段鐵群， 李傳龍， 韓慧敏

(哈爾濱理工大學(xué) 機(jī)械動(dòng)力工程學(xué)院，哈爾濱 150080)

隨著世界造船業(yè)的不斷發(fā)展，作為船舶必備的自裝卸配套設(shè)備的船用起重機(jī)(克令吊)的應(yīng)用越來(lái)越廣泛，作用越來(lái)越大，在國(guó)內(nèi)外有著廣泛的市場(chǎng)[1]。目前，傳統(tǒng)的船用起重機(jī)吊臂設(shè)計(jì)方法無(wú)法準(zhǔn)確地計(jì)算出零部件的剛度和強(qiáng)度，只能通過(guò)采用較大的安全系數(shù)來(lái)滿(mǎn)足強(qiáng)度的要求，使機(jī)構(gòu)變得“粗、大、笨”，影響結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)性能。針對(duì)以上問(wèn)題，采用有限元理論，將建立的船用起重機(jī)吊臂的Pro/E三維模型導(dǎo)入到ANSYS中，分析吊臂結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度與剛度[2]。

1 吊臂的工作原理及工況分析

1.1 工作原理

文中所研究的船用起重機(jī)吊臂主要由基本臂、二節(jié)臂、滑塊、伸縮缸鉸點(diǎn)軸、變幅缸鉸點(diǎn)軸、轉(zhuǎn)臺(tái)鉸點(diǎn)軸、導(dǎo)向滑輪鉸點(diǎn)軸和定滑輪鉸點(diǎn)軸等部分組成，其總體結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖1。

圖1 吊臂結(jié)構(gòu)Fig.1 Crane jib structure

船用起重機(jī)吊臂通過(guò)轉(zhuǎn)臺(tái)鉸點(diǎn)6與轉(zhuǎn)臺(tái)相連接，由變幅缸支點(diǎn)3連接的變幅油缸實(shí)現(xiàn)變幅動(dòng)作，伸縮缸支點(diǎn)8連接的伸縮油缸帶動(dòng)二節(jié)臂5實(shí)現(xiàn)伸縮動(dòng)作，起升鋼絲繩通過(guò)導(dǎo)向滑輪鉸點(diǎn)1連接的導(dǎo)向滑輪和定滑輪鉸點(diǎn)2連接的定滑輪來(lái)實(shí)現(xiàn)重物的起升。

1.2 工況分析

在正常工作條件下，工況由吊臂可能工作的最危險(xiǎn)情況來(lái)確定，船用起重機(jī)的典型工況見(jiàn)表1。

該起重機(jī)是船用自裝卸設(shè)備，起重機(jī)吊臂在工作時(shí)主要承受兩種典型工況，因此，在對(duì)吊臂進(jìn)行有限元分析時(shí)，主要分析兩種典型工況。

(1)起重力矩最大。吊臂此時(shí)是全縮狀態(tài)，工作幅度b最小為6 m，吊重質(zhì)量mW最大為6 t。起重機(jī)在吊重作業(yè)時(shí)，變幅油缸工作，工作幅度b為2～6 m;回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)工作，工作幅度l為0～π，將重物在指定位置放下。

(2)工作幅度最大。吊臂此時(shí)是全伸狀態(tài)，b最大為9 m，mw最小為2 t。起重機(jī)在吊重作業(yè)時(shí)，變幅油缸工作，b=1.5 m;回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)工作，l為0～π，將重物在指定位置放下。

表1 起重機(jī)吊臂典型工況Table 1 Crane jib typical conditions

2 受力分析

吊臂在正常工作時(shí)所受的載荷主要有起升載荷、吊臂自身重力、風(fēng)載荷等。吊臂的受力情況如圖2、3 所示。

圖2 變幅平面受力模型Fig.2 Fluffing plane by force model

圖3 回轉(zhuǎn)平面受力模型Fig.3 Rotary plane by force model

2.1 變幅平面內(nèi)受力計(jì)算

垂直載荷Q為

式中:k——?jiǎng)虞d系數(shù);

G——起升重力;

G0——吊具重力。

起升繩拉力:

式中:Gb——吊臂重力;

nr——倍率;

η——起升滑輪組效率，一般取0.96～0.99。

風(fēng)載荷FC，即風(fēng)作用在吊臂的側(cè)面上所產(chǎn)生的載荷。按照《船舶與海上設(shè)施起重設(shè)備規(guī)范》的有關(guān)規(guī)定，風(fēng)載荷可表示為

式中:c——風(fēng)力系數(shù)，可根據(jù)空氣動(dòng)力長(zhǎng)細(xì)比查得;

q——作用風(fēng)壓，此處取250 Pa;

A——結(jié)構(gòu)迎風(fēng)方向上的投影面積。

將作用風(fēng)壓沿x軸、y軸方向分解后，因?yàn)閤軸方向即為吊臂的軸線(xiàn)方向，所以在該方向上的迎風(fēng)面積是零，即風(fēng)載荷為零。因此，風(fēng)載荷分解為

式中:α——吊臂仰角。

吊臂額頭處的軸向力:

式中:γ——鋼絲繩與吊臂軸線(xiàn)夾角。吊臂額頭處的橫向力:

式中:φ3——風(fēng)載荷轉(zhuǎn)到臂端轉(zhuǎn)化系數(shù)。吊臂額頭處力矩:

式中:e1——臂端定滑輪與吊臂軸線(xiàn)的偏心距;

e2——臂端導(dǎo)向滑輪與吊臂軸線(xiàn)的偏心距。

2.2 回轉(zhuǎn)平面內(nèi)受力計(jì)算

起重機(jī)在正常工作時(shí)吊貨物的鋼絲繩懸掛點(diǎn)會(huì)產(chǎn)生水平偏擺力和側(cè)向偏擺力，這是由于風(fēng)力、慣性力引起的。懸掛在鋼絲繩上的貨物由于風(fēng)力、慣性力的作用會(huì)產(chǎn)生偏擺。根據(jù)《船舶與海上設(shè)施起重機(jī)設(shè)備規(guī)范》查得，在設(shè)計(jì)船用起重機(jī)時(shí)應(yīng)考慮船舶橫傾5°、縱傾2°情況下，能在港區(qū)或?qū)＠擞辛己谜诒蔚暮Ｓ騼?nèi)安全而有效的作業(yè)。還查得，在海況最不利的情況下，吊重的貨物在變幅平面內(nèi)的最大偏擺角為6°，在旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)的最大偏擺角為12°。

水平偏擺載荷:

式中:φ——船的最大傾角;

θ——起升貨物在變幅平面內(nèi)的偏斜角。

旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)的側(cè)向偏擺載荷:

式中:β——起升貨物在旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)的偏斜角。吊臂扭轉(zhuǎn)的扭矩:

式中:ω——起重貨物偏斜角。

3 有限元分析

吊臂是船用起重機(jī)的關(guān)鍵部位，對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析是必要的，這不僅能夠驗(yàn)證設(shè)計(jì)能否滿(mǎn)足使用要求，也能為產(chǎn)品的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。對(duì)于文中所研究對(duì)象來(lái)說(shuō)，主要的受力危險(xiǎn)臂為二節(jié)臂，因此，文中對(duì)二節(jié)臂進(jìn)行ANSYS有限元分析。

3.1 模型建立與網(wǎng)格劃分

利用Pro/E三維設(shè)計(jì)軟件建立了船用起重機(jī)吊臂的三維實(shí)體模型，將Pro/E中建立的三維實(shí)體模型直接導(dǎo)入到ANSYS中(點(diǎn)擊Pro/E工具欄上ANSYS12.0 圖標(biāo)即可完成[3－4])。

在將模型導(dǎo)入到ANSYS之前要對(duì)模型進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化，刪除對(duì)分析結(jié)果無(wú)影響或影響很小的零件，如螺栓、螺母等[4]。

在單元大小和類(lèi)型不受影響的情況下，單元類(lèi)型選擇solid92。吊臂的材料選用的是HQ70高強(qiáng)度鋼，其材料屬性如下所示:

彈性模量E:206 GPa

泊松比υ:0.3

材料密度 ρ:7 800 ×10－9kg/mm3

對(duì)網(wǎng)格劃分完成后的實(shí)體模型進(jìn)行加載求解。將計(jì)算好的垂直載荷Q=8 4084 N、水平偏擺載荷w=11 555 N、側(cè)向偏擺載荷Tx=18 170 N施加在動(dòng)滑輪鉸點(diǎn)處，將起升繩拉力Fs=30 333 N施加在定滑輪鉸點(diǎn)處，將吊臂額頭處力矩MLy=3.769 7×106N·mm和吊臂扭矩Mn=3.521 4×106N·mm施加在吊臂額頭處。在吊臂尾部施加固定約束，完成載荷約束施加后的實(shí)體模型如圖4所示。

模型進(jìn)行加載后，即可進(jìn)行求解，求解的的流程為點(diǎn)擊命令條Main Menu→Solution→Solve→Current LS，然后將信息窗關(guān)閉，出現(xiàn)“Solution is done!”提示后，說(shuō)明分析求解完成[5]。

圖4 網(wǎng)格劃分與施加載荷Fig.4 Meshing and applied load

3.2 結(jié)果與分析

模型分析求解結(jié)束后，進(jìn)入后處理器提取所需的結(jié)果信息:工況一應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D如圖5所示，工況二應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D如圖6所示。

圖5 工況一應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍DFig.5 Stress and strain diagram of condition 1

圖6 工況二應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍DFig.6 Stress and strain diagram of condition 2

由圖5a可見(jiàn)，應(yīng)力主要分布在基本臂與二節(jié)臂的連接處，即該處為吊臂危險(xiǎn)截面，且沿指向臂頭方向應(yīng)力逐漸減小;在基本臂與二節(jié)臂相重疊處應(yīng)力最大，約315 MPa，小于材料的許用強(qiáng)度420 MPa，因此，該設(shè)計(jì)可滿(mǎn)足強(qiáng)度方面的要求。

由圖5b可見(jiàn)，吊臂額頭處的位移最大為22.6 mm，且變化趨勢(shì)是從吊臂額頭處沿吊臂向尾部應(yīng)變逐漸減小。應(yīng)變最大值小于許用撓度值43.2 mm，因此，該設(shè)計(jì)能滿(mǎn)足剛度方面的設(shè)計(jì)要求。

由圖6a可見(jiàn)，應(yīng)力分布在163～200 MPa區(qū)域內(nèi)，下降明顯。由圖6b可見(jiàn)，最大位移仍出現(xiàn)在吊臂額頭處為46.2 mm，小于許用撓度值97.2 mm，下降也較明顯。這種現(xiàn)象的主要原因是船用起重機(jī)在工況二工作時(shí)臂架伸出較長(zhǎng)，受到的起重力矩較大，具有較高的抗彎性能要求。

4 結(jié)束語(yǔ)

利用ANSYS軟件分別對(duì)起重機(jī)吊臂兩種工況進(jìn)行了有限元分析，得到吊臂在兩種典型工況下的應(yīng)力應(yīng)變分布規(guī)律以及危險(xiǎn)截面，危險(xiǎn)截面通常出現(xiàn)在基本臂與二節(jié)臂的連接處。工況一吊臂應(yīng)力、應(yīng)變最大，應(yīng)力最大為315 MPa，應(yīng)變最大為46.2 mm，最大應(yīng)力小于材料的許用應(yīng)力，最大應(yīng)變也在許用用范圍內(nèi)。該研究分析了吊臂強(qiáng)度和剛度方面的使用要求，為進(jìn)一步設(shè)計(jì)和優(yōu)化吊臂提供了參考依據(jù)。

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