直臂式高空作業車穩定性分析及優化研究*

王吉忠,孫亞楠,張西龍,塵 帥

(青島理工大學 機械與汽車工程學院,山東 青島 266520)

0 引 言

高空作業車現已廣泛應用于建筑、園林、消防、造船、機場等相關高空操作領域[1]。高空作業車可以分為垂直升降式、折疊式、直臂式、混合式等4種主要類型[2]。其中,關于高空作業車輛最基本的安全性能指標,便是穩定性[3]。在實際的工程中,高空作業車在作業過程中因失去穩定性而發生事故的情況比比皆是,不僅對作業車本身造成損壞[4],也對工作人員的生命造成巨大威脅。因此,分析作業車的穩定性很有必要。

很多學者對高空作業車的穩定性進行了分析,并取得了非常有價值的研究成果。例如,王君文[5]利用公式計算出了極限位置的路緣石動態穩定性安全系數。夏林焱[6]通過仿真得到了臂架結構的動態特性曲線,并且分析了臂架的穩定性。宋興龍[7]利用ANSYS分析了GTB高空作業車典型工況下伸縮臂結構的靜強度分析、機構的動力學,并對伸縮臂結構進行了優化改進。王津[8]對一款25 m的高空作業車伸縮臂進行了研究,分析了6種典型工況下臂架的應力變形分布、危險部位及穩定性,并對作業臂進行了拓撲優化,使臂架質量減輕了7.8%。

本研究來源于某公司開發的一種直臂式高空作業車,首先通過仿真核驗作業車的穩定性，發現其不能夠達到預期效果,然后提出相應的優化方案。

筆者選用ADAMS和SolidWorks軟件,建立整車的動力學模型[9-11],根據國家標準進行校核,并提高其穩定性;利用有限元分析方法[12]對伸縮臂進行輕量化設計,提高產品的質量和性能,為之后對高空作業車穩定性的研究提供參考。

1 高空作業車結構以及仿真過程

1.1 作業車主要結構

直臂式高空作業車主要由以下幾種部件組成:底盤、主臂變幅液壓缸、調平油缸、轉臺、主臂油缸、基本臂、二號臂、三號臂、折臂、工作平臺等。

直臂式高空作業車主要結構如圖1所示。

圖1 直臂式高空作業車主要結構

1.2 仿真過程

根據該公司的設計圖,筆者在SolidWorks中建立三維模型,并對模型中的小零件進行合并、刪除等操作,對模型進行適當簡化,可以減少計算量,但是在后續仿真過程中需要適當增加質量來保證仿真過程的準確性;

筆者以parasolid格式生成xt文件格式,導入到ADAMS中去;然后在ADAMS中,對各個具有相對運動的連接點設置運動副。其中,基本臂和二號臂、二號臂和三號臂之間是平移副,其他全部為轉動副,它們能夠限制兩個構件之間的相對運動;之后用虛擬模型樣機檢驗后,系統沒有多余的約束,就得到了調試好的模型[13]。

下面介紹直臂式高空作業車幾種典型的工作狀態:

(1)最大高度作業工況。該工況下,伸縮臂全部伸展開,短臂與伸縮臂在一條直線上,且伸縮臂的仰角到達70°;

(2)最大水平延展作業工況。該工況下,伸縮臂全部伸展開,短臂與伸縮臂也在一條直線,且伸縮臂的仰角到達0°;

(3)最大地下延展高度作業工況。該工況下伸縮臂組全部伸展開,短臂與伸縮臂成45°,并且伸縮臂仰角為-10°。

3種工況下作業車的運動范圍如圖2所示。

圖2 作業車3種工況下的運動范圍

根據GB/T9465—2008規定[14],關于高空作業車的穩定性試驗分為以下3種:

(1)水平面上穩定。作業車在水平地面上,平臺承載1.5倍額定載荷,伸縮機構伸展到整車處于穩定性最差的狀態,作業車能夠保持穩定;

(2)斜面上穩定。作業車處于坡度為5°的斜面上,平臺承載1.25倍額定載荷,作業車能夠保持穩定;

(3)作業穩定性試驗。平臺承載額定載荷,在360°范圍旋轉,測量輪胎在受力最不利的情況下的支撐反力,要求任一個輪胎都不離地。

在穩定性分析中,為了結果準確,筆者在仿真過程中考慮了風載荷、慣性載荷等,作業車額定載荷為227 kg。

2 水平面上穩定性分析

當直臂式高空作業車在水平面工作時,工作平臺不斷到達指定的工作位置,這時整機的質心位置不斷發生變化。當質心的位置落于水平面的投影在安全區之外時,作業車就有發生傾覆的危險。筆者選用重力法作為研究方法,即穩定區域為兩軸之間距離的80%,作業車在各工況下,整機質心軌跡在水平面上的投影不超過這個區域,即為穩定狀態。

該作業車經過測量,前后軸中線之間距離為2 730 mm,兩前輪中軸線之間距離為2 557 mm。筆者選取4個輪胎圍成區域的中心點位置為坐標原點,建立坐標系,沿著原點向伸縮臂伸長方向設為x軸正方向,垂直x軸向里為y軸正方向,垂直作業車向上為z軸正方向。

四輪圍成區域的80%為穩定區域,如圖3所示。

圖3 作業車的工作穩定區域

為了保持穩定性,整機質心橫向偏距的最大值xmax與縱向偏距的最大值ymax必須小于穩定區域的界限值,即:xmax≤1 092 mm,ymax≤1 022.8 mm。在ADAMS仿真成功后,可以直接得到各個零件的質心坐標。因為整機的質心坐標無法直接從ADAMS中得到,所以這里要運用系統質心求解公式。

質點系質心C的坐標可以表示為:

(1)

式中:M—整機總質量;mi—單個零件的質量;xi—每個零件在直角坐標系中的坐標。

已知質心求解公式,筆者編寫質心求解程序,運用該程序可以記錄直臂式高空作業車在伸縮過程中,整機質心坐標值的變化規律。具體的編程過程此處不再多加贅述。

2.1 二維空間下的極限工況分析

筆者設定作業車的伸縮臂只在xz平面內運動,伸縮臂不發生旋轉,將運動時間設為4個點,其中,0表示最原始作業車未工作收縮狀態,1表示伸縮臂伸長到最長狀態,2表示到達最大高度工作狀況,3表示最大水平延展作業工況,4表示到達最大地下延展高度作業工況;將整車從作業平臺到底盤輪胎分為8個部件,首先得到8個部件的質心坐標x、y、z隨時間變化的曲線圖,可以得到結果為y不隨時間變化而變化,所以整機y坐標也是常數,即z軸坐標向平面投影時,只與x有關,將坐標向x軸投影即可;通過利用整機質心求解程序,得到整機y坐標恒為1.198 5 mm,小于整機質心縱向偏距的最大值1 022.8 mm。

x與z的關系如圖4所示。

圖4 二維空間下的整機質心變化曲線

經過仿真得到最大的x值為1 023.57 mm,小于規定的整機質心橫向偏距的最大值1 092 mm,所以可以得到結論,此種直臂式高空作業車在該作業順序下是穩定的。

2.2 三維空間下的極限工況分析

設定作業車的伸縮臂在xyz三維空間內運動,伸縮臂向y軸正方向旋轉90°。同理,筆者將時間設為4個點,其中,0表示初始位置作業車未工作自然收縮狀態,1表示作業車伸縮臂邊伸長至最長狀態邊向y軸正方向旋轉90°,2表示伸縮臂以最長伸長量在yoz平面達到最大高度工作狀態,3表示伸縮臂以最長伸長量在yoz平面到達最大水平延展作業工況,4表示伸縮臂以最長伸長量在yoz平面到達最大地下延展工作狀況;運用ADAMS軟件,同樣得到8個部件的質心坐標x、y、z隨時間變化的曲線圖,可以得到結果,即在時間1之后,各個部件的質心坐標在x軸分量為常量,而整機質心軌跡在水平面上的投影與z軸無關,只考慮x、y兩個方向的坐標即可。

通過利用整機質心求解程序,得到了x、y、z的關系如圖5所示。

圖5 三維空間下的整機質心變化曲線

通過仿真得出數據,x方向最大的坐標為441.836 mm,小于規定的整機質心橫向偏距的最大值1 092 mm,y方向最大的坐標為1 002.91 mm,小于規定的整機縱向偏距的最大值1 022.8 mm,所以可以得出結論,此種直臂式高空作業車在此作業順序下為穩定的。

同理可得,當旋轉角度為180°、270°和360°時,與上述兩種情況相同,文中不再贅述。

3 斜面上穩定性分析

高空作業車處于坡度為5°的斜面上,平臺承載1.25倍額定載荷,這時需要考慮伸縮臂工作時產生的慣性力,為了簡化計算,筆者附加伸縮臂水平慣性力的效果[15，16]。

水平慣性力PH按照工作平臺與鉛垂線夾角α所引起的水平方向分力計算,α取最大值,用PQ來表示工作載荷,慣性力PH=PQtanα;

將4個輪胎處理成均與地面接觸,作業車做俯仰動作,伸縮臂從最大地下延展工況到最大高度作業工況的全過程,分別測量地面對輪胎的支撐反力,如圖6所示。

從圖6中可以看到,支撐反力大部分時間為0,此時高空作業車輪胎與地面接觸力為0,發生傾覆的可能性較大[17],作業車非常不穩定。

圖6 斜面上4個輪胎的支撐反力

4 作業穩定性試驗

根據國標規定,平臺承載額定載荷,在360°范圍旋轉,測量輪胎在受力最不利的情況下的支撐反力,要求任一個輪胎都不離地。

仿真結果如圖7所示。

圖7 作業穩定性試驗4個輪胎的支撐反力

該結果與斜面上所得結果相似,支撐反力大部分時間為0,由此可以得出結論,該作業車穩定性存在較大問題,需要優化結構以提高其穩定性。

5 優化及結果分析

5.1 增加配重

為了改善作業車的穩定性,筆者決定適當增加作業車的配重。參考其它同類型的高空作業車、整車總質量,以及考慮到輪胎的承重能力,筆者將配重質量定為8 200 kg。

優化后的模型如圖8所示。

圖8 帶有配重的作業車模型

筆者對優化后的模型重新進行仿真,發現斜面上4個輪胎的支反力仍有少數為0的情況,考慮到實際情況,將配重質量增加1 000 kg,得到前后對比結果如圖9所示。

圖9 增加配重質量前后對比圖

圖9結果證明,適當增加配重質量對改善作業車穩定性有一定的作用,但仍存在局部為0的點,需要進一步進行優化。

5.2 伸縮臂結構拓撲優化

考慮到伸縮臂結構對高空作業車穩定性影響較大,筆者對伸縮臂結構進行拓撲優化,應用Abaqus軟件,基于變密度法對其臂架結構的材料分布進行優化[18]。

筆者首先對模型進一步簡化,去掉一些孔、圓角等對整體優化影響不大的小特征,對三節臂進行網格劃分,并創建拓撲優化模型,以應變能和體積作為設計響應,最小應變能作為目標函數,不大于70%體積作為約束條件,計算模型經過49次迭代,體積約束逐漸逼近初始體積的70%之下,并達到了收斂,證明優化切實有效。

最終優化結果如圖10所示。

圖10 優化后三節伸縮臂應力和變形情況

圖10中,優化后基本臂最大應力約為65 MPa,變形約為11 mm;二號臂應力為約72 MPa,變形量為14 mm;三號臂應力約為66 MPa,應變約為12 mm。由此可見,以上結果滿足結構強度要求[19],且降低了約30%的自重。

筆者將優化后的模型重新導入ADAMS中,得到4個輪胎的支撐反力對比圖,如圖11所示。

圖11 拓撲優化前后對比圖

根據仿真結果,4個輪胎中最小的支撐反力是1 300 N,由于圖中比例尺的選取較大,因此1 300 N的力看起來數值為0,但實際上在極限工況下,仍然有較大的安全容量。

伸縮臂輕量化使整車質量進一步減少,輪胎與地面接觸有所改善,極大地增加了作業車的穩定性,在實際生產中是一種可行的方法[20]。

6 結束語

某公司開發的一種新型直臂式高空作業車存在穩定性問題,本研究運用SolidWorks、ADAMS軟件對高空作業車進行了建模和仿真分析,利用有限元分析方法對其進行了優化,提高了高空作業車的穩定性。研究結果表明:

(1)增加9 200 kg配重后,作業車穩定性有了極大的提高,但局部仍存在失穩;

(2)對伸縮臂進行拓撲優化后,體積減少到原來的70%,穩定性也大幅提高。

該方法被證明是切實有效的。在后續研究中,筆者將致力于把作業車的形狀和質量變得更小，同時讓作業車的承載能力更強、作業幅度更大、智能化升級。