汽車起重機伸縮臂突然卸載的瞬態響應仿真

李欣業，段曉炳，黃曉辰，王旭

（河北工業大學機械工程學院，天津300130）

汽車起重機伸縮臂突然卸載的瞬態響應仿真

李欣業，段曉炳，黃曉辰，王旭

（河北工業大學機械工程學院，天津300130）

以某型號汽車起重機伸縮臂為研究對象，用ANSYS軟件得到柔性伸縮臂有限元模型后，再導入到在ADAMS軟件中建立汽車起重機整機的剛-柔耦合模型.除伸縮臂外，變幅油缸、轉臺、底盤和支撐油缸（支腿）按剛體處理，但考慮了變幅油缸和支撐油缸中，活塞和缸套之間間隙的柔性和阻尼效應.基于轉臺靜止和轉臺回轉2種工況，對其進行突然卸載時的瞬態響應仿真，分別得到了臂頭在豎直和水平方向的位移曲線、加速度曲線.仿真結果表明，轉臺回轉的速度越大，突然卸載后的臂頭位移、加速度和臂架的最大應力也越大；與伸縮臂最大應力隨轉臺回轉速度基本呈線性變化不同，當轉臺回轉速度大于5°/s時，臂頭加速度的變化明顯變快.

汽車起重機；柔性伸縮臂；剛-柔耦合模型；瞬態響應；ADAMS仿真

0 引言

汽車起重機作為2種工程機械廣泛應用于建筑、交通運輸、礦場和搶險救災等領域[1].起重機起吊重物的過程中，若吊重突然脫落，會導致很大的動響應，嚴重影響臂架及整機的使用壽命.因此，圍繞臂架這一核心受力構件而展開起重機的動力學響應分析研究一直是工程界和學術界非常關注的.方維等[2]利用ADAMS對QY20汽車起重機在帶載回轉過程中的突然卸載工況進行了仿真分析，得到了關鍵支腿的振動位移曲線，證明了起重機在最不利工況下，整機的穩定性仍滿足要求.劉曉峰[3]等利用ANSYS軟件對某型55 t起重機的伸縮臂進行了柔性化處理，并在ADAMS中對其在突然卸載、帶載變幅和帶載回轉等工況進行了仿真分析，得到了臂架的最大應力和臂頭位移等動態響應的規律.鄭夕健[4]等以QY20汽車起重機為研究對象，運用ADAMS軟件基于松軟地面和硬質地面兩種工況，得到了支腿及吊臂在突然卸載工況下的振動響應曲線，以此分析整機的穩定性，但沒有考慮臂架的柔性.蘇欣平[5]等詳細的介紹了汽車起重機傾覆的事故原因及控制方法，通過ADAMS軟件對汽車起重機在靜態和動態下的受力進行了分析，得到了伸縮臂和4個支腿的受力情況以及振動響應曲線.以上研究均沒有考慮缸套和活塞之間的柔性對臂架振動的影響.

本文以某型號60 t汽車起重機伸縮臂為研究對象，利用ANSYS對其進行網格劃分，在ADAMS軟件中建立整機的剛-柔耦合模型，同時考慮變幅油缸和支撐油缸中，活塞和缸套之間的間隙引起的柔性效應和阻尼效應，選擇轉臺靜止和回轉兩種工況對其進行突然卸載時的瞬態響應分析，期望所得結果能為汽車起重機在動力學性能方面的改進設計提供參考.

1 整機剛-柔耦合模型

汽車起重機由伸縮臂、變幅油缸、轉臺、底盤和支腿（支撐油缸）等部件組成[6-10].本文將伸縮臂（全伸）以外的部件都當作剛體來處理，但考慮變幅油缸和支撐油缸中缸套和活塞桿之間的間隙.

鑒于第1節和第5節伸縮臂上一些部位的復雜性，同時為了最大化保持伸縮臂的結構完整，選擇實體單元solid187進行網格的劃分，滑塊部分則用solid45單元來劃分[11-12].網格劃分完成后，共有279874個節點和136 618個單元.再將每節臂逐個轉化成模態中性文件形式（.mnf），依次導入ADAMS中建立起重機剛-柔耦合模型，如圖1所示.

圖1 汽車起重機剛-柔耦合模型Fig.1 The rigid-flexible coupling model of the truck crane

2 約束處理

變幅油缸和支撐油缸中，缸套和活塞桿之間的間隙會使得臂架受載時，兩者之間產生相對位移.本文將ADAMS中柔性軸套添加在缸套和活塞桿之間，通過改變軸套的剛性系數和阻尼系數來模擬油缸的特性.

對起重機剛-柔耦合模型添加ADAMS中所提供的約束，如滑動副、旋轉副和固定等，如表1所示.

3 載荷處理

表1 施加的約束類型Tab.1 The constraint of truck crane

本文選擇轉臺靜止和轉臺回轉兩種工況對伸縮臂進行突然卸載時的仿真分析.在這兩種工況下，均考慮伸縮臂是全部伸出的狀態.其總長為42 m，最大工作半徑為9 m，最大仰角為78.5°，最大起重量為85 000 N.通過ADAMS中的step函數[13]定義的本文使用的載荷函數如圖2所示.對工況2，即轉臺回轉時，所定義的載荷函數與工況1相同，但轉臺以的速度勻速轉動.

4 瞬態響應分析

在轉臺靜止和回轉的情況下對汽車起重機剛-柔耦合模型進行突然卸載仿真分析，分別得出臂頭在豎直和水平方向的位移曲線、加速度曲線如圖3～圖6所示.

由圖3和圖4可知，臂頭在兩種工況下豎直向下的最大位移分別為340.2 mm和348.8 mm，在水平方向的最大位移分別為1 238.2 mm和1 249.1 mm.載荷在12.2 s突然消失時，臂頭向上彈起并產生強烈的振動，在豎直方向的最大振幅分別為122.3 mm和112.4 mm.由于在工況2下突然卸載后，轉臺還在轉動，圖4中的曲線并不是臂頭在水平方向振動的準確描述.在工況1下，臂頭在水平方向的最大振幅為420.4 mm.隨后臂頭在臂架自身阻尼和變幅油缸阻尼影響下開始產生衰減振動，并逐漸趨于平衡.

由圖5和圖6可知，在12.2 s載荷消失后，臂頭在兩種工況下豎直方向的加速度最大值分別為4 035.6 mm/s2和4 481.4 mm/s2，水平方向上的加速度最大值分別為12 367.9 mm/s2和8 833.1 mm/s2.

臂架最大應力位置是在第1節臂與第2節臂銜接處，當12.2 s載荷消失后，此處應力隨時間的變化如圖7所示，其最大值分別為200.8 MPa和224.5 MPa.

為了更深入研究轉臺的回轉速度對臂架最大應力和加速度的影響，圖8和圖9又給出了轉臺以不同的速度轉動時，在突然卸載后伸縮臂最大應力和臂頭加速度幅值的變化規律.

從圖8、圖9可以看出，當載荷突然消失后，臂架最大應力和臂頭在豎直方向的加速度會隨著回轉速度的增大而增大.與伸縮臂最大應力隨轉臺回轉速度基本呈線性變化不同，當轉臺回轉速度小于時，臂頭加速度的變化很小，但當轉速大于時，臂頭加速度的變化則明顯變大.

圖2 載荷函數曲線Fig.2 The curve of the force function

圖3 臂頭豎向位移的時間歷程Fig.3 The time history of the displacement of the telescopicboom head in the vertical direction

圖4 臂頭水平位移的時間歷程Fig.4 The time history of the displacement of the telescopic boom head in the horizontal direction

圖5 臂頭豎向加速度的時間歷程Fig.5 The time history of the acceleration of the telescopic boom head in the vertical direction

圖6 臂頭水平加速度的時間歷程Fig.6 The time history of the acceleration of the telescopic boom head in the horizontal direction

圖7 最大應力隨時間的變化Fig.7 Variation of the maximum stress in telescopic boom with time

圖8 臂架最大應力隨回轉速度的變化Fig.8 The variation of the maximum stress in telescopic boom with rotary speed

圖9 臂頭豎向加速度隨回轉速度的變化Fig.9 The variation of the acceleration of boom head in vertical direction with rotary speed

5 結論

本文基于在ADAMS中建立的汽車起重機整機的剛-柔耦合模型，不僅考慮了伸縮臂的柔性，還同時考慮了變幅油缸和支撐油缸中活塞和缸套之間間隙引起的柔性和阻尼效應.選取了轉臺靜止和回轉2種工況，對起重機突然卸載后的瞬態響應進行了仿真分析，得到了臂頭的振動位移曲線、加速度曲線及最大應力隨時間的變化曲線.仿真結果表明，臂頭最大位移發生在帶載回轉過程中.轉臺回轉速度越大，突然卸載后的臂頭位移和臂架的最大應力也越大.但與伸縮臂最大應力隨轉臺回轉速度基本呈線性變化不同，當轉臺回轉速度小于時，臂頭加速度的變化要遠小于轉速度大于時臂頭加速度的變化.

[1]丁中立.國外工程起重機發展趨勢[J].建筑機械，2002（2）：12-15.

[2]方維，陳峰.QY20汽車起重機動力學仿真研究[J].現代制造技術與裝備，2015（1）：23-26.

[3]劉曉峰，王殿龍，滕儒民，等.基于剛柔耦合的起重機柔性臂動力學分析[J].起重運輸機械，2011（9）：50-53.

[4]鄭夕健，張璇，費燁，等.基于虛擬樣機技術的汽車起重機動力學分析[J].建筑機械，2009（9）：69-73.

[5]蘇欣平，肖云魁，曾銳利，等.基于ADAMS的汽車起重機動態受力計算[J].中國工程機械學報，2009，7（2）：153-156.

[6]耿開輝.汽車起重機動力學仿真及運動可靠性研究[D].合肥：合肥工業大學，2015.

[7]許光虎.汽車起重機重要構件的有限元分析及車架底盤的輕量化設計[D].泰安：山東農業大學，2014.

[8]王超.起重機行業發展綜述[J].工程建設，2011，43（5）：50-53.

[9]李海芳.起重機臂架系統剛柔耦合瞬態動力學仿真分析[D].武漢：武漢理工大學，2010.

[10]郭慶義.汽車起重機臂架結構研究[D].大連：大連理工大學，2007.

[11]張洪才.ANSYS14.0理論解析與工程應用實例[M].北京：機械工業出版社，2003.

[12]蔣紅旗，士繁生.起重機吊臂結構有限元模態分析[J].農業機械學報，2006，37（3）：20-22.

[13]陳峰華.ADAMS2012虛擬樣機技術從入門到精通[M].北京：清華大學出版社，2013：151-154.

[責任編輯 田豐夏紅梅]

Transient response simulations of telescopic boom of truck cranes

LI Xinye，DUAN Xiaobing，HUANG Xiaochen，WANG Xu
（School of Mechanical Engineering,Hebei University of Technology,Tianjin 300130,China）

Based on the coupled model of truck crane in which the finite element model of the telescopic boom is established by ANSYS and derricking cylinder,cylinder,turntable,automobile chassis are treated as rigid bodies，the transient response of the telescopic boom is presented by ADAMS.The displacements and accelerations of the telescopic boom head after unloaded suddenly are obtained when the turntable is and is not turning.Different from the available model,the influence of the clearance,namely the flexibility and damping between piston and sleeve in derricking and supporting cylinders is considered.The simulation results show the greater the turntable rotates with an angular velocity,the greater the maximum stress in telescopic boom,the displacements and the accelerations of boom head will become.Different from the linear varying of the maximum stress with rotating speed,the varying of the maximum accelerations is much faster with rotating speed greater than 5°/s.

truck crane;flexible telescopic boom;coupled rigid-flexible model;transient response;ADAMS simulations

TP311.1

A

1007-2373（2017）03-0035-04

10.14081/j.cnki.hgdxb.2017.03.007

2017-01-18

河北省高層次人才資助項目（C201400309）

李欣業（1966-），男，教授，博士生導師.