1、汽車起重機轉臺的有限元分析及優化摘要：汽車起重機的轉臺是用來安裝吊臂、起升機構、變幅機構、回轉機構、上車發動機、司機室、液壓閥組及管路等的機架。轉臺通過回轉支承安裝在起重機的車架上，為了保證起重機的正常工作，轉臺應具有足夠的剛度和強度。對于汽車起重機，為了有較好的通過性和較低的成本，應盡量減小轉臺的外形尺寸及重量。隨著計算機輔助工程（CAE）技術在工業應用領域中的廣度和深度的不斷發展，它在提高產品設計質量、縮短設計周期、節約成本方面發揮了越來越重要的作用。目前CAE分析的對象已由單一的零部件分析拓展到系統級的裝配體，如挖掘機、汽車起重機等整機的仿真，而且，CAE分析不再僅僅是專職分析人員的工作

2、，設計人員參與CAE分析已經成為必然。 關鍵詞：汽車起重機；轉臺；有限元分析 1. 引言 1. 汽車起重機轉臺作為起重機三大結構件之一，負責起重機上車和底盤之間力的傳遞。在現今高強板大量使用的情況下，如何簡化結構、減少重量是起重機設計的難題之一。經典ANSYS有限元分析界面是用板殼單元在ANSYS里面建模并進行計算，但是存在建模過于復雜，難以修改，模型無法導出的問題，屬于驗證性計算，而使用ANSYS Workbench Enviroment（AWE）則可以用PRO/E軟件建立模型，再導入AWE進行計算，且在PRO/E中修改模型后再次導入可以保留之前設置的邊界條件，設計效率成倍提高。ANSYS

3、Workbench Enviroment（AWE）作為新一代多物理場協同CAE仿真環境，其獨特的產品構架和眾多支承性產品模塊為整機、多場耦合分析提供了非常優秀的系統級解決方案。具體來講，AWE具有的主要特色如下：1. 強大的裝配體自動分析功能針對航空、汽車、電子產品結構復雜，零部件眾多的技術特點，AWE可以識別相臨的零件并自動設置接觸關系，從而節省模型建立的時間。而現行的許多軟件均需手動設置接觸關系，這不但浪費時間還容易出錯。除此之外，AWE還提供了許多工具，以方便手動編輯接觸表面或為現有的接觸指定接觸類型。AWE提供了與CAD軟件及設計流程之間的超強的整合性，從而發揮CAE對設計流程最大限度

4、的貢獻。最新的AWE使用接口，可與CAD系統中的實體及曲面模型雙向連接，具有更高的幾何導入成功率。當CAD模型變化是，不需要對所施加的負載和支撐重新定義。AWE與CAD系統的雙向相關性還意味著，通過AWE的參數管理可方便的控制CAD模型的參數，從而提高設計效率；AWE的這一功能，還可對多個設計方案進行分析，自動修改每一設計方案的幾何模型。2. 自動化網格劃分功能許多CAE用戶都花大部分的時間在建立網格上，AWE在大型復雜部件，如起重機組裝配件的網格建立上獨具特色，自動網格生成技術可大大節省用戶的時間。根據分析類型不同，有很多因素影響分析的精度。傳統的專業分析人員花大量的時間和訓練來掌握各種分析

5、，手動處理模型以保證分析的精度；而對于設計人員來講，他所關注的應該是自己的產品設計，而不是有限元方法，因此需要一個可靠的工具來替代傳統的工具，盡可能實現自動化。AWE的自動化網格劃分功能如下：Ø 自適應網格劃分，對于精度要求高的區域會自動調整網格密度。Ø 自適應網格劃分，生成形狀、特性較好的元素，保證網格的高質量。Ø 自動收斂技術，是自動迭代過程，通過自適應網格劃分以使指定的結果達到要求的精度。例如，如果對某一個零件的最大應力感興趣，可指定該零件的收斂精度。Ø 自動求解選擇，AWE根據所求解問題的類型自動選擇適合的求解器求解。智能化的負載和邊界條件自動處

6、理。工程背景汽車起重機轉臺作為起重機三大結構件之一，負責起重機上車和底盤之間力的傳遞。在現今高強板大量使用的情況下，如何簡化結構、減少重量是起重機設計的難題之一。經典ANSYS有限元分析界面是用板殼單元在ANSYS里面建模并進行計算，但是存在建模過于復雜，難以修改，模型無法導出的問題，屬于驗證性計算，而使用ANSYS Workbench Enviroment（AWE）則可以用PRO/E軟件建立模型，再導入AWE進行計算，且在PRO/E中修改模型后再次導入可以保留之前設置的邊界條件，設計效率成倍提高。現以我20噸起重機為例，介紹如何使用AWE有限元分析手段，進行轉臺部分的設計優化方法。2. 計算

7、工況及受力分析1. 繪制轉臺受力簡圖、尺寸參數圖如下所示：圖1 轉臺受力簡圖圖2 轉臺尺寸參數圖一圖3 轉臺尺寸參數圖二主要參數說明：O轉臺后鉸點A轉臺前鉸點(變幅后鉸點B變幅前鉸點C臂頭滑輪組D吊臂臂頭(沿吊臂后鉸點O到臂頭的垂足F吊臂及伸縮機構重心位置H轉臺中心(轉臺前鉸點同回轉中心的交點G額定載荷G 吊臂及伸縮機構質量T單繩拉力n1超載系數n2鋼絲繩倍率P轉臺后鉸點受力N轉臺前鉸點受力L吊臂長度LH轉臺中心到吊臂的垂直距離T1轉臺后鉸點到卷揚鋼絲繩的垂直距離C1臂頭滑輪組到OD的垂直距離F1吊臂重心到OD線的垂直距離F2吊臂重心過O點平行于吊臂的距離A1轉臺前后鉸點的水平距離A2轉臺前后

8、鉸點的豎直距離G1轉臺后鉸點到回轉中心的水平距離R工作幅度(重物重心到回轉中心的水平距其他參數如圖示為夾角或直線距離不再特殊說明。受力分析計算A=arctan( -(1rA= -(2B=arctan( -(3rB= -(4C=arctan( -(5rC= -(6C=arccos( -(7吊臂仰角D= C +C -(8F=arctan( -(9rF= -(10AOB=D+-A-B -(11LOA=rB*sin(arctan(-(12T=G* -(13以轉臺后鉸點O為旋轉點，根據轉矩平衡求得轉臺前鉸點正壓力為N=(G*n1*(R+G1+G*rF*cos(D-F-T*T1* -(14AB=D-B+a

9、rctan( -(15Nx=N*cos(AB -(16Ny=N*sin(AB -(17由整體分析水平方向受力平衡得Px=Nx-T*cos(D -(18由整體分析豎直方向受力平衡得Py=Ny-G-G*n1 -(19進而求得轉臺后鉸點力P= -(20LH=*cos(D+A-arctan( -(21后鉸點力P對轉臺中心H點產生的彎矩M=P*LH -(22根據起重性能表在最短主臂工況下對彎矩M逐個求解后對比可知最大彎矩點所在工況點。依據上述公式代入已知條件可求得轉臺在最大吊載、最大彎矩和最大幅度下的前后鉸點受力如表1所示：工況最大吊載最大彎矩最大幅度單位起重量2516.510.6T前鉸點力F1675.

10、2657.4646kN后鉸點力F2352.8458.2466kN卷揚單繩拉力F3282828kN配重重量F4272727kN表1 轉臺載荷表建立模型使用三維軟件PRO/E進行三維實體建模如下圖圖4 轉臺三維實體模型該轉臺使用桁架式結構：兩塊主立板加槽板形成主要框架，局部拼箱體，使整體結構兼具抗彎和抗扭能力。3. 模型簡化簡化模型是指忽略模型或裝配中的細節。由于實際結構往往是復雜的，如果完全按實物建立有限元模型，實際上是不必要的，有時候反而造成網格劃分困難，影響計算精度，還會導致計算時間過長，影響效率。因此，在進行有限元分析之前，常常將零部件上的一些細節特征進行壓縮處理。在壓縮這些特征時必須注意

11、以下兩點：1. 壓縮特征是否會改變分析模型的特性。2. 壓縮特征是否會影響敏感度和優化分析。本例在建立轉臺的有限元模型時，對其進行了簡化，所有的螺紋孔及通孔均不作體現。4. 分析步驟1. 導入模型圖5 接觸條件在模型導入后已經自動設置為bonded圖6 2. 劃分網格因轉臺為板件拼接而成，為體高計算精度，減少節點、單元數量故使用六面體網格進行劃分。圖7 節點數：156795單元數：318253. 邊界條件F2F4F3F1 圖8 載荷施加圖例以轉臺底板為支撐面，設為固定約束(Fixed Support分別在最短主臂下的最大吊載、最大彎矩、最大幅度三種工況下，對轉臺進行強度校核。載荷情況按表一所示

12、施加。轉臺計算只需施加對轉臺影響較大的幾個力，像液壓閥座，回轉機構產生的回轉力矩，轉臺自重等因影響較小均未施加。4. 設定求解參數，即設定求解何種問題，哪些物理量選擇Solution>Insert>Deformation>Total;選擇Solution>Insert>Stress>Equivalent(Von-Mises如下圖所示圖9 5. 求解單擊Solve求解，如下圖所示6. 觀察求解結果通過計算，該轉臺在最大吊載、最大彎矩、最大幅度三種工況下下，應力云圖如下所示。AC B優化前應力云圖-最大吊載BAC 優化前應力云圖-最大彎矩BAC 優化前應力云圖-

13、最大幅度從應力云圖我們發現在A區和B區出現了局部應力集中現象，而在C區整體應力值偏小，可以通過挖孔減少轉臺重量，同時又能降低該區域剛度，起到分散應力的作用。下面是轉臺變形云圖，最大變形處約6mm，因為轉臺計算不對變形量作要求，所以該值僅供參考之用。優化前變形云圖-最大吊載優化前變形云圖-最大彎矩優化前變形云圖-最大幅度7. 優化方案。為降低A、B區應力集中，采取貼加強板的方式。詳見下圖。C區優化形式如下圖8. 優化后求解，見下圖 優化后應力云圖-最大吊載優化后應力云圖-最大彎矩優化后應力云圖-最大幅度從結果上看，原A區、B區應力集中現象已經完全得到改善，轉臺重量由優化前的1069kg減少為優化

14、后的1047kg。以下是改進后各工況的變形云圖：優化后變形云圖-最大吊載優化后變形云圖-最大彎矩優化后變形云圖-最大幅度下面為優化前后應力和變形對比列表：最大吊載工況：A區應力MPaB區應力MPa最大變形mm重量kg優化前1922984.91069優化后106813.21047變化量-45%-74.5%-35%-2%最大彎矩工況：A區應力MPaB區應力MPa最大變形mm重量kg優化前2703285.71069優化后1981525.71047變化量-27%-54%0%-2%最大幅度工況：A區應力MPaB區應力MPa最大變形mm重量kg優化前3173255.91069優化后2261245.8104

15、7變化量-28.7%-62%-1.7%-2%通過上面優化前后對比發現，在主立板高應力區貼加強版可以有效降低局部高應力區的受力狀態，應力減小幅度最大高達74.5%，由于整體柔性增強，最大變形量還有減小的趨勢。9. 轉臺材料選用HG60，屈服強度極限460MPa，抗拉強度極限590MPa，s/b=0.780.7，根據GB/T3811，安全系數取n=1.5，基本許用應力s=(0.5s+0.35b/n=290MPa。根據上述分析結果判斷，在三種工況下，轉臺整體應力均小于許用應力，滿足設計要求。1. 結論本文借助ANSYS Workbench有限元軟件，通過對比的方法對汽車起重機轉臺的分析及優化過程進行了詳細介紹，轉臺是起重機三大結構件之一，其結構設計的合理性直接影響到整車的性能。通過對多種轉臺做有限元分析后發現，對于桁架式轉臺，應力集中多分布在本文