(jié)伸縮式吊臂，各節(jié)臂之間有相對滑動，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，U型在下，弧線形在上。

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

圖2　主臂截面形狀簡圖

主臂材料采用高強度鋼板WELDOX，該材料的屈服極限為960 MPa，強度極限為980 MPa，許用應力為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 °時的工況作為計算工況，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截面、二三節(jié)臂搭接處危險截面、三四節(jié)臂搭接處危險截面、四五節(jié)臂搭接處危險截面、五六節(jié)臂搭接處危險截面的位置；軸向力由伸縮油缸承受，主臂結(jié)構(gòu)只承受雙向彎曲。

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

表1各個臂節(jié)搭接處危險截面的理論應力強度

危險截面變副平面內(nèi)彎矩/(N·mm)旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)彎矩/(N·mm)軸向正應力/MPa許用應力/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　各個臂節(jié)危險截面位置

理論計算的結(jié)果顯示，各節(jié)臂搭接處危險截面上的應力最大值為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力614 MPa，說明此汽車起重機主臂強度符合要求，理論計算的結(jié)果為后面的實驗驗證和有限元法驗證提供基礎。

3有限元分析

3.1有限元模型的建立及約束條件的施加

起重機主臂由鋼板焊接而成，在建立有限元模型時遵循：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計的板邊緣對計算結(jié)果影響很小，建立有限元模型時不予考慮[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)點數(shù)為194 770，單元數(shù)196 026個。

建立約束條件時：將兩相鄰臂節(jié)的上部滑塊連接處相對應的節(jié)點建立UX、UY兩個方向的位移耦合，下部滑塊連接處相對應的節(jié)點建立UX、UY、UZ三個方向的位移耦合；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，在剛性節(jié)點上施加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，選取的計算工況與理論分析時的工況一致[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，主臂的整體應力分布如圖4所示，基本臂的應力分布如圖5所示，其余各節(jié)臂搭接處的應力分布如圖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點的位置，應力大小為415 MPa左右，小于材料的許用應力614 MPa。耦合區(qū)的應力集中與模型的簡化有關，不可避免，故不作說明。

圖4　整體應力分布

圖5　一二節(jié)臂搭接處應力分布

圖6　二、三節(jié)臂搭接處應力分布

圖7　三、四節(jié)臂搭接處應力分布

圖8　四、五節(jié)臂搭接處應力分布

圖9　五、六節(jié)臂搭接處應力分布

4有限元計算值與實測應力值的對比

4.1主臂的應力試驗

試驗利用YJ-18型靜態(tài)電阻應變儀對主臂進行應力測試[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應力區(qū)；兩節(jié)臂搭接處，主臂截面尺寸發(fā)生變化，可能會產(chǎn)生應力集中；大部分起重機在實際的工作過程中，兩節(jié)臂搭接的位置會出現(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，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，應變片布置在各節(jié)臂的危險截面上，具體位置如圖10所示，各測點的實測值如表2所示。

表2各測力點的實測值

測點實測值/MPa測點實測值/MPa1-3787-3672-4008-4113-3989-4214-25610-3675-27811-3886-334--

圖10　主臂測力點分布圖

4.2應力實測值與有限元計算值的對比分析

結(jié)構(gòu)應力實驗所測的是吊臂危險截面上的擠壓應力值，用第四強度理論換算為等效應力，在最大起重力作用下將實驗實測等效后的應力與ANSYS在實測點計算出來的等效應力相比較，如表3所示。

表3各危險截面上最大應力有限元值與實測值比較

危險截面實測最大值/MPa有限元計算值(等效應力)/MPa誤差/%A-A32241528.88B-B2782987.19C-C3673895.99D-D4214599.02E-E3884126.18

由表3可知，所有測點的有限元應力計算值均小于材料的許用應力值614 MPa，其中，最大應力發(fā)生在第9測點，這與真實測試結(jié)果完全吻合，且在該測點處，有限元計算值與實測值的誤差是9.02%，比較小。

在某些測點3中，誤差值有些偏大，達到28.88%，這是因為吊臂實際結(jié)構(gòu)復雜，簡化后的有限元模型與實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，使得二級臂底板和折板與之相接觸的局部區(qū)域應力偏大；另外，汽車起重機是一種短周期循環(huán)工作的機器，在工作過程中實際載荷具有多邊性，而有限元模型無法完全模擬實際載荷的絕對真實性，所以有限元計算值和實際測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

筆者對國內(nèi)知名廠家的某型號汽車起重機主臂進行了理論強度計算，并利用有限元分析軟件ANSYS計算該起重機吊臂在最大起重載荷作用下的應力和變形情況，計算得到，吊臂在該工況下滿足強度要求。

最后對吊臂結(jié)構(gòu)進行了實際應力測試，并將有限元計算值與實測值進行對比，結(jié)果顯示：所有測點的有限元應力計算值均小于材料的許用應力值、誤差小、且最大應力的發(fā)生位置有限元計算法與實測相一致；誤差較大的測點3，是由于變幅液壓缸與基本臂鉸接處均為潛在的危險應力區(qū)，所以基于ANSYS有限元軟件分析結(jié)果是可靠的。

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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：TH 2

文獻標識碼：A

DOI:10.3969/j.issn.2095-7386.2016.01.014

文章編號：2095-7386(2016)01-0061-05

基金項目：河南省教育廳教學質(zhì)量工程項目(ZLG 201405).

作者簡介：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.