基于ANSYSWorkbench汽車起重機副臂的性能分析

于淑政 孔祥平

摘 要：針對汽車起重機副臂長細比較大，在考慮自重、載重和拉力時，副臂結構易發生變形的這種情況，分別利用有限元分析軟件ANSYS Workbench和力學計算方法對副臂進行位移及應力的計算，得到在不同工況下副臂所承受的最大位移和最大應力，為副臂機構的設計計算及以后的結構上的優化提供依據。

關鍵詞：副臂；ANSYS Workbench；變形；應力.

引言

隨著現代化速度的不斷增加，起重機械在生產生活中應用范圍逐步增大，所起到的作用也日益增加。又由于汽車起重機作業性能高、使用靈活、價格相對便宜的特點，使得其在工程施工和城市建設中扮演著重要的角色。但是由于伸縮主臂結構布置緊湊，并且自身質量很大，而且回轉工作時對機動性能有一定的要求，使得主臂的伸長范圍受到一定的限制。又由于起重機工作時要求幅度很大、揚程較高，副臂為了滿足這些要求，漸漸成為主臂結構和性能的補充和延伸。但是副臂工作時受力大、工作條件惡劣并且結構復雜，人們便提出其自身工作重量輕，工作可靠的要求，因此對副臂進行準確的結構分析也顯得十分重要。

ANSYS Workbench是一款大型CAE分析軟件和應用平臺，它綜合了建模工具、分析工具、優化分析等多種功能于一身，其中的概念建模使副臂這種懸臂梁結構創建與修改變得簡便。

1 材料屬性的建立

副臂弦桿材料采用Q345B，屈服極限？滓s=345Mpa。其安全系數n=1.34，彈性模量E=210000MPa，泊松比？滋=0.28，密度？籽=7.9g/cm3。Q345B屬于普通低合金鋼，其塑形及焊接性能十分良好，并且有一定的強度，實用性能好而且價格也比較便宜，性價比較高，適用于副臂這種懸臂梁結構。

2 概念建模

概念建模對于創建和修改線體或面體非常便利，并最終將這些體生成有限元中的梁模型或板殼模型，在 Design Modeler 使用概念建模中對副臂的桁架結構進行建模時，系統將自動連接梁單元組成的桁架結構，和一般 CAD 軟件建立的三維模型相比更加適合桁架結構的有限元分析，并且還可以對模型尺寸進行隨時的修改，計算結果也可以快速更新，也比普通的 CAD 軟件模型修改再導入計算的模式更加的方便快捷。

副臂結構設計如下，副臂總長L為8000mm，弦桿外徑D1為50mm，弦桿內徑d1為42mm，腹桿外徑D2為27mm，腹桿內徑d2為23mm，由于桁架結構的腹桿和節點數目較少，比較容易使用間隙接頭，所以副臂的結構形式通常為人字形腹桿體系桁架結構，這樣一來可以更好的利用腹桿閉口截面的受壓特性，減少了桿件節點，節省了材料節約了成本。

3 網格劃分

網格劃分對整個有限元分析過程十分重要，網格單元的大小及類型都直接決定著有限元結果的精確度。一般情況下，網格劃分數目越多，計算結果越精確，但與此同時網格劃分太精細，計算量變大，這對計算機的要求就越高。所以，在計算機支持的情況下，劃分出較為精細的網格，求得接近精確的結果，因此需要多次嘗試。由于文章采用的是概念建模，因此簡化了網格劃分，據統計，劃分網格時共產生3009個節點，1742個單元。所圖1所示。

4 約束和載荷

4.1 約束

副臂與連接架及連接架于主臂之間都是通過銷釘鉸接而成，對于副臂來講，4個鉸接點固定也就是約束了6個自由度。

4.2 載荷

（1）重力。副臂受到自身的重力作用，添加重力時要注意，不是直接添加力，而是添加的重力加速度，在材料數據中設置材料密度，根據所建模型，計算時相當于重力參與計算。（2）起重力。根據實際起吊重量，適當添加重量，但須注意所添加重量應在模型能力所能承受范圍內，本次計算吊重為2t，經計算，起重力為19600N，Z方向向下。（3）拉力。在副臂頂部，受到鋼絲繩拉力作用，在添加鋼絲繩拉力時，應該首先將該力進行分解，然后添加。經過分解，可知該拉力在X軸正方向的分力為1000N，在Z軸負方向上的分力為700N。

5 結果分析

副臂在重力、起重力和拉力工況下，求副臂的受力及變形圖，根據撓度定義，應在數據中提取Z方向為撓度值，即撓度值為結構在總體坐標系下Z方向的偏移量。圖2為副臂結構與地面夾角為55°時的變形圖。

從圖2中可以看出，副臂的最大變形區域發生在副臂頂端，Z方向的偏移量為41.159mm，方向為Z軸的負方向，已知副臂的長度為8000mm，根據《汽車起重機設計規范》，副臂在變幅平面內最大位移量計算公式（統一單位后）為：f1？燮0.01（L/100）2，帶入計算得，副臂的許用撓度為：f1？燮0.01（L/100）2=64mm。也就是說起重機在上述工況下的撓度小于許用撓度，滿足設計規范要求。

按照上邊的做法，將副臂與地面的夾角分別設置為55°、65°、75°，對三種工況分別進行有限元分析，觀察各種工況下撓度的變化，并將結果記錄在表1中。

由表1可知，隨著副臂與地面夾角的增大，最大形變量也在逐漸減小，這說明，副臂與地面的夾角由大變小時，副臂的變形增大，情況就變得危險，所以在施工過程中，應該注意副臂與地面夾角很小時候的工作情況。

6 強度和剛度計算

根據材料力學知識可知，副臂根部固定端應力較大，屬于危險截面，該截面形狀為長方形，其中x方向兩管中心間距L1x=585mm，y方向兩管中心間距L1y=604mm，因此，對其進行應力計算如下：

由于副臂根部截面形狀為長方形，設較長方向為y向，較短方向為x向，則該截面y向慣性矩為：

。

其中A1為單根弦桿橫截面積。

截面y向抗彎模量： 。

臂架承受的軸向力：N=Q×Q×？漬×sin？琢+m×sin？琢=2.21t。

式中：Q=2t，副臂與地面夾角？琢=55°，副臂質量m=0.5t，起升載荷系數？漬=1.1。

在變幅平面中垂直于臂架的力：N'=Q'y'×cos？琢+m×？漬×cos？琢=1.57t。

截面y向最大彎矩：My=N'×1000×g×L=123088000N·mm。

截面y向的最大彎曲正應力： 。

截面x向屬性計算：

截面x向抗彎模量： 。

x向彎矩：Mx=Q'x'×1000×g×L=18032000N·mm。

所以該截面x向最大彎曲正應力： ，

按照GB/T 3811-2008 《汽車起重機設計規范》中相關規定：對于<0.7的鋼材，其基本許用應力為：[？滓]=，由題意知，所用材料Q345B的屈服極限？滓s為345MPa，安全系數n=1.34，經計算得[？滓]==257.46MPa。由此可以得出最大應力小于基本許用應力，符合設計規范。

剛度計算：

臂架承受的垂直于其軸向的力（不考慮偏載）：P=Q×cos？琢=1.15t。

臂端撓度：fw=，計算結果不僅符合設計規范，并且與有限元軟件計算結果也基本相符。

7 結束語

（1）針對副臂這種桁架結構，采用概念建模方法，簡單方便，省去了三維建模后對模型的簡化及考慮三維建模軟件與有限元分析軟件接口問題，避免了因模型構造不合理造成的網格劃分不成功。為桁架及懸臂梁的有限元分析建模提供了一種較為簡便的方法。

（2）用workbench 進行有限元分析，得到的最大撓度值和計算所得結果相近，均在GB/T 3811-2008 《汽車起重機設計規范》要求的范圍內，滿足設計要求。

（3）用材料力學知識對副臂危險截面進行應力計算，分別計算出X、Y方向的最大應力，結果符合GB/T 3811-2008《汽車起重機設計規范》的設計要求。

參考文獻

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