船用起重机吊臂的有限元分析

段铁群， 李传龙， 韩慧敏

(哈尔滨理工大学 机械动力工程学院，哈尔滨 150080)

随着世界造船业的不断发展，作为船舶必备的自装卸配套设备的船用起重机(克令吊)的应用越来越广泛，作用越来越大，在国内外有着广泛的市场[1]。目前，传统的船用起重机吊臂设计方法无法准确地计算出零部件的刚度和强度，只能通过采用较大的安全系数来满足强度的要求，使机构变得“粗、大、笨”，影响结构的动态性能。针对以上问题，采用有限元理论，将建立的船用起重机吊臂的Pro/E三维模型导入到ANSYS中，分析吊臂结构的强度与刚度[2]。

1 吊臂的工作原理及工况分析

1.1 工作原理

文中所研究的船用起重机吊臂主要由基本臂、二节臂、滑块、伸缩缸铰点轴、变幅缸铰点轴、转台铰点轴、导向滑轮铰点轴和定滑轮铰点轴等部分组成，其总体结构见图1。

图1 吊臂结构Fig.1 Crane jib structure

船用起重机吊臂通过转台铰点6与转台相连接，由变幅缸支点3连接的变幅油缸实现变幅动作，伸缩缸支点8连接的伸缩油缸带动二节臂5实现伸缩动作，起升钢丝绳通过导向滑轮铰点1连接的导向滑轮和定滑轮铰点2连接的定滑轮来实现重物的起升。

1.2 工况分析

在正常工作条件下，工况由吊臂可能工作的最危险情况来确定，船用起重机的典型工况见表1。

该起重机是船用自装卸设备，起重机吊臂在工作时主要承受两种典型工况，因此，在对吊臂进行有限元分析时，主要分析两种典型工况。

(1)起重力矩最大。吊臂此时是全缩状态，工作幅度b最小为6 m，吊重质量mW最大为6 t。起重机在吊重作业时，变幅油缸工作，工作幅度b为2～6 m;回转机构工作，工作幅度l为0～π，将重物在指定位置放下。

(2)工作幅度最大。吊臂此时是全伸状态，b最大为9 m，mw最小为2 t。起重机在吊重作业时，变幅油缸工作，b=1.5 m;回转机构工作，l为0～π，将重物在指定位置放下。

表1 起重机吊臂典型工况Table 1 Crane jib typical conditions

2 受力分析

吊臂在正常工作时所受的载荷主要有起升载荷、吊臂自身重力、风载荷等。吊臂的受力情况如图2、3 所示。

图2 变幅平面受力模型Fig.2 Fluffing plane by force model

图3 回转平面受力模型Fig.3 Rotary plane by force model

2.1 变幅平面内受力计算

垂直载荷Q为

式中:k——动载系数;

G——起升重力;

G0——吊具重力。

起升绳拉力:

式中:Gb——吊臂重力;

nr——倍率;

η——起升滑轮组效率，一般取0.96～0.99。

风载荷FC，即风作用在吊臂的侧面上所产生的载荷。按照《船舶与海上设施起重设备规范》的有关规定，风载荷可表示为

式中:c——风力系数，可根据空气动力长细比查得;

q——作用风压，此处取250 Pa;

A——结构迎风方向上的投影面积。

将作用风压沿x轴、y轴方向分解后，因为x轴方向即为吊臂的轴线方向，所以在该方向上的迎风面积是零，即风载荷为零。因此，风载荷分解为

式中:α——吊臂仰角。

吊臂额头处的轴向力:

式中:γ——钢丝绳与吊臂轴线夹角。吊臂额头处的横向力:

式中:φ3——风载荷转到臂端转化系数。吊臂额头处力矩:

式中:e1——臂端定滑轮与吊臂轴线的偏心距;

e2——臂端导向滑轮与吊臂轴线的偏心距。

2.2 回转平面内受力计算

起重机在正常工作时吊货物的钢丝绳悬挂点会产生水平偏摆力和侧向偏摆力，这是由于风力、惯性力引起的。悬挂在钢丝绳上的货物由于风力、惯性力的作用会产生偏摆。根据《船舶与海上设施起重机设备规范》查得，在设计船用起重机时应考虑船舶横倾5°、纵倾2°情况下，能在港区或对海浪有良好遮蔽的海域内安全而有效的作业。还查得，在海况最不利的情况下，吊重的货物在变幅平面内的最大偏摆角为6°，在旋转平面内的最大偏摆角为12°。

水平偏摆载荷:

式中:φ——船的最大倾角;

θ——起升货物在变幅平面内的偏斜角。

旋转平面内的侧向偏摆载荷:

式中:β——起升货物在旋转平面内的偏斜角。吊臂扭转的扭矩:

式中:ω——起重货物偏斜角。

3 有限元分析

吊臂是船用起重机的关键部位，对其进行强度分析是必要的，这不仅能够验证设计能否满足使用要求，也能为产品的优化设计提供理论依据。对于文中所研究对象来说，主要的受力危险臂为二节臂，因此，文中对二节臂进行ANSYS有限元分析。

3.1 模型建立与网格划分

利用Pro/E三维设计软件建立了船用起重机吊臂的三维实体模型，将Pro/E中建立的三维实体模型直接导入到ANSYS中(点击Pro/E工具栏上ANSYS12.0 图标即可完成[3－4])。

在将模型导入到ANSYS之前要对模型进行必要的简化，删除对分析结果无影响或影响很小的零件，如螺栓、螺母等[4]。

在单元大小和类型不受影响的情况下，单元类型选择solid92。吊臂的材料选用的是HQ70高强度钢，其材料属性如下所示:

弹性模量E:206 GPa

泊松比υ:0.3

材料密度 ρ:7 800 ×10－9kg/mm3

对网格划分完成后的实体模型进行加载求解。将计算好的垂直载荷Q=8 4084 N、水平偏摆载荷w=11 555 N、侧向偏摆载荷Tx=18 170 N施加在动滑轮铰点处，将起升绳拉力Fs=30 333 N施加在定滑轮铰点处，将吊臂额头处力矩MLy=3.769 7×106N·mm和吊臂扭矩Mn=3.521 4×106N·mm施加在吊臂额头处。在吊臂尾部施加固定约束，完成载荷约束施加后的实体模型如图4所示。

模型进行加载后，即可进行求解，求解的的流程为点击命令条Main Menu→Solution→Solve→Current LS，然后将信息窗关闭，出现“Solution is done!”提示后，说明分析求解完成[5]。

图4 网格划分与施加载荷Fig.4 Meshing and applied load

3.2 结果与分析

模型分析求解结束后，进入后处理器提取所需的结果信息:工况一应力、应变云图如图5所示，工况二应力、应变云图如图6所示。

图5 工况一应力、应变云图Fig.5 Stress and strain diagram of condition 1

图6 工况二应力、应变云图Fig.6 Stress and strain diagram of condition 2

由图5a可见，应力主要分布在基本臂与二节臂的连接处，即该处为吊臂危险截面，且沿指向臂头方向应力逐渐减小;在基本臂与二节臂相重叠处应力最大，约315 MPa，小于材料的许用强度420 MPa，因此，该设计可满足强度方面的要求。

由图5b可见，吊臂额头处的位移最大为22.6 mm，且变化趋势是从吊臂额头处沿吊臂向尾部应变逐渐减小。应变最大值小于许用挠度值43.2 mm，因此，该设计能满足刚度方面的设计要求。

由图6a可见，应力分布在163～200 MPa区域内，下降明显。由图6b可见，最大位移仍出现在吊臂额头处为46.2 mm，小于许用挠度值97.2 mm，下降也较明显。这种现象的主要原因是船用起重机在工况二工作时臂架伸出较长，受到的起重力矩较大，具有较高的抗弯性能要求。

4 结束语

利用ANSYS软件分别对起重机吊臂两种工况进行了有限元分析，得到吊臂在两种典型工况下的应力应变分布规律以及危险截面，危险截面通常出现在基本臂与二节臂的连接处。工况一吊臂应力、应变最大，应力最大为315 MPa，应变最大为46.2 mm，最大应力小于材料的许用应力，最大应变也在许用用范围内。该研究分析了吊臂强度和刚度方面的使用要求，为进一步设计和优化吊臂提供了参考依据。

[1]杨新昆.世界船舶配套设业透视[J].辽宁造船，2006(9):37－39.

[2]章伊华，段铁群，董庆建.基于ANSYS的HTQ800型门架式桅杆起重机有限元分析[J].煤矿机械，2012，33(3):107－109.

[3]杨 萍，贺小明.ANSYS与Pro/E间无缝连接的应用研究[J].机械设计与制造，2006(1):58－59.

[4]徐文娟，梁志强.1 t固定式矿车车架的轻量化设计[J].黑龙江科技学院学报，2012，22(5):514－520.

[5]董庆建.轴瓦定位唇专用铣床设计与研究[D].哈尔滨:哈尔滨理工大学，2012:29－31.

[6]张朝晖.ANSYS12.0结构分析及实例解析[M].北京:机械工业出版社，2009:6－13.