基于ANSYS Workbench 的QY80型汽车起重机吊臂有限元分析*

程远禄，王剑彬，张成亮

(南华大学 机械工程学院，湖南 衡阳 421001)

0 引 言

随着“一带一路”基础建设的不断深化，我国汽车起重机行业迎来了快速发展的机遇期，与此同时人们对汽车起重机的安全性、起重能力、机动性、稳定性等要求也在不断提高，这就需要产品的持续更新换代和优化升级，向大吨位和高性能发展。吊臂是汽车起重机上最重要的工作部件，起重作业主要由它来完成的，所以吊臂的力学性能直接影响着起重机的起重性能和整机性能，因此对其进行合理的结构与力学分析有着重要意义。

采用传统力学方法设计的起重机吊臂只局限于人工计算，不但计算复杂，而且计算精度较低；设计中按照经验公式往往采用较大的安全因数，浪费材料，导致结构笨重。有限元软件的出现，给吊臂的结构和力学分析带来了巨大的便利，提高了分析水平、效率和精度，降低了难度，并且研究结果显示：有限元方法应用于起重机吊臂分析是可行、准确的[1-3]。

1 实体建模方案

以某企业QY80汽车起重机吊臂为研究对象，该吊臂是5节伸缩式结构，具体见图1。其中，基本臂底部通过底座与转台铰接，中下部通过支架与变幅缸铰接，可实现吊臂在变幅平面内自由转动。吊臂伸缩采用两级伸缩液压缸、双绳排滑轮机构(两伸、两缩)支撑在吊臂内，通过滑块导向，以实现二、三、四和五节吊臂同步伸缩。具有结构紧凑、体积小等特点。

图1 QY80汽车起重机吊臂结构简图

汽车起重机发展时间较长, 通过不断优化设计，目前吊臂的截面形式主要是圆角化多边形、U形、椭圆形等, 由于椭圆形需要较高的制造工艺，使用成本高，只有个别大型全路面起重机才使用这样的截面形式。所以QY80吊臂截面采用U型+折弯钢板对接焊成的筒体结构形式，截面形状如图2所示，圆弧底边可大大增强吊臂受压边的稳定性和抗屈曲能力、能充分发挥材料的力学性能[4]，使用高强度钢材，减轻了吊臂重量，提高了整机的起重性能。并且，吊臂上下盖板仅有2道焊缝，布置在侧面中线附近低应力区，各节臂的焊缝不分布在同一水平位置，焊接工艺性好，传力更可靠。这种吊臂形状代表国内外较先进的技术。

图2 QY80汽车起重机吊臂截面示意图

由于汽车起重机具有较强的灵活性，所以吊臂的实际工况较多，限于篇幅，笔者仅取全伸臂工况(吊臂总长48 m，作业幅度为10 m，起吊重量为12 t)进行QY80汽车起重机吊臂结构的有限元分析。因为全伸臂工况是起重机作业的典型工况，该工况下各节臂之间搭接长度最短，计算结果很能体现各节臂整体的力学性能是否符合要求。

伸缩式吊臂的结构比较复杂，包括各节臂的结构和伸缩系统各传动件，如果对其进行完整的建模分析，那将使建模和分析变得异常复杂，并且计算结果的理想程度也难以保证，所以要对吊臂进行合理的简化。由于吊臂有限元分析主要是计算吊臂危险截面和搭接处的局部应力情况，并且焊接质量是可靠的，可将焊缝和各结构部件看作一个连续体处理，因此将吊臂大大简化，使得整个吊臂只包含筒体和滑块结构。吊臂的伸缩机构不在模型中建立。

考虑到集成于ANSYS workbench环境的SpaceClaim Direct Modeler(SCDM)模块具有全面兼容的数据接口和强大的模型处理与修补能力，采用三维造型软件SolidWorks建立各节臂及滑块的几何模型，并通过SolidWorks与ANSYS的无缝嵌套接口直接进入SCDM中对模型进行处理和修补，然后进行有限元分析。为了更符合实际自重载荷分布，将该模型在SolidWorks测得的重量与实际完整的吊臂结构重量作对比，建模时所简化的机构重量以筒体的材料密度适当增大的方式做出补偿，取密度修正系数为1.12。吊臂的重量由ANSYS根据设置的重力加速度方向自动计算，为确保重力方向的正确性，将该模型在SolidWorks中整体绕X轴旋转78°(根据全伸臂工况的总臂长和工作幅度得该工况下的工作仰角θ=78°)后导入SCDM。

2 吊臂的有限元前处理

2.1 材料属性定义

吊臂筒体和滑块的材料属性定义如表1所示。

表1 吊臂部件的材料属性

2.2 网格划分

网格划分的质量对有限元计算精度和敛散性有着至关重要的影响。采用壳单元和实体单元分别对筒体和滑块进行网格划分。壳单元是一种4节点线弹性单元，它遵循基尔霍夫假定，即变形前垂直中面的法线变形后仍垂直于中面，而且这种单元可以同时考虑弯曲变形及中面内的膜力，比较符合吊臂筒体的模型特征和实际受力情况。使用该单元需要先在SCDM模块中对模型的各节臂筒体抽取中面并进行修补，保证抽取中面后几何体间的良好接触。网格划分时，使网格形状尽可能规则，避免网格畸形，最终得到节点总数为96 424，单元总数为92 181。

2.3 接触处理

如图1所示，作业时各节臂之间依靠与滑块的接触和挤压来传递力。滑块和吊臂之间，除了接触面的法向外，其他相切方向都是不受约束的，允许有滑移。但是在某一工况下工作时，两级伸缩液压缸、双绳排滑轮机构(两伸、两缩)支撑在吊臂内部限制切向的滑移。因此采用节点耦合的方法,滑块与筒体接触类型选择Bonded，这种接触认为是刚性的，他们的接触方程设置为MPC。这样吊臂和滑块的连接就避免了面接触处理的非线性问题，从而保证求解精度。

2.4 约束处理与载荷的施加

根据吊臂的工作原理，在基本臂尾部和转台铰接处以及中下部和变幅缸铰接处的接触孔分别插入Remote Displacement，将三个平移自由度(UX，UY，UZ)和两个方向的转动自由度(ROTY，ROTZ)设置为0，绕孔中心自由旋转的转动自由度(ROTX)设置为free。经分析，最终选定的载荷组合为:自重载荷+起重载荷+侧偏载荷,并按B1类载荷计算,侧载系数取3%，动载系数取1.25[5]。计算得，起升载荷Q=147 kN，钢丝绳拉力S=53.26 kN，侧向载荷T=3528 N[6]。

3 计算结果的处理与分析

3.1 刚度分析

吊臂在变幅平面内的许用挠度为：

吊臂在回转平面内的许用挠度为：

式中:L为吊臂臂长，48 m。

由此认为吊臂在该工况下挠度稍大，应对其进行结构优化，改善吊臂结构的刚度特性。

3.2 强度分析

吊臂筒体材料选用国产960高强度钢，屈服极限σs=830 MPa，许用应力[σ]=σs/1.5=553 MPa。通过对吊臂有限元模型的加载计算，得到有限元应力结果如图3所示。

图3 吊臂结构Von-Mises应力云图

由图3可知，Von-Mises等效应力极大值743.78 MPa发生在二、三节臂之间右上滑块与伸缩臂的接触处，该区域属于模型耦合区，在有限元计算过程中产生附加的拉压应力(并非施加于吊臂上的外载荷引起)，且这些部位实际是加强型的箱型结构的简化模型，很难精确反映支撑滑块接触表面处的润滑等实际处理工艺，所以在滑块接触表面出现应力奇异点，这并不代表实际应力状况，可忽略不计。

根据圣维南原理，在应力集中偏远处的应力分布可靠性较高，因此依据吊臂结构设计计算习惯提取各节臂危险区域有限元分析最大应力值如表2所示。由此可知，吊臂各关键点处的应力值均远远小于材料许用应力，所以判定吊臂满足强度要求，但设计过于保守，材料利用率不高。

表2 各伸缩臂危险区域最大应力值 /MPa

4 结 语

应用ANSYS workbench协同仿真平台，对QY80型汽车起重机吊臂在全伸工况下进行有限元分析，得到吊臂相应的应力、位移情况。针对分析结果，从强度方面考虑，现有的吊臂结构安全可靠，满足强度要求，但设计过于保守，材料利用率不高，且增大了对支撑构件的负荷；从整体刚度考虑，现有吊臂结构刚性稍差。为了提高吊臂材料利用率和结构刚性，可基于文中有限元分析得出的位移、应力分布，通过改变每节臂上下板材厚度和不同臂之间的搭接量，及在每节臂的上表面焊接薄板加强筋等方法来优化吊臂结构。该有限元分析为后续工作提供非常有价值的参考。