汽车起重机箱形伸缩式吊臂的有限元分析概要Word下载.docx
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=79°
吊重Q=60kN,吊臂自重G0=2.5kN的工况下进行计算。
吊臂所受载荷包括自重、起升载荷以及由于起重机的起升运行、变幅回转机构启动或制动引起的载荷及风载。
吊臂载荷如图1所示。
根据吊臂的受力特点及工作情况,将吊臂上的载荷分解为在变幅平面和旋转平面内的载荷。
1.1吊臂变幅平面承受的载荷
1.1.1垂直载荷Q
Q="
2（Q0+G0+13
"
1G
式中:
Q0———额定起重质量;
G0———
吊钩重力;
G———
吊臂重力;
1———
起升冲击系统;
2———
动力系数。
由于模拟吊臂自重时,采用ANSYS自动计算,故计算垂直载荷时去掉式中第二项,即:
汽车起重机箱形伸缩式吊臂的有限元分析
同济大学
焦文瑞
孔庆华
!
摘
要:
总结汽车起重机箱形伸缩式吊臂有限元分析国内新进展,分析现有的有限元方法优缺点。
以Q2-16型汽
车起重机伸缩吊臂结构为例,进行吊臂的受力分析,为数值模拟提供加载条件。
以ANSYS有限元分析软件为工具,按
吊臂实际工况,运用SECWRITE命令自定义三节吊臂截面直接在ANSYS环境下创建有限元模型,使用Beam44梁单元和节点自由度耦合技术模拟各节臂的连接,进行有限元分析,得到吊臂应力变形数值计算结果,数值模拟所得结果
与理论解析解相吻合,解释吊臂弯矩图出现非线性下降的原因。
结果表明:
用此方法进行数值模拟,建模速度快,节点
及单元数大大减少,节约了计算成本,结果准确;
同时指出这种方法建立有限元模型不能反映吊臂组成板和加强板应
力分布的缺点,可为吊臂的设计制造提供有价值的参考。
关键词:
汽车起重机
箱形伸缩式吊臂
有限元分析
节点耦合
33——
设
・计计!
图1
吊臂载荷图
1
Q=#2（Q0+G0
=1.2（60000+2500=75000N
1.1.2起升绳拉力S
S=#2（Q0+G0
m$
=1.2（60000+2500
2×
0.99=37897N式中:
m———起升滑轮组倍率;
$———
起升滑轮组效率。
1.1.3臂端力矩M
M=#2（Q0+G0e1sin!
-Se2cos"
=1.2（60000+2500×
0.24×
sin79°
-37898×
0.165×
cos0°
=1.142×
104N・m
———吊臂在变幅平面的仰角;
e1———
臂端定滑轮与吊臂轴线偏心距;
e2———
臂端导向滑轮与吊臂轴线偏心距。
1.2吊臂旋转平面承受的载荷
旋转平面侧向力
Ty=Th+Tb
=（Q0+G0tanu+0.4（PW+Ph=0.05（60000+2500+1495=4620N
Th———偏摆载荷;
Tb———
转化到臂端的吊臂风载荷和惯性载荷;
u———
货物偏摆角;
PW———
吊臂侧面迎风风力;
Ph———
吊臂惯性力。
2
有限元模型建立
2.1
单元类型及模型创建
单元采用BEAM44为3-D线弹性渐变非对称
截面梁单元,具有拉伸、压缩、扭转和弯曲的能力。
其每个节点有6个自由度,3个方向的转动和3个方向的平动。
单元允许具有不对称的端面结构,并且允许端面节点偏离截面形心位置,同时可以释放梁节点的相关自由度。
BEAM44可以使用SECTYPE、
SECDATA、SECOFFSET、SECWRITE和SE-CREAD命令来建立任何形状的横截面,这为变截
面吊臂直接在ANSYS中建模提供了方便。
分析吊臂截面的形状和尺寸,在ANSYS中建立截面的几何模型,用PLANE82（先建立面单元,然后由面单元和两个选定的节点生成梁单元划分平面单元后,采用SECWRITE命令写入截面特性文件
userboom.sect,这样可将吊臂3个变截面一次在一个辅助程序里建立好,然后在主程序中用SE-
CREAD读取建立的模型。
如图2、图3和图4所示。
图2第一节臂单元截面
图3
第二节臂单元截面
34——
图4第三节臂单元截面
读出单元截面后,吊臂有限元模型在图形窗口直接建立节点和单元,然后利用ANSYS复制功能进行复制单元。
考虑到吊臂的重量,在计算时由
ANSYS自动计算。
为确保重心位置的正确性,必须
以吊臂的真实工况位置进行建模,所以复制单元时必须以吊臂仰角作为相邻单元偏移方向。
面单元及梁单元网格划分均指定尺寸划分,有利于控制单元的数量。
最终形成吊臂的有限元模型规模:
节点数
124个,梁单元121个,网格如图5所示。
由于臂太
长,为20m。
因文本限制,无法看清全部吊臂的网格,故只能放大看其局部。
2.2吊臂连接部分模型处理
模型建立后,各节臂之间是不连续的,必须建立
连接关系。
纪爱敏[3]使用CoincidentNodes节点耦合技术,但该法在网格划分时,必须保证两者节点坐标相同,此法不易操作。
于是,我们运用CoupleDOFs节点自由度耦合技术来模拟各节臂的连接。
使用耦合的优点是分析模型是线性的,可大大减少使用接触模型带来非线性迭代的计算量。
在耦合自由度时,只需将第1节吊臂顶部节点与第2节臂相邻最近节点自由度全部耦合;
再将第
2节臂尾部节点与第1节臂相邻最近节点自由度全部耦合即可。
第2节臂与第3节臂连接做相同处
理。
如果吊臂搭接部分节点全部耦合,则搭接部分全部变成刚体,将影响计算结果的精度。
如图6所示（由于文本限制,只给出第1节臂与第2节臂节点耦合图。
2.3加载及约束处理
吊臂所受的载荷有:
吊重、侧载（风载荷、惯性载
荷和偏摆载荷、起升绳拉力、吊臂自重。
吊臂自重由
ANSYS自动计算,由于吊臂按实际工况建模,所以
重力直接加载,注意施加的重力加速度方向的反方向才是惯性力的方向。
其它载荷（数值由上一节算出按所在位置加载即可。
约束处理:
基本臂尾部与转台铰接处,约束3个方向平移自由度（Ux、Uy、Uz和两个方向的转动自由度（Rx、Ry,释放绕销轴中心回转的转动自由度（Rz,变幅液压缸铰点处同样处理。
2.4计算结果与分析
通过上述有限元模型进行计算,得到在计算工
况下的最大变形量为:
Ux=429.16mm,Uy=-87.067
mm,Uz=-270.58mm,均位于吊臂头部,如图7所示。
在变幅平面（xoy平面的挠度f=
U2x+Uy
图5
吊臂有限元网格局部图
图6
吊臂连接节点耦合图
图7
吊臂变形图
35——
=437.903mm;
旋转平面的挠度为270.58mm。
而在变幅平面和旋转平面理论解析解分别为409.6mm和283.3mm[1],误差分别为6.91%和4.7%。
如图8所示,吊臂液压缸铰点处（单元9的J节
点弯矩最大为3.08×
105N・m,然后从两边逐渐减少,吊臂顶端为-1.142×
104N・m,基本臂尾部约为
0,与理论解析相同。
在吊臂重叠处出现非线性下
降,这是由于耦合技术形成理想刚体所致。
液压缸铰点弯矩为-3.08×
105N・m。
第2节臂与第1节臂末端重叠处弯矩为-2.09×
105N・m,第3节臂与第2节臂重叠处弯矩为-1.13×
弯矩精确理论解析解分别为-3.06×
105N・m、-2.142×
105N・m和-1.16×
105N・m[1],误差为0.6%、2.4%和2.5%。
如图9所示,吊臂在液压缸铰点处（单元10的
I节点,应力最大为-231.659MPa,然后向两边逐渐减少,吊臂顶端为-17.9MPa,基本臂尾部约为0,
与理论解析相同。
在吊臂重叠处出现非线性下降,与弯矩下降的原因相同。
吊臂在铰点处应力最大为
-231.659MPa（负号代表压应力,而在此处理论解析解为-249.487MPa[1],误差为7.1%。
从以上分析得出:
ANSYS计算值与理论解析值很接近,最大误差不超过10%,说明计算结果是可
靠的。
3
结束语
在ANSYS中采用自定义截面梁模型进行吊臂结构数值计算,能较好地解决截面复杂且为变截面吊臂结构的建模问题;
并且建模速度快,节点数、单元数大大减少,加快了计算速度,节约了成本,计算结果与理论解析解进行对比,结果较为精确。
但使用这种方法进行吊臂的强度、刚度分析也有其局限性,如对于吊臂上所贴加强筋板无法考虑,吊臂组成板及局部区域应力分布看不到。
参考文献
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械研究与应用,2004,17（6:
68-69.
通信地址:
上海市曹安公路4800号同济大学嘉定校区
15#317（201804（收稿日期:
2007-03-15
图9吊臂应力图
图8
吊臂弯矩图
36——
signalswhenatoothisfracturedisderivedtheoretically.Comparedtothecalculatedfrequencycompositionofthevibrationsignal,correctnessoftestedfrequencycompositionisverified.Measuringoutputtorquecurveofenginecrankshaft,pulsebehaviorofthecurvewhenageartoothisfrac-turedismoreobviousthanwhentransmissiongearsarenormal.Thetestanalysisresultsprovideabasisforconditionmonitoringandfailurediag-nosingofatransmission.
Keywords:
TransmissionFracturedtoothTorque
VibrationsignalFailurediagnosis
DynamicModelsHomeandAbroadofVibratoryCompactingSystemsandItsProspects
Severalrepresentativedynamicmodelshomeandabroadofmaterialvibra-torycompactingsystemsarepresented:
linearmodel,nonlinearmodelwithlinearsegment,nonlinearmodelwithhystereticcharacteristicsandnonlin-earmodelwithhystereticcharacteristicsofslow-varyingparameter.Char-acteristicsofvariousvibratorymodelsareanalyzedandcomparedwithu-niformtwofreedomdegreesystem.Accordingtodesigndemandofcom-pactingmachineryandworkmediumandtheirnaturalproperties,anon-linearmodelwithhystereticcharacteristicsofslow-varyingparameterissuggestedbytakingfullaccountonthenonlinearnaturalpropertiesbe-tweenvibratorydrumandworkmediumintimeandspacedimensions,whichreflectsreal-timecompactnessofworkmediummorerationally.Ifintelligentlycontrolledvibratorymodeisapplied,compactingefficiencycouldbeincreased.Anditisalsoacknowledgedthatatheoreticalbasiscanbepresentedinthisdesignstageconsideringnonlinearityofvibrationdampingsystembetweenvibratorydrumandmachineframe,whichwillfurtherimproveoperationcomfortandenvironmentharmonyoftheequip-ment.
CompactingmachineryDynamics
VibratorymodelNonlinearity
FiniteElementAnalysisonTelescopicBoxSectionHoistBoomofaTruckCrane
Newprogressesinfiniteelementanalysisfortelescopicboxsectionhoistboomoftruckcranesaresummarized.Meritsanddefectsofexistingfiniteelementmethodsareanalyzed.TakingthetelescopichoistboomstructureofmodelQ2-16truckcraneasanexample,itsloadingconditionisana-lyzedtoprovideloadingconditionfordigitalsimulation.Accordingtopracticalworkcondition,sectionofathreesegmenthoistboomisself-de-terminedwithSECWRITEcommands,thenafiniteelementmodelisdi-rectlyestablishedinANSYSenvironmentwithANSYSfiniteelementanalysissoftware.UsingBeam44beamunitandnodedegreeoffreedomcouplingtechniquetosimulateconnectingbetweeneachboomsectionandconductfiniteelementanalysis,calculatedresultofstressdeformationfortheboomisobtained.Theresultfromdigitalsimulationisinrelativecoin-cidencewiththeoreticalanalyticresultandthenonlineardeclineoccur-renceinboombendingmomentcurveisexplained.Resultsshowthatdigi-talsimulationwiththemethodfeaturesrapidmodelestablishment,signifi-cantreductionofnodeandunitnumbers,lowcalculationcostandaccurateresults.Atthesametime,defectthatthestressdistributiononcomposingplateandreinforcedplateofthehoistboomcanbereflectedinfiniteele-mentmodelbythismethodispointedout.Alltheseprovidesvaluableref-erenceforthedesignandmanufactureofhoistbooms.
TruckcraneTelescopicboxsectionhoistboom
FiniteelementanalysisNodecoupling
DesignforTelescopicMechanismofConcreteConveyorMountedonWheelCraneChassis
Mainstructureofaconveyormountedonwheelcranechassisconsistsofchassis,telescopicbeltconveyor,slewingmechanism,luffingmechanismandmobilecounterweightandthetelescopicbeltconveyoristhecoreworkcomponentamongthem.Thetelescopicbeltconveyoriscomposedoftwostagetelescopiclatticeframes,drivedevicefortelescopingandrollingdrum,supportrollers,conveyingbelt,themostimportantamongthemistelescopicmechanismcomposedoftelescopiclatticeframeanddrivede-vicefortelescoping.Thetwostagetelescopiclatticeframeiscomposedofthreeboomsectionssleeve-mountedtogether,tailendoftheoutmostbasicboomframeispivot-connectedrespectivelywithslewingmechanismandluffingmechanismonthechassis;
theinnertwosectionboomscantele-scopefreelylikearetractiveantennatochangethedeliveringdistanceoftheconveyorandtheoperatingradius.Whendesigningthelengthoflatticeframe,accordingtothegivenmaximumdeliveringdistance,rationaldeter-minationofthreesectionboomslengthsarerequiredinordertominimizetheretractedlengthsothatthelongesttelescopicstroke,theshortestdeliv-eringdistanceandbroades
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