集裝箱運輸車自裝卸裝置關(guān)鍵結(jié)構(gòu)設(shè)計與分析

司癸卯,汪程浩,李圓圓

(長安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室,陜西 西安 710064)

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集裝箱運輸車自裝卸裝置關(guān)鍵結(jié)構(gòu)設(shè)計與分析

司癸卯,汪程浩,李圓圓

(長安大學(xué) 道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室,陜西 西安 710064)

吊臂結(jié)構(gòu)是集裝箱運輸車自裝卸裝置的關(guān)鍵裝卸部件.在合理簡化的基礎(chǔ)上,運用Pro/E軟件與ANSYS Workbench的無縫對接,對兩種危險工況下的吊臂進行了有限元分析,得到了吊臂的應(yīng)力、應(yīng)變云圖,完成了強度、剛度校核,提出了結(jié)構(gòu)修改建議.結(jié)果表明:吊臂結(jié)構(gòu)設(shè)計合理,滿足剛度、強度使用要求.

自裝卸裝置; 吊臂; 有限元分析; 強度分析

集裝箱自裝卸運輸車是一種能夠?qū)崿F(xiàn)不同規(guī)格集裝箱雙側(cè)自動化裝、卸、運功能的特種車輛,由牽引車和半掛車兩部分組成.牽引車上配有液壓泵站,提供液壓動力.自裝卸裝置成對安裝于半掛車上,實現(xiàn)集裝箱自裝自卸.自裝卸裝置設(shè)計采用伸縮臂式吊裝機構(gòu),體積小，結(jié)構(gòu)緊湊,回轉(zhuǎn)半徑小,能在碼頭、堆場及各種不同復(fù)雜環(huán)境下實施靈活裝卸搬運,具有極高的工作效率.本文采用三維Pro/E軟件對自裝卸裝置進行設(shè)計實體建模,并結(jié)合有限元軟件ANSYS Workbench對吊臂進行了強度設(shè)計分析.

1 自裝卸裝置結(jié)構(gòu)及作業(yè)工況

1.1 自裝卸裝置結(jié)構(gòu)

自裝卸裝置主要由下擺臂、伸縮臂、底座、支腿、變幅油缸和鎖緊機構(gòu)等部分組成,結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示.簡圖展示了自裝卸裝置由未工作時90°位置至起吊重物時位置的狀態(tài)[1].

圖1 自裝卸運輸車機構(gòu)簡圖Fig.1 Diagram of self-handling transport vehicle

吊裝機構(gòu)包含伸縮臂總成與下擺臂總成兩部分,采用一級油缸伸縮,簡稱為吊臂.

1.2 吊臂的作業(yè)工況分析

在自裝卸集裝箱的過程中,吊臂主要有以下幾大工況[2],如圖2所示.

圖2 吊臂變幅工作量示意圖(單位:mm)Fig.2 Schematic diagram of boom amplitude workload (unit:mm)

(1) 變幅油缸工作,伸縮臂完全伸出但未變幅裝卸時,伸縮臂伸縮2 065 mm,整個機構(gòu)受力主要來源于伸縮臂與下擺臂的自重及其附件,這時伸縮臂所受的載荷較小.

(2) 變幅油缸工作,伸縮臂完全伸出裝卸集裝箱,擺動變幅3 850 mm,此時伸縮臂與水平面的夾角最小,為最小仰角34°.平穩(wěn)起吊,集裝箱重量作用于伸縮臂的吊桿位置處,此工況下設(shè)計的單臂額定起吊量為17.5 t,此時整個伸縮臂所承受的彎矩為673 750 N·m,這是裝卸作業(yè)的一種危險作業(yè)工況,此時伸縮臂受力最大,強度和剛度要求最高,工作穩(wěn)定性最差.

(3) 變幅油缸工作,伸縮臂未完全伸出起吊集裝箱貨物時,起吊集裝箱貨物重量未超過設(shè)計的額定載荷,起吊工作安全平穩(wěn),伸縮臂及下擺臂強度剛度以及工作穩(wěn)定性均能滿足要求.

(4) 變幅油缸工作,伸縮臂伸出435 mm,擺動變幅2 500 mm時起吊集裝箱貨物,此工況下設(shè)計的單臂額定起吊量為27.5 t,此時整個伸縮臂所承受的彎矩為687 500 N·m,這是裝卸作業(yè)另一種危險作業(yè)工況,需核算該工況下伸縮臂及下擺臂的設(shè)計強度、剛度以及工作穩(wěn)定性.

1.3 危險工況確定

根據(jù)自裝卸裝置的裝卸量及工況分析,得出吊臂最不利的兩大工況:

工況1:裝卸仰角最小，為33.9°時,伸縮臂全伸,變幅幅距3 850 mm,起吊17.5 t貨物.工況2:裝卸仰角最小,為33.9°時,伸縮臂全縮,變幅幅距2 500 mm,起吊27.5 t貨物.

若在危險工況下吊臂的剛度和強度滿足要求,則證明整個作業(yè)環(huán)境下吊臂的狀態(tài)是安全的.

2 三維實體模型建立與簡化

為方便設(shè)計分析,本文基于實際裝卸工況,對吊臂支撐的邊界樣式、載荷變化形式做了合理必要的簡化[3].簡化包含以下幾方面:

(1) 起吊貨物重量均勻施加于吊桿,伸縮臂臂體重力也均勻施加于模型上;

(2) 對于小的倒角、圓角、圓孔等不影響整體應(yīng)力分布的結(jié)構(gòu)進行忽略;

(3) 整個伸縮臂結(jié)構(gòu)間均勻焊接連接,分析時不考慮焊縫處的材料特性的變化;

(4) 忽略制造誤差、焊接偏差、壁厚偏差等;

(5) 將基座、變幅油缸等結(jié)構(gòu)視為剛體,忽略其對伸縮臂變形的影響.

簡化后的兩種工況吊臂實體模型如圖3，4所示.

圖3 工況1吊臂實體模型Fig.3 Boom model of condition one

3 ANSYS Workbench分析前處理

吊臂結(jié)構(gòu)主體設(shè)計采用HG70,許用應(yīng)力為393.3 MPa.通過新創(chuàng)建材料屬性,完成各項參數(shù)設(shè)定,接觸采用的是默認(rèn)Bonded接觸.

3.1 網(wǎng)格劃分

有限單元法求解時不同的節(jié)點個數(shù)決定了單元的計算精度[4].有限單元法的節(jié)點劃分通過網(wǎng)格劃分來完成.網(wǎng)格劃分稀疏,無法達(dá)到分析精度,計算誤差較大;網(wǎng)格劃分緊密,則會增加電腦CPU的計算時間,增高計算機硬件的配備要求[5].

圖4 工況二下擺臂實體模型Fig.4 Downswing arm model of condition two

在求解開始時,Meshing平臺會自動生成默認(rèn)的網(wǎng)格,在采用默認(rèn)網(wǎng)格的前提下,檢查網(wǎng)格質(zhì)量并進行調(diào)整,并對結(jié)構(gòu)進行局部細(xì)化調(diào)整,控制多零部件接觸面組劃分的精度.工況1下,整個吊臂結(jié)構(gòu)共劃分節(jié)點73873個,實體單元網(wǎng)格37761個,如圖5所示.細(xì)化后,模型復(fù)雜結(jié)構(gòu)部位網(wǎng)格劃分密度大,劃分的質(zhì)量較高[6].工況2下,主要考慮下擺臂結(jié)構(gòu)的強度,故對下擺臂進行單獨建模分析,參數(shù)調(diào)整設(shè)置,危險截面細(xì)化后,共劃分節(jié)點數(shù)58631個,實體單元網(wǎng)格30076個,如圖6所示.

圖5 吊臂網(wǎng)格劃分效果Fig.5 Effect of boom mesh generation

3.2 載荷及邊界條件施加

在工況1的情況下,伸縮臂裝卸量為218 750 N,直接作用于吊桿,伸縮臂與水平面夾角為33.9°,下擺臂鉸接點、雙側(cè)變幅油缸鉸接點均采用銷軸連接,需約束3點位置3個方向的平移自由度以及2個方向的轉(zhuǎn)動自由度,釋放繞銷軸回轉(zhuǎn)中心的轉(zhuǎn)動自由度,完成載荷與支撐的施加[7].

圖6 下擺臂網(wǎng)格劃分效果Fig.6 Effect of downswing arm mesh generation

在工況2的條件下,下擺臂端面所受的切向力為69.3 kN,伸縮臂伸出435 mm時產(chǎn)生的附加彎矩為177.4 kN·m,下擺臂邊界條件約束同工況1一致.

4 有限元的模擬結(jié)果及分析

分別對工況1，2條件下AWB 軟件中的Solution模塊進行求解,計算分析結(jié)果包含等效應(yīng)力云圖和總變形云圖兩部分,得出結(jié)構(gòu)模型的受力分布情況及變形量，如圖7—10所示.

圖7 吊臂等效應(yīng)力云圖Fig.7 Effective stress cloud chart of boom

圖8 吊臂變形云圖Fig.8 Deformation cloud chart of boom

根據(jù)圖7所示,在工況1的條件下,整個吊臂的結(jié)構(gòu)設(shè)計及加強處理較合理,沒有明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象(應(yīng)力云圖顯示大部分為安全區(qū)域).在伸縮臂與下擺臂貼合的剪切面處,存在較大的應(yīng)力,該工況下應(yīng)力最大值為328.06 MPa,小于材料的許用應(yīng)力393.3 MPa.因此可以判定伸縮臂結(jié)構(gòu)強度能夠滿足使用要求.另外,除了最大受力面外,下擺臂變幅油缸安裝耳板孔處也存在一定的應(yīng)力集中,工況1環(huán)境下作用應(yīng)力分布區(qū)域較小,在工況2中分析下擺臂受力時需注意此處的結(jié)構(gòu)強度.

在工況2條件下,下擺臂的結(jié)構(gòu)應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力393.3MPa,整個結(jié)構(gòu)強度能滿足使用要求，如圖9所示.其中下擺臂變幅油缸銷軸孔截面為危險截面,應(yīng)力值約80～90MPa,變幅油缸支撐銷軸孔處產(chǎn)生的最大應(yīng)力為120.21MPa,下擺臂結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的最大偏移變形為0.104 48mm,如圖10所示.這個數(shù)量級的變形量不足以對下擺臂造成影響,可以忽略不計.綜上考慮,我們認(rèn)為車工況2條件下,整個吊臂的結(jié)構(gòu)強度滿足要求.

圖9 下擺臂等效應(yīng)力云圖Fig.9 Effective stress cloud char of downswing arm

圖10 下擺臂變形云圖Fig.10 Deformation cloud char of downswing arm

由強度分析可得,額定工況下吊臂作業(yè),伸縮臂與下擺臂均存在局部應(yīng)力集中區(qū)域.伸縮臂最大應(yīng)力產(chǎn)生于最大伸出量2 065 mm時與下擺臂的剪切面,下擺臂最大應(yīng)力則產(chǎn)生于變幅油缸與下擺臂安裝腹板的剪切面,其中銷軸安裝孔內(nèi)部存在局部應(yīng)力集中.但是不論伸縮臂還是下擺臂,其最大應(yīng)力或最大變形均小于材料的許用應(yīng)力和擾度.由此可以驗證,正常工作時,整個吊臂臂體的強度和剛度均能滿足使用要求,在伸縮臂的兩端以及下擺臂的下端,強度仍有較大的富裕量.

5 結(jié)構(gòu)分析改進建議

綜上所述,在保證吊臂裝卸工作安全、可靠的條件下,為適當(dāng)提升吊臂的結(jié)構(gòu)強度,優(yōu)化結(jié)構(gòu),減少吊臂重量,降低材料消耗,提出如下的建議:

(1) 調(diào)整伸縮臂的截面尺寸形狀.初步設(shè)計時,伸縮臂縱向截面形狀和尺寸完全一致,而最大應(yīng)力截面只發(fā)生于同下擺臂接觸的剪切面,雖然不同裝卸伸縮量對應(yīng)剪切面不同,但工況1為整個伸縮臂最危險受力工況,故此,我們可以考慮在設(shè)計裝配結(jié)構(gòu)允許的情況下,保證伸縮臂縱向截面的寬度尺寸,適當(dāng)加大其高度尺寸,而且也可以設(shè)計成伸縮臂頭尾兩端采用不同截面高度的箱形臂體.這樣,在提高伸縮臂危險截面強度的前提下,不僅可以減輕伸縮臂整體的重量,降低制造加工成本,而且通過伸縮臂頭尾不同截面高度的設(shè)計,還可以使材料特性充分利用.

(2) 應(yīng)力集中部位可以增焊加強筋板.整個吊臂應(yīng)力集中范圍較小,因此可以在應(yīng)力集中區(qū)域增加加強筋設(shè)計焊接,局部加強筋板焊接并不會帶來整個吊臂重量的提升,但是可以有效保證結(jié)構(gòu)的強度和剛度.此外,在工況2的條件下,下擺臂與變幅油缸的連接腹板銷軸孔結(jié)構(gòu)有一定的局部應(yīng)力集中,可以根據(jù)結(jié)構(gòu)條件適當(dāng)加大腹板厚度或者采用較厚的加強筋達(dá)到支撐要求.

(3) 基于上述修改方案,建立合適的吊臂結(jié)構(gòu)數(shù)學(xué)模型,進行優(yōu)化設(shè)計,以便得到合理的伸縮臂、下擺臂箱架結(jié)構(gòu)及參數(shù).

6 結(jié)論

本文對自裝卸裝置吊臂進行了設(shè)計分析,基于設(shè)計裝載量及實際作業(yè)工況,分析出吊臂結(jié)構(gòu)工作的兩大危險工況,并將兩大工況下合理簡化后的實體模型導(dǎo)入ANSYS軟件,完成吊臂結(jié)構(gòu)的仿真分析,得出等效應(yīng)力云圖及最大變形云圖,驗證吊臂的設(shè)計剛度及強度,并針對結(jié)構(gòu)提出改進建議.結(jié)果表明:伸縮臂下擺臂的危險截面的最大應(yīng)力值為328.06 MPa,最大變形位移11.764 mm,剛強度均能滿足使用要求.

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Design and analysis on key structures of self-handling equipment for container transporters

SI Gui-mao,WANG Cheng-hao, LI Yuan-yuan

(Key Laboratory for Highway Construction Technique and Equipment of Ministry of Education, Chang'an University, Xi'an 710064, China)

Due that the crane boom structure is a key handling component for the self-handling equipment of container transporter, the boom finite element analysis is first conducted based on rationale simplification. By using Pro/ETM and ANSYS WorkbenchTM under two dangerous working conditions, the stress and strain contours are then obtained to check the strength and rigidity of crane boom. Finally, the structural modification is proposed. Therein, it is indicated that the strength and rigidity meet the demands on rationale boom structure design.

self-handling equipment; crane boom; finite element analysis; strength analysis

司癸卯(1963-),男,副教授,工學(xué)博士.E-mail:smart@chd.edu.cn

TH 247

A

1672-5581(2016)04-0337-05