汽车起重机转台有限元分析及优化.docx
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汽车起重机转台有限元分析及优化
汽车起重机转台的有限元分析及优化
摘要：
汽车起重机的转台是用来安装吊臂、起升机构、变幅机构、回转机构、上车发动机、司机室、液压阀组及管路等的机架。
转台通过回转支承安装在起重机的车架上，为了保证起重机的正常工作，转台应具有足够的刚度和强度。
对于汽车起重机，为了有较好的通过性和较低的成本，应尽量减小转台的外形尺寸及重量。
随着计算机辅助工程（CAE）技术在工业应用领域中的广度和深度的不断发展，它在提高产品设计质量、缩短设计周期、节约成本方面发挥了越来越重要的作用。
目前CAE分析的对象已由单一的零部件分析拓展到系统级的装配体，如挖掘机、汽车起重机等整机的仿真，而且，CAE分析不再仅仅是专职分析人员的工作，设计人员参与CAE分析已经成为必然。
关键词：
汽车起重机；转台；有限元分析
1.引言
1.汽车起重机转台作为起重机三大结构件之一，负责起重机上车和底盘之间力的传递。
在现今高强板大量使用的情况下，如何简化结构、减少重量是起重机设计的难题之一。
经典ANSYS有限元分析界面是用板壳单元在ANSYS里面建模并进行计算，但是存在建模过于复杂，难以修改，模型无法导出的问题，属于验证性计算，而使用ANSYSWorkbenchEnviroment（AWE）则可以用PRO/E软件建立模型，再导入AWE进行计算，且在PRO/E中修改模型后再次导入可以保留之前设置的边界条件，设计效率成倍提高。
ANSYSWorkbenchEnviroment（AWE）作为新一代多物理场协同CAE仿真环境，其独特的产品构架和众多支承性产品模块为整机、多场耦合分析提供了非常优秀的系统级解决方案。
具体来讲，AWE具有的主要特色如下：
1.强大的装配体自动分析功能
针对航空、汽车、电子产品结构复杂，零部件众多的技术特点，AWE可以识别相临的零件并自动设置接触关系，从而节省模型建立的时间。
而现行的许多软件均需手动设置接触关系，这不但浪费时间还容易出错。
除此之外，AWE还提供了许多工具，以方便手动编辑接触表面或为现有的接触指定接触类型。
AWE提供了与CAD软件及设计流程之间的超强的整合性，从而发挥CAE对设计流程最大限度的贡献。
最新的AWE使用接口，可与CAD系统中的实体及曲面模型双向连接，具有更高的几何导入成功率。
当CAD模型变化是，不需要对所施加的负载和支撑重新定义。
AWE与CAD系统的双向相关性还意味着，通过AWE的参数管理可方便的控制CAD模型的参数，从而提高设计效率；AWE的这一功能，还可对多个设计方案进行分析，自动修改每一设计方案的几何模型。
2.自动化网格划分功能
许多CAE用户都花大部分的时间在建立网格上，AWE在大型复杂部件，如起重机组装配件的网格建立上独具特色，自动网格生成技术可大大节省用户的时间。
根据分析类型不同，有很多因素影响分析的精度。
传统的专业分析人员花大量的时间和训练来掌握各种分析，手动处理模型以保证分析的精度；而对于设计人员来讲，他所关注的应该是自己的产品设计，而不是有限元方法，因此需要一个可靠的工具来替代传统的工具，尽可能实现自动化。
AWE的自动化网格划分功能如下：
Ø自适应网格划分，对于精度要求高的区域会自动调整网格密度。
Ø自适应网格划分，生成形状、特性较好的元素，保证网格的高质量。
Ø自动收敛技术，是自动迭代过程，通过自适应网格划分以使指定的结果达到要求的精度。
例如，如果对某一个零件的最大应力感兴趣，可指定该零件的收敛精度。
Ø自动求解选择，AWE根据所求解问题的类型自动选择适合的求解器求解。
智能化的负载和边界条件自动处理。
工程背景
汽车起重机转台作为起重机三大结构件之一，负责起重机上车和底盘之间力的传递。
在现今高强板大量使用的情况下，如何简化结构、减少重量是起重机设计的难题之一。
经典ANSYS有限元分析界面是用板壳单元在ANSYS里面建模并进行计算，但是存在建模过于复杂，难以修改，模型无法导出的问题，属于验证性计算，而使用ANSYSWorkbenchEnviroment（AWE）则可以用PRO/E软件建立模型，再导入AWE进行计算，且在PRO/E中修改模型后再次导入可以保留之前设置的边界条件，设计效率成倍提高。
现以我20吨起重机为例，介绍如何使用AWE有限元分析手段，进行转台部分的设计优化方法。
2.计算工况及受力分析
1.绘制转台受力简图、尺寸参数图如下所示：
图1转台受力简图
图2转台尺寸参数图一
图3转台尺寸参数图二
主要参数说明：
O—转台后铰点
A—转台前铰点（变幅后铰点）
B—变幅前铰点
C—臂头滑轮组
D—吊臂臂头（沿吊臂后铰点O到臂头的垂足）
F—吊臂及伸缩机构重心位置
H—转台中心（转台前铰点同回转中心的交点）
G—额定载荷
G’—吊臂及伸缩机构质量
T—单绳拉力
n1—超载系数
n2—钢丝绳倍率
P—转台后铰点受力
N—转台前铰点受力
L—吊臂长度
LH—转台中心到吊臂的垂直距离
T1—转台后铰点到卷扬钢丝绳的垂直距离
C1—臂头滑轮组到OD的垂直距离
F1—吊臂重心到OD线的垂直距离
F2—吊臂重心过O点平行于吊臂的距离
A1—转台前后铰点的水平距离
A2—转台前后铰点的竖直距离
G1—转台后铰点到回转中心的水平距离
R—工作幅度（重物重心到回转中心的水平距）
其他参数如图示为夹角或直线距离不再特殊说明。
受力分析计算
∠A=arctan（
）-----------------------------------------------------------
（1）
rA=
-----------------------------------------------------------
（2）
∠B=arctan（
）-----------------------------------------------------------（3）
rB=
------------------------------------------------------------（4）
∠C=arctan（
）-------------------------------------------------------------（5）
rC=
--------------------------（6）
∠C’=arccos（
）--------------------------------（7）
吊臂仰角
∠D=∠C+∠C’-----------------------------（8）
∠F=arctan（
）---------------------------（9）
rF=
--------------------------------（10）
∠AOB=∠D+
-∠A-∠B-----------------------（11）
LOA=rB*sin（arctan（
））------------------------（12）
T=G*
--------------------------（13）
以转台后铰点O为旋转点，根据转矩平衡求得转台前铰点正压力为
N=（G*n1*（R+G1）+G’*rF*cos（∠D-∠F）-T*T1）*
-----------------------------------------（14）
∠AB=∠D-∠B+arctan（
）-----------------------------------------------（15）
Nx=N*cos（∠AB）-------------------------------------------------------------（16）
Ny=N*sin（∠AB）----------------------------（17）
由整体分析水平方向受力平衡得
Px=Nx-T*cos（∠D）--------------------------------（18）
由整体分析竖直方向受力平衡得
Py=Ny-G’-G*n1--------------------------（19）
进而求得转台后铰点力
P=
---------------------------（20）
LH=
*cos（∠D+
+∠A-arctan（
））----------------------------（21）
后铰点力P对转台中心H点产生的弯矩
M=P*LH--------------------------------（22）
根据起重性能表在最短主臂工况下对弯矩M逐个求解后对比可知最大弯矩点所在工况点。
依据上述公式代入已知条件可求得转台在最大吊载、最大弯矩和最大幅度下的前后铰点受力如表1所示：
工况
最大吊载
最大弯矩
最大幅度
单位
起重量
25
16.5
10.6
T
前铰点力F1
675.2
657.4
646
kN
后铰点力F2
352.8
458.2
466
kN
卷扬单绳拉力F3
28
28
28
kN
配重重量F4
27
27
27
kN
表1转台载荷表
建立模型
使用三维软件PRO/E进行三维实体建模如下图
图4转台三维实体模型
该转台使用桁架式结构：
两块主立板加槽板形成主要框架，局部拼箱体，使整体结构兼具抗弯和抗扭能力。
3.模型简化
简化模型是指忽略模型或装配中的细节。
由于实际结构往往是复杂的，如果完全按实物建立有限元模型，实际上是不必要的，有时候反而造成网格划分困难，影响计算精度，还会导致计算时间过长，影响效率。
因此，在进行有限元分析之前，常常将零部件上的一些细节特征进行压缩处理。
在压缩这些特征时必须注意以下两点：
1.压缩特征是否会改变分析模型的特性。
2.压缩特征是否会影响敏感度和优化分析。
本例在建立转台的有限元模型时，对其进行了简化，所有的螺纹孔及通孔均不作体现。
4.分析步骤
1.导入模型
图5
接触条件在模型导入后已经自动设置为bonded
图6
2.划分网格
因转台为板件拼接而成，为体高计算精度，减少节点、单元数量故使用六面体网格进行划分。
图7
节点数：
156795
单元数：
31825
3.边界条件
F2
F4
F3
F1
图8载荷施加图例
以转台底板为支撑面，设为固定约束（FixedSupport）
分别在最短主臂下的最大吊载、最大弯矩、最大幅度三种工况下，对转台进行强度校核。
载荷情况按表一所示施加。
转台计算只需施加对转台影响较大的几个力，像液压阀座，回转机构产生的回转力矩，转台自重等因影响较小均未施加。
4.设定求解参数，即设定求解何种问题，哪些物理量
选择Solution>Insert>Deformation>Total;
选择Solution>Insert>Stress>Equivalent（Von-Mises）
如下图所示
图9
5.求解
单击Solve求解，如下图所示
6.观察求解结果
通过计算，该转台在最大吊载、最大弯矩、最大幅度三种工况下下，应力云图如下所示。
A
C
B
优化前应力云图-最大吊载
B
A
C
优化前应力云图--最大弯矩
B
A
C
优化前应力云图-最大幅度
从应力云图我们发现在A区和B区出现了局部应力集中现象，而在C区整体应力值偏小，可以通过挖孔减少转台重量，同时又能降低该区域刚度，起到分散应力的作用。
下面是转台变形云图，最大变形处约6mm，因为转台计算不对变形量作要求，所以该值仅供参考之用。
优化前变形云图-最大吊载
优化前变形云图-最大弯矩
优化前变形云图-最大幅度
7.优化方案。
为降低A、B区应力集中，采取贴加强板的方式。
详见下图。
C区优化形式如下图
8.优化后求解，见下图
优化后应力云图-最大吊载
优化后应力云图-最大弯矩
优化后应力云图-最大幅度
从结果上看，原A区、B区应力集中现象已经完全得到改善，转台重量由优化前的1069kg减少为优化后的1047kg。
以下是改进后各工况的变形云图：
优化后变形云图-最大吊载
优化后变形云图-最大弯矩
优化后变形云图-最大幅度
下面为优化前后应力和变形对比列表：
最大吊载工况：
A区应力MPa
B区应力MPa
最大变形mm
重量kg
优化前
192
298
4.9
1069
优化后
106
81
3.2
1047
变化量
-45%
-74.5%
-35%
-2%
最大弯矩工况：
A区应力MPa
B区应力MPa
最大变形mm
重量kg
优化前
270
328
5.7
1069
优化后
198
152
5.7
1047
变化量
-27%
-54%
0%
-2%
最大幅度工况：
A区应力MPa
B区应力MPa
最大变形mm
重量kg
优化前
317
325
5.9
1069
优化后
226
124
5.8
1047
变化量
-28.7%
-62%
-1.7%
-2%
通过上面优化前后对比发现，在主立板高应力区贴加强版可以有效降低局部高应力区的受力状态，应力减小幅度最大高达74.5%，由于整体柔性增强，最大变形量还有减小的趋势。
9.转台材料选用HG60，屈服强度极限460MPa，抗拉强度极限590MPa，σs/σb=0.78≧0.7，根据GB/T3811，安全系数取n=1.5，基本许用应力[σs]=（0.5σs+0.35σb）/n=290MPa。
根据上述分析结果判断，在三种工况下，转台整体应力均小于许用应力，满足设计要求。
5.结论
本文借助ANSYSWorkbench有限元软件，通过对比的方法对汽车起重机转台的分析及优化过程进行了详细介绍，转台是起重机三大结构件之一，其结构设计的合理性直接影响到整车的性能。
通过对多种转台做有限元分析后发现，对于桁架式转台，应力集中多分布在本文所述的两个应力集中区，除此之外，转台底板加强圈和大吨位转台的前、后铰点附近也是应力集中发生较多的区域，在设计过程中需要特别注意对这些区域采用贴加强板或加筋的方式做局部加强。
此外，转台设计也要注意整体柔韧性，某一部分刚度太强，则容易在刚度差的地方产生过大的形变从而使应力分布不均而导致局部区域应力集中。
参考文献
[1]李兵，何正嘉，陈雪峰ANSYSWorkbench设计、仿真与优化清华大学出版社2008
[2]JGT5100-1998剪叉式高空作业平台JGT5100-1998
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