擦窗機舉升機構的動力學分析

吳玉厚，黃 凱，張 珂，孫 佳，吳 杰

（沈陽建筑大學 交通與機械工程學院，遼寧 沈陽 110168）

0 引言

建筑業是國民經濟的支柱產業之一，隨著經濟和城鎮化建設的快速發展，我國已成為當今世界上最大的建筑市場。建筑業的蓬勃發展使一大批新型的現代高層建筑物聳立在城市中，相比于傳統建筑造型，現代建筑以其造型新穎奇特、外形美觀受到青睞。現代建筑帶給城市美觀、新穎的同時，對建筑表面施工、安裝、維護及清潔等作業提出了更高的要求，需要高效、安全、環保的施工作業設備滿足其快速發展的需求。目前，我國建筑外立面施工、安裝、維護及清洗主要采用腳手架或簡易懸掛吊籃作業來完成，不僅施工效率低，而且安全性差，經常有高處墜落事故發生，給人們生命財產和建筑施工安裝企業造成了巨大損失，給社會造成極大負擔。在此背景下，擦窗機作為新型的墻面維護設備應運而生，它具有施工效率高、作業速度快、高空作業安全性好、節能環保等特點，替代傳統施工方法，符合現代建筑施工對設備的發展需求[1]。

為了滿足不同結構形式擦窗機對特定建筑物屋頂結構的適應性，需要不斷地改善擦窗機自身結構形式并降低其自身重量、提升安全性。然而，對于國內市場，由于擦窗機的發展較晚，設計經驗相對薄弱，導致固有的設計方法無法滿足建筑業對擦窗機復雜、多樣的需求，嚴重制約了我國擦窗機設備的健康發展。本文以動力學為基礎，針對典型擦窗機舉升機構的運動學及動力學分析，驗證擦窗機舉升機構的強度、剛度，進而獲得更加準確、快速的設計方法。

1 擦窗機的結構及受力分析

擦窗機主要組成部件包括行走機構、吊臂機構以及卷揚機構，結構如圖1 所示。該行走機構上端連接底盤，底盤安裝有回轉盤，回轉盤上安裝有吊臂機構，吊臂末端安裝有卷揚機構，在吊臂前端設置有旋轉吊臂，并連接有吊船裝置，吊臂機構主要包括有舉升裝置、舉升連桿以及吊臂部件，舉升連桿的一端均鉸接在回轉盤上，另一端均與吊臂鉸接；吊臂、舉升連桿及回轉盤構成平行四連桿機構；通過俯仰油缸頂升的四連桿機構，保證了吊臂在升降過程中的平行升降，同時其位置變化直觀，即能夠保證升降過程的安全性，又能提高對吊臂高度的控制精度。

圖1 擦窗機結構示意圖Fig.1 The structure of permanently installed suspended access equipment

擦窗機在舉升運動中，其主要動力為俯仰油缸的伸縮。如 圖2 所示，此時作為動力的舉升前連桿與地面的夾角最小，伴隨著油缸的舉升動作，連桿的夾角在逐漸變大，其所受力的關系如下，對B 點取矩可知：

圖2 擦窗機舉升機構受力簡圖Fig.2 The force diagram of permanently installed suspended access equipment

式中： G—連桿所受重力；FC—C 鉸點受力；L1—B點到油缸的距離；L2—連桿中心點到B 點的距離。

由于擦窗機所受外力大部分為重力所致（載重、機身自重等等），伴隨著油缸的舉升動作，使舉升機構在X軸方向的分力逐漸減小、L2減小、L1增大，同時由式（1）可知，FC伴隨著油缸的舉升呈降低趨勢。

2 舉升機構的ADMAS 動態仿真

ADMAS 動態仿真建模型通常有以下兩種方法[2～3]：①使用ADAMS 中的三維建模模塊直接建模，由于ADAMS的建模能力對比于專業建模軟件來說相對較弱，因此常用于簡單模型的建模；②在專業建模軟件（Solidworks）中建立三維模型，然后利用該建模軟件和ADAMS 的接口技術將模型導入ADAMS 中，對其進行動態仿真。由于本文涉及的擦窗機為相對復雜的工程機械，所以選擇第二種建模方法。

模型導入后對其進行布爾運算，以減少模型所添加的約束，同時對機構各個旋轉部件添加旋轉副，并對油缸添加滑移副，同時對滑移副添加直線驅動。

由于舉升機構是由液壓缸驅動，在直線驅動中選擇速度驅動方式，而液壓缸活塞的運動速度是由液壓系統的流量來決定的，其流量與速度的關系式如下：

式中： Q—進油腔的系統流量；V—活塞桿的線速度；D—進油腔直徑（大腔為油缸內徑，小腔則為油缸內徑與活塞直徑的差值）。

由于系統的流量Q 為8.7L/min，液壓缸的規格尺寸為φ100/φ70×65，由此可知在大腔進油時V=9.28×10-3m/s，反之為V=13.26×10-3m/s。

油缸的運動可以分為加速運動、勻速運動、減速運動，因此在驅動中采用階躍函數來控制油缸的動作，考慮到油缸加、減速運動，采取其驅動時間在5s，同時經過運算得出各個階段的仿真時間，得出其控制函數如下所示：

STEP ( time , 0 , 0 , 5, 9.28 ) +

STEP ( time , 55 , 0 , 60, -9.28 ) +

STEP ( time , 70 , 0 , 75, -13.26 ) +

STEP ( time , 114 , 0 , 119, 13.26 )

圖3 吊臂角度變化曲線Fig.3 The curves of Crane jib Angle

圖4 液壓缸推力曲線Fig.4 The curves of hydraulic cylinder force

圖5 吊臂前連接點受力曲線圖Fig.5 The curves of Crane jib join

通過此函數可以控制擦窗機從停泊狀態→工作狀態→停泊狀態，同時對整機模型添加外載荷，通過仿真可得到吊臂角度變化曲線、液壓缸推力曲線以及舉升前連桿受力曲線圖，分別如圖3、圖4 和圖5 所示。由驅動函數可知，在前5秒內，油缸活塞做加速運動，5~55s 做勻速運動，55~60s做減速運動，擦窗機到達工作狀態，70~119s 則重復上述運動過程，擦窗回到初始停泊狀態。由 圖3 可 知，擦窗機在整體仿真過程中吊臂的變化角度從最初的-3.2°變化到2.3°，變化范圍非常小可以看作是平行升降，同時吊臂在兩個極端角度變化所花時間為58s，由此可以驗證吊臂運行的平穩性。

圖4 表明液壓缸在舉升機構上升過程中合力是單調遞減的，引起上述原因主要是推力在X 方向的分力減少，而在Y 軸方向的分力基本保持不變，其正好驗證了在靜力學中的變化規律，同時也驗證了動態仿真的可靠性。

同時，由圖4、5 聯合分析可知，整個舉升機構受力都是呈現一個遞減的趨勢，由此可得出機構的最危險工況（舉升開始的時候），同時其最大受力為FC=46250N，FD=24000N，在進行結構的靜力學分析時，可將此力為有限元分析提供更合理的載荷值。

3 舉升機構的靜力學分析

3.1 有限元模型的建立材料參數確定

將SolidWorks 建立的舉升機構模型導入到Ansys Workbench 軟件中，由于本文主要考慮的是提供動力的前舉升連桿，因此在分析模型中將后舉升連桿省略，有利于減少網格劃分難度，提高求解精度[4]。并定義材料參數為Q235，屈服極限為235 MPa，抗拉應力為460MPa，彈性模量E=2.1e5MPa，泊松比μ=0.3。

3.2 網格劃分

在進行網格劃分時，網格劃分要求規則均勻，接觸位置及其附近的網格劃分要較為細密，其他部位可相對稀疏，所以對舉升機構模型采用多區域劃分法[5]，接觸單元關聯度（element relevance）取為80。共得到節點數為17253 個，單元數為7865。

3.3 定義接觸和約束[6]

取連桿下端添加圓柱面約束，同時銷軸與回轉盤之間添加固定約束，設置好各部件的連接，同時運用上文中所求得的最大力（FC=46250N，FD=24000N）進行加載分析。

3.4 求解及分析

運用Ansys workbench 進行求解得到的應力云圖、應變云圖如圖6、7 所示。

圖6 表明舉升機構應力最大處發生在連桿與回轉盤連接處，同時在連桿與油缸連接處所受應力反而是最小的，其最大應力值為243.79MPa，超出了材料的最大屈服極限為235 MPa，需對其進行優化處理。

而舉升機構的剛度校核則參考汽車起重機的設計標準[7，8]，其規定：輪載式汽車起重機的箱形臂許用撓度為f ≤L/30~L/50，L 為臂長，臂架的撓度變形應比汽車起重機箱形臂的撓度要小，因此建議擦窗機的臂架撓度變形f≤L/50[9]，而舉升機構的實際長度L=2000mm，可知其許用撓度為f≤L/50=40mm，而圖中所示最大繞度為4.19mm，發生在前舉升桿最前端，符合結構設計標準要求，無需進行優化。

圖6 舉升機構應力云圖Fig.6 The stress nephogram of lifting mechanism

圖7 舉升機構應變云圖Fig.7 The strain nephogram of lifting mechanism

3.5 舉升機構的優化

綜上所述，對于舉升機構的優化可從以下兩方面進行優化： ①在結構設計優化方面，改變舉升機構的結構，減少局部應力集中，進而增強機構的整體強度；②在取材方面，結合機構整體承載及受力情況，選取適應性較強的材料，以此達到整體受力均勻的目的。

為了達到機構優化目的，采取以上兩種方式同時進行，改進措施如下：

（1）考慮將連桿上油缸的支撐點往下移動200mm，改善舉升機構的整體受力，減少應力集中。

（2）對于結構強度較高的區域，考慮減少其材料的厚度，降低機構自重對整機強度的影響[10]。

（3）在應力最大處，考慮在內部增加連接筋板或是增加該處管壁厚度，提升其整體力學性能。

圖8 優化前后應力對比圖Fig.8 The contrast figure of stress before and after optimization

圖8 為機構改進前后舉升連桿所受應力對比曲線。從圖中可以看出，優化后的應力最大值為160MPa，同樣發生在連桿與回轉盤連接處，但是相比于原有值有較大改善，同時通過曲線分析可以看出優化后的應力集中明顯優于優化前，且低于材料的屈服極限（235 MPa），達到了優化的目的。

4 結論

（1）利用三維建模軟件并結合ADAMS 對擦窗機舉升運動進行了運動學及動力學仿真，直觀的給出了擦窗機的運動特性，并找出了擦窗機舉升過程中的最危險工況，為接下來的靜力學分析奠定了基礎。

（2）結合有限元分析軟件及ADAMS 動力學分析軟件，將動力學問題轉化為靜力學問題來處理，驗證了舉升機構的強度與剛度，大大的減少了設計所花的時間，為擦窗機的設計提供了一定的參考。

（3）通過靜力學分析得出，舉升連桿與回轉盤的連接部位所受應力相對于其他部位明顯偏大，在設計過程中要著重考慮。

[1] 劉振中.擦窗機伸縮臂有限元分析及優化設計[D].陜西：長安大學，2008.

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[7] 徐格寧.機械裝備金屬結構設計[M].山西:機械工業出版社，2009.

[8] 虞和謙，等.起重機設計手冊[M].中國鐵道出版社, 1998.

[9] 蘭陽春，薛抱新.擦窗機設計概述[J].建筑機械化，2010，7.

[10] Wu J J. Finite element modelling and experimental modal testing of a three-dimensional framework [J]. International journal of mechanical sciences，2004，8.