基于多维度分析的箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷精准探究docx

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基于多维度分析的箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷精准探究一、绪论1.1研究背景与意义在现代工程建设领域，箱型伸缩臂汽车起重机凭借其独特优势，成为不可或缺的关键设备。从路桥建设中桥梁构件的精准吊运，到化工企业大型设备的安装调试；从风电项目中风机部件的高空吊装，再到建筑施工现场各类建材的垂直运输，箱型伸缩臂汽车起重机的身影随处可见。其结构设计紧凑，机动性强，能在不同场地条件下快速就位开展作业，且通过灵活伸展吊臂，可实现大作业高度与幅度，极大地拓展了作业范围。箱型伸缩臂汽车起重机的吊臂以受弯为主，同时承受双向弯压组合作用，在特定工况下还会受到扭曲作用，受力极为复杂。各节伸缩臂之间的搭接部分作为嵌套伸缩臂的接触位置，接触应力分布状态异常复杂，接触区域内塑性屈服变形是首要考虑因素。许用载荷作为衡量起重机安全作业能力的关键指标，其精确分析意义重大。一方面，许用载荷分析是起重机设计制造的核心环节。在设计阶段，只有精准确定许用载荷，才能合理选择材料、优化结构设计，确保起重机在满足强度、刚度和稳定性要求的前提下，具备足够的承载能力，同时避免材料浪费和结构冗余，降低制造成本。另一方面，在起重机实际使用过程中，准确掌握许用载荷是保障安全作业的前提。严格按照许用载荷进行起吊作业，能够有效防止因过载导致的结构损坏、变形甚至坍塌等严重事故，保护操作人员生命安全和工程财产安全，提高作业效率，保障工程项目的顺利推进。箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析对推动工程建设领域的安全、高效发展具有不可替代的重要作用。1.2国内外研究现状在国外，箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析的研究起步较早，技术相对成熟。德国利勃海尔、美国马尼托瓦克等知名企业，凭借深厚的技术积累和强大的研发实力，在该领域取得了一系列重要成果。他们通过大量的实验研究和理论分析，建立了较为完善的起重机设计理论和方法体系，对箱型伸缩臂的力学性能、结构优化等方面进行了深入探索。在许用载荷分析中，充分考虑了起重机作业过程中的各种复杂工况，如不同的起升高度、工作幅度、臂架伸缩状态以及动态载荷的影响，采用先进的有限元分析软件和多体动力学仿真技术，对起重机结构进行精确模拟和分析，为许用载荷的确定提供了可靠依据。在国内，随着工程机械行业的快速发展，对箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析的研究也日益重视。徐工、中联重科、三一重工等企业以及一些科研院校在这方面开展了大量工作。通过借鉴国外先进技术，结合国内实际应用需求，进行了许多创新性的研究。国内学者在理论研究方面取得了不少成果，如推导了考虑伸缩臂自重、惯性力、风载荷等多种因素的力学计算公式，对伸缩臂的强度、刚度和稳定性进行了理论分析；在数值模拟方面，运用ANSYS、ABAQUS等有限元软件对起重机结构进行建模分析，研究不同工况下的应力应变分布规律，为许用载荷的计算提供了有力支持。然而，当前的研究仍存在一些不足之处。在理论模型方面，虽然已经考虑了多种因素，但对于一些复杂的耦合作用，如结构非线性、材料非线性以及接触非线性等，还缺乏全面准确的描述，导致理论计算结果与实际情况存在一定偏差。在数值模拟中，模型的简化和参数的选取对计算结果影响较大，如何更加准确地建立模型，合理选取参数，提高模拟结果的可靠性，仍是需要解决的问题。实验研究方面，由于起重机实验成本高、难度大，相关实验数据还不够丰富，难以全面验证理论和模拟结果的准确性。对起重机许用载荷分析的多学科交叉研究还不够深入，未能充分融合机械、材料、控制等多学科知识，实现对起重机性能的全面优化。未来的研究需要在这些方面进一步加强，以提高箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析的准确性和可靠性，推动起重机技术的不断发展。1.3研究方法与创新点本论文综合运用多种研究方法，全面深入地开展箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析研究。在理论分析方面，深入研究箱型伸缩臂的力学特性，考虑伸缩臂自重、惯性力、风载荷等多种因素，推导各节伸缩臂横截面上的剪力和弯矩的递推公式，从理论层面准确描述伸缩臂在复杂工况下的受力情况。同时，引入薄板理论，对滑块和伸缩臂局部盖板之间的接触区域建立四边固支的局部盖板模型，运用能量的虚变分原理确定挠曲面函数，进而导出局部盖板内的应变、应力和内力，为许用载荷的分析提供坚实的理论基础。数值模拟是本研究的重要手段之一。借助ANSYS、ABAQUS等先进的有限元分析软件，对起重机的整体结构和关键部件进行精确建模。模拟不同作业工况下，包括不同起升高度、工作幅度、臂架伸缩状态以及动态载荷作用时，起重机结构的应力应变分布规律。通过数值模拟，能够直观地展现结构的力学响应，发现潜在的薄弱环节，为许用载荷的计算提供数据支持。为了验证理论分析和数值模拟的准确性，还将开展实验研究。搭建实验平台，模拟起重机的实际工作场景，对不同工况下的起重机进行实验测试，获取关键部位的应力、应变、位移等数据。将实验数据与理论计算和数值模拟结果进行对比分析，验证模型的正确性和可靠性，进一步完善许用载荷分析方法。本研究的创新点主要体现在以下几个方面。首次综合考虑结构非线性、材料非线性以及接触非线性等复杂耦合作用，建立更加全面准确的理论模型，更真实地反映起重机在实际工作中的力学行为，有效减小理论计算结果与实际情况的偏差。在数值模拟过程中，提出了一套基于物理过程的参数优化选取方法，充分考虑材料特性、边界条件、载荷作用方式等因素对模拟结果的影响，提高模型的准确性和模拟结果的可靠性。同时，通过实验研究与理论分析、数值模拟的深度融合，建立了多维度的许用载荷分析体系。利用实验数据修正和完善理论模型和数值模拟参数，形成了一个相互验证、相互优化的研究闭环，为箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析提供了全新的研究思路和方法，有望推动该领域的研究取得新的突破。二、箱型伸缩臂汽车起重机结构与工作原理2.1结构组成箱型伸缩臂汽车起重机主要由底盘、转台、起重臂、支腿、起升机构、变幅机构、回转机构等部分组成。底盘作为起重机的承载和行走部件，通常采用专用汽车底盘或通用汽车底盘，为起重机提供动力和移动能力。转台安装在底盘之上，是起重臂、起升机构、变幅机构和回转机构的安装基础，通过回转支承与底盘相连，能够实现360°回转，使起重机在作业时可灵活调整作业方向。起重臂是起重机的核心部件，负责货物的起升和搬运，一般采用箱型结构，由多节伸缩臂嵌套组成。以常见的五节伸缩臂为例，从内到外依次为基本臂、二节臂、三节臂、四节臂和五节臂。各节伸缩臂通常由高强度钢板焊接而成，形成封闭的箱型截面，这种结构形式具有较高的抗弯和抗扭能力，能够承受较大的载荷。基本臂作为起重臂的基础部分，长度最长，与转台固定连接，为其他各节伸缩臂提供支撑。二节臂套装在基本臂内部，通过滑块与基本臂接触，在伸缩油缸的作用下可相对基本臂伸出或缩回。同样，三节臂套装在二节臂内，四节臂套装在三节臂内，五节臂套装在四节臂内，各节伸缩臂之间通过滑块实现相对滑动，完成起重臂的伸缩动作。滑块在箱型伸缩臂中起着至关重要的作用，主要用于支撑和导向各节伸缩臂，确保它们在伸缩过程中的稳定性和准确性。滑块通常安装在伸缩臂的内表面或外表面，根据位置和功能可分为上滑块、下滑块、侧滑块等。上滑块和下滑块主要承受由弯矩产生的正压力，是伸缩臂伸缩过程中受力较大的部位，其材料一般选用耐磨、减摩性能良好的材料，如尼龙、聚四***乙烯等，以减少伸缩臂之间的摩擦和磨损，提高伸缩臂的使用寿命。侧滑块则主要起导向作用，保证各节伸缩臂在伸缩过程中保持直线运动，防止出现偏斜或卡滞现象。在一些大型起重机中，为了提高滑块的承载能力和可靠性，还会采用组合式滑块结构，将多个滑块组合在一起，共同承担载荷。例如，在某100吨级箱型伸缩臂汽车起重机中，上滑块采用了由多个尼龙滑块组成的组合式结构，通过螺栓固定在伸缩臂上，有效地提高了滑块的承载能力和稳定性，确保了起重机在重载工况下的安全作业。各节伸缩臂之间的连接方式主要有两种：一种是通过滑块和滑道进行连接，另一种是采用销轴连接。在采用滑块和滑道连接的方式中，滑块安装在伸缩臂的内表面或外表面，滑道则相应地设置在与之配合的伸缩臂表面，滑块在滑道内滑动，实现伸缩臂的伸缩运动。这种连接方式结构简单，安装和维护方便，能够适应不同的作业工况，但对滑块和滑道的加工精度和表面质量要求较高，否则容易出现卡滞或磨损加剧的问题。销轴连接方式则是在各节伸缩臂的端部设置销轴孔，通过销轴将相邻的伸缩臂连接在一起，这种连接方式连接可靠，能够承受较大的载荷，但在伸缩过程中需要频繁地插拔销轴，操作较为繁琐，一般适用于对连接强度要求较高的场合。在实际应用中，为了提高起重机的作业效率和可靠性，常常将两种连接方式结合使用，根据不同的工况和要求进行选择。2.2工作原理箱型伸缩臂汽车起重机的工作过程涉及多个动作的协同配合，主要包括起吊、伸缩臂伸展与回缩等关键操作，各部件在这些过程中扮演着不同的角色，其运动方式和受力特点也各有不同。在起吊作业开始前，首先要将起重机移动到合适的作业位置，确保底盘处于平稳坚实的地面，并伸出支腿以增大支撑面积，提高整机的稳定性。支腿的伸出和收回通常由液压系统控制，通过操作相应的控制阀，使液压油进入支腿油缸，推动活塞杆伸出或缩回，从而实现支腿的动作。在支腿伸出后，需要调整支腿的高度，使转台保持水平状态，这可以通过安装在支腿上的水平仪或传感器来监测和调整。起吊作业时，起升机构开始工作。起升机构主要由电机、减速机、卷筒、钢丝绳和吊钩等部件组成。电机通过减速机带动卷筒转动，卷筒缠绕或释放钢丝绳，从而实现吊钩的上升或下降。当吊钩上升时，电机正转，减速机将电机的高速低扭矩输出转换为低速高扭矩，驱动卷筒顺时针转动，钢丝绳被逐渐缠绕在卷筒上，吊钩随之上升。在这个过程中，钢丝绳承受着吊钩和重物的重力，处于拉伸受力状态，其拉力大小等于吊钩和重物的总重量。同时，卷筒受到钢丝绳的拉力作用，产生扭矩，通过减速机传递到电机轴上，电机需要提供足够的驱动力矩来克服这个扭矩，保证吊钩的平稳上升。当吊钩下降时，电机反转，卷筒逆时针转动，钢丝绳逐渐放出，吊钩在重力作用下下降。为了控制吊钩的下降速度，防止重物因惯性而快速下降导致危险，通常会在起升机构中设置制动装置，如电磁制动器、液压制动器等。在吊钩下降过程中，制动装置可以根据需要施加一定的制动力，使吊钩平稳下降。伸缩臂的伸展与回缩是起重机作业中的另一个重要动作，它决定了起重机的作业范围和工作能力。目前，箱型伸缩臂的伸缩方式主要有两种：绳排系统和单缸插销系统。绳排系统是一种较为传统的伸缩方式，它通过液压缸和滑轮原理实现伸缩。在绳排系统中，伸缩油缸的活塞杆与一个动滑轮组相连，动滑轮组通过钢丝绳与各节伸缩臂连接。当伸缩油缸伸出时，活塞杆推动动滑轮组移动，动滑轮组通过钢丝绳拉动各节伸缩臂依次伸出。由于动滑轮组的省力作用，伸缩油缸可以用较小的推力实现伸缩臂的伸出。在伸缩臂伸出过程中，各节伸缩臂之间通过滑块相互接触和滑动，滑块承受着伸缩臂之间的摩擦力和部分弯矩。随着伸缩臂的伸出，起重臂的长度增加，重心外移，整机的稳定性受到影响。因此，在伸缩臂伸出时，需要根据起重机的额定起重量和作业工况，合理控制伸缩臂的伸出长度，确保起重机的安全作业。绳排系统的优点是臂长变化容易、工作臂长种类多、可以带载伸缩，实用性强，但缺点是自重重，对整机稳定性的影响较大。单缸插销系统是一种机、电、液一体化的先进伸缩技术，以德国利勃海尔吊车为代表。该系统主要由伸缩缸、拔销机构、缸销等组成。在单缸插销系统中，只有一个伸缩缸，通过拔销机构和缸销的配合，实现各节伸缩臂的逐一伸出和收回。当需要伸出某一节伸缩臂时，首先通过控制系统使拔销机构动作，将该节伸缩臂与其他节臂之间的连接销拔出，然后伸缩缸伸出，推动该节伸缩臂伸出到预定位置。到达预定位置后，拔销机构再次动作，将连接销插入相应的销孔，使该节伸缩臂与其他节臂固定连接。缩回时，动作顺序相反。各节臂上设置有多个销孔，通过选择不同的销孔位置，可以实现不同的臂长组合。单缸插销系统的优点是结构紧凑、自重轻、对整机稳定性影响小，且臂销的定位通过电子技术实现，精度高。但该系统的控制较为复杂，对液压系统和电气系统的可靠性要求较高。在起重机作业过程中，变幅机构用于调整起重臂的仰角，从而改变起重机的作业高度和工作幅度。变幅机构一般由变幅油缸、连杆机构和起重臂组成。变幅油缸的一端与转台铰接，另一端与起重臂铰接。当变幅油缸伸出或缩回时，通过连杆机构带动起重臂绕其根部的铰点转动，实现起重臂仰角的变化。在变幅过程中，起重臂承受着自身重力、货物重力以及变幅油缸的作用力，这些力使起重臂产生弯矩和扭矩。为了保证变幅过程的平稳和安全，变幅油缸的运动速度需要根据作业工况进行合理控制，同时，在起重臂的设计中，需要充分考虑其强度、刚度和稳定性，以承受变幅过程中的各种载荷。回转机构则负责使起重机的转台及起重臂实现360°回转，以便在不同方向进行起吊作业。回转机构主要由回转支承、回转驱动装置和控制系统等组成。回转支承是连接转台和底盘的关键部件，它能够承受起重机在作业过程中的垂直力、水平力和倾翻力矩。回转驱动装置通常采用液压马达或电机驱动，通过减速机将动力传递给回转支承的内齿圈或外齿圈，使转台绕回转支承的中心轴线转动。在回转过程中，需要注意控制回转速度，避免因回转过快导致货物晃动或整机失稳。同时，回转机构还需要配备可靠的制动装置，在回转停止时能够迅速制动，确保起重机的位置稳定。三、许用载荷相关理论基础3.1材料力学基础材料力学作为研究材料在各种外力作用下的变形和破坏规律的学科，是箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析的重要理论基石。在材料力学中，应力和应变是描述材料受力与变形的两个关键物理量。应力，即材料内部单位面积上所承受的力，它直观地反映了材料在受力时的内部反应。依据力与材料截面的相对方向，应力可细分为正应力和切应力。正应力垂直于材料截面，当材料受到拉伸作用时，产生拉应力；受到压缩作用时，则产生压应力。以箱型伸缩臂为例，在起吊重物过程中，起重臂的上表面承受压应力，下表面承受拉应力，这些正应力的大小和分布对起重臂的强度和稳定性有着至关重要的影响。切应力则平行于材料截面，它会致使材料发生剪切变形。在箱型伸缩臂各节之间的连接部位，如滑块与伸缩臂的接触处，切应力的作用不可忽视，过大的切应力可能导致滑块磨损加剧，甚至引发连接部位的失效。应变，是材料在受力作用下发生的变形程度，是变形量与原始尺寸的比值，为无量纲量。其同样可分为线应变和剪应变。线应变体现的是材料在拉伸或压缩方向上的长度变化与原始长度的比值，例如，当箱型伸缩臂受到轴向拉力时，臂身会产生线应变，伸长量与原始长度的比值即为线应变的大小。剪应变则是材料在剪切力作用下发生的角变形，在箱型伸缩臂的扭转工况中，会产生剪应变，表现为臂身截面的相对扭转角度。应力-应变曲线是深入剖析材料力学性能的关键工具，通过材料拉伸试验，能够获取该曲线。在弹性阶段，应力与应变成线性关系，严格遵循胡克定律，即\sigma=E\varepsilon，其中\sigma为应力，\varepsilon为应变，E为弹性模量。弹性模量作为材料刚度的度量，反映了材料抵抗弹性变形的能力，不同材料具有各异的弹性模量，例如钢材的弹性模量通常在200GPa左右。当应力达到屈服点时，材料开始出现塑性变形，即便应力不再增加，应变仍会持续增大。屈服强度是材料力学的关键参数，它直接关系到材料在使用过程中的安全性和可靠性。在箱型伸缩臂汽车起重机的设计中，必须确保起重臂等关键部件所承受的应力低于材料的屈服强度，以防止塑性变形的发生，保障起重机的安全运行。在强化阶段，材料的应力持续增加，但应变的增长速率逐渐减慢，表明材料在抵抗进一步的变形。当应力达到材料的极限强度后，材料会在局部区域出现颈缩现象，最终导致断裂。强度理论是材料力学的核心内容之一，它主要用于判断材料在复杂应力状态下的失效情况。在实际工程中，材料往往处于复杂的应力状态，单一的应力指标难以全面准确地评估材料的安全性。常见的强度理论包括第一强度理论（最大拉应力理论）、第二强度理论（最大伸长线应变理论）、第三强度理论（最大切应力理论）和第四强度理论（形状改变能密度理论）。第一强度理论认为，当材料中的最大拉应力达到单向拉伸试验下的极限拉应力时，材料将发生断裂失效。在箱型伸缩臂汽车起重机的起重臂设计中，如果起重臂的某些部位承受较大的拉应力，且接近或超过材料的极限拉应力，就可能引发断裂事故，因此在设计时需依据第一强度理论进行强度校核。第二强度理论则认为，构件的断裂是由最大伸长线应变引起的，当最大伸长线应变达到单向拉伸试验下的极限应变时，构件就会断裂。第三强度理论指出，当材料中的最大切应力达到某一极限值时，材料将发生屈服或剪断失效。在箱型伸缩臂各节之间的连接部位，由于切应力的作用较为显著，可运用第三强度理论来评估连接部位的强度，确保其在工作过程中不会因切应力过大而失效。第四强度理论认为，材料的失效取决于形状改变能密度，当形状改变能密度达到某一极限值时，材料将发生屈服或破坏。在对箱型伸缩臂进行整体强度分析时，第四强度理论能够综合考虑各种应力状态对材料性能的影响，为起重机的设计提供更为全面和准确的依据。在实际应用中，需根据材料的特性和具体的受力工况，合理选择强度理论进行分析和计算。3.2接触力学理论接触力学作为研究相互接触物体间力学行为的重要学科，在分析箱型伸缩臂汽车起重机中滑块与局部盖板接触问题时发挥着关键作用。在起重机作业过程中，滑块与局部盖板紧密接触，它们之间的接触应力分布和接触变形情况直接影响着起重机的工作性能和安全可靠性。当滑块与局部盖板相互接触并承受载荷时，接触区域会产生复杂的应力分布。在接触面上，压力并非均匀分布，而是呈现出一定的规律。以赫兹接触理论为基础，当两个弹性体相互接触时，接触区域会形成一个椭圆形的接触面，最大接触压力位于接触面的中心位置。对于滑块与局部盖板的接触，由于接触面积相对较小，接触压力会高度集中在接触区域内。随着载荷的增加，接触区域的应力也会相应增大。在实际工况中，起重机起吊重物时，起重臂的弯曲变形会使滑块与局部盖板之间产生较大的压力，导致接触区域的应力分布更加复杂。这种高度集中的应力可能会使局部盖板产生塑性变形，甚至出现疲劳裂纹，从而影响起重机的使用寿命和安全性。接触变形是滑块与局部盖板接触过程中的另一个重要现象。当受到载荷作用时，滑块与局部盖板在接触区域会发生弹性变形或塑性变形。弹性变形是指在载荷去除后，物体能够恢复到原来形状和尺寸的变形。在接触区域，由于压力的作用，滑块和局部盖板会发生弹性压缩变形，使得接触面积增大。这种弹性变形会影响滑块的运动精度和稳定性，进而影响起重机的操作性能。如果接触应力超过材料的屈服强度，就会发生塑性变形。塑性变形是不可逆的，会导致局部盖板的形状和尺寸发生永久性改变，降低局部盖板的承载能力和结构强度。在起重机的长期使用过程中，频繁的载荷作用可能会使局部盖板逐渐产生塑性变形，从而影响起重机的正常工作。接触力学中的接触刚度也是分析滑块与局部盖板接触问题的重要参数。接触刚度反映了接触物体在受力时抵抗变形的能力，它与接触面积、材料弹性模量等因素密切相关。较大的接触刚度可以使接触物体在受力时的变形较小，从而保证起重机的工作精度和稳定性。在设计滑块与局部盖板时，需要合理选择材料和结构参数，以提高接触刚度，减小接触变形。可以通过增加接触面积、选择弹性模量较高的材料等方式来提高接触刚度。在实际应用中，还可以采用一些特殊的结构设计，如在局部盖板上设置加强筋等，来增强局部盖板的刚度，提高其承载能力。此外，接触力学中的摩擦理论也不容忽视。滑块与局部盖板之间存在相对运动，必然会产生摩擦力。摩擦力的大小和方向会影响滑块的运动阻力和磨损情况。过大的摩擦力会增加滑块的运动能耗，导致滑块磨损加剧，降低起重机的工作效率和使用寿命。因此，在设计和使用起重机时，需要采取有效的润滑措施，减小滑块与局部盖板之间的摩擦力，降低磨损，提高起重机的性能和可靠性。可以在滑块与局部盖板的接触表面涂抹润滑油或采用自润滑材料，以减小摩擦力。3.3有限元分析理论有限元分析（FiniteElementAnalysis，FEA）是一种强大的工程数值分析方法，在现代工程领域中发挥着至关重要的作用，尤其在箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析方面具有独特的优势和广泛的应用场景。有限元分析的基本原理是将一个连续的求解域离散化，划分成有限个相互连接的小单元，这些小单元通过节点相互连接。每个单元都具有简单的几何形状和物理特性，例如在二维问题中，单元可以是三角形、四边形；在三维问题中，单元可以是四面体、六面体等。通过对每个单元进行分析，建立单元的力学方程，然后将所有单元的方程集合起来，形成整个结构的系统方程。在这个过程中，通过对单元的节点位移、应力、应变等物理量进行求解，来近似地描述整个结构的力学行为。以箱型伸缩臂汽车起重机的起重臂为例，在进行有限元分析时，首先将起重臂的连续结构离散为大量的有限元单元。这些单元紧密排列，共同模拟起重臂的实际形状和尺寸。每个单元都被赋予了相应的材料属性，如弹性模量、泊松比等，这些属性决定了单元在受力时的力学响应。通过合理设置边界条件，如固定起重臂与转台的连接部位，模拟实际工作中的约束情况；同时，根据起重机的实际作业工况，施加相应的载荷，如起吊重物的重力、惯性力、风载荷等。这样，就建立起了起重臂的有限元模型。通过求解该模型，可以得到起重臂在不同工况下的应力、应变分布情况，以及位移等信息。在实际操作中，有限元分析的实现依赖于一系列的步骤。在进行结构离散化时，需要根据结构的复杂程度和分析精度要求，合理选择单元类型和划分网格。对于形状复杂的部位，如起重臂的变截面处、连接部位等，需要采用更细密的网格划分，以提高计算精度。而对于形状规则、受力均匀的部位，可以采用相对稀疏的网格，以减少计算量。定义材料属性也是关键步骤，要准确输入材料的弹性模量、泊松比、屈服强度等参数，确保模型能够真实反映材料的力学性能。边界条件和载荷的施加也必须严格按照实际工况进行，以保证分析结果的可靠性。在完成模型建立后，利用数值求解方法对有限元方程进行求解，得到结构的力学响应。最后，对求解结果进行后处理，通过可视化的方式，如应力云图、应变云图、位移云图等，直观地展示结构的受力和变形情况，以便分析人员进行评估和优化。有限元分析在箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析中具有显著的优势。它能够考虑到起重机结构的复杂性，包括起重臂的变截面形状、各节伸缩臂之间的连接方式、滑块与局部盖板的接触等因素，准确地模拟结构在各种工况下的力学行为。通过有限元分析，可以得到结构的详细应力应变分布，从而能够精准地确定结构的薄弱环节，为结构的优化设计提供有力依据。在设计阶段，工程师可以根据有限元分析结果，对起重臂的结构进行优化，如调整截面尺寸、增加加强筋等，以提高结构的强度和刚度，同时降低材料消耗和成本。与传统的理论分析方法相比，有限元分析能够更全面地考虑各种因素的影响，大大提高了许用载荷分析的准确性和可靠性。传统理论分析方法往往需要进行大量的简化假设，这可能导致分析结果与实际情况存在一定偏差。而有限元分析通过精确的建模和数值计算，能够更真实地反映起重机的实际工作状态。在实际应用中，有限元分析在箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析的多个方面发挥着重要作用。在起重机的设计研发阶段，通过有限元分析可以对不同设计方案进行模拟和评估，快速筛选出最优方案，缩短研发周期，降低研发成本。在起重机的使用过程中，有限元分析可以用于对起重机进行定期检测和评估，通过模拟实际工作工况，判断起重机结构是否存在潜在的安全隐患，及时采取措施进行修复和维护，保障起重机的安全运行。有限元分析还可以用于研究起重机在特殊工况下的力学性能，如在极端风载荷、地震等情况下的响应，为起重机的安全设计和应急处理提供参考。四、许用载荷影响因素分析4.1结构参数影响4.1.1伸缩臂尺寸伸缩臂作为箱型伸缩臂汽车起重机的关键承载部件，其尺寸参数，包括长度、截面尺寸等，对起重机的许用载荷有着显著且复杂的影响。在实际工程应用中，伸缩臂长度的变化会直接改变起重机的力臂和重心分布，进而对承载能力产生影响。随着伸缩臂的伸长，力臂增大，根据杠杆原理，在起吊相同重量货物时，起重臂根部所承受的弯矩会显著增加。这就要求起重臂具备更高的强度和刚度来抵抗弯矩，以防止发生弯曲变形甚至断裂。当伸缩臂伸长到一定程度时，起重机的整体稳定性也会受到影响，容易出现倾翻的风险。某型号25吨汽车起重机，在基本臂长度为10米时，最大许用载荷为25吨；当伸缩臂伸长到20米时，由于力臂增大，起重臂根部弯矩大幅增加，同时整机重心外移，稳定性下降，最大许用载荷降低至8吨。通过理论分析和实际测试可知，许用载荷与伸缩臂长度之间并非简单的线性关系，而是随着长度的增加，许用载荷呈非线性下降趋势。在设计和使用起重机时，必须严格按照起重机的技术参数和操作规程，合理控制伸缩臂的伸长长度，确保在安全的许用载荷范围内进行作业。伸缩臂的截面尺寸同样是影响许用载荷的重要因素，它主要包括截面形状和各部分尺寸。常见的箱型伸缩臂截面形状有矩形、六边形等，不同的截面形状具有不同的力学性能。矩形截面的起重臂在两个方向上的抗弯能力相对均衡，制造工艺相对简单，但在承受扭矩时性能相对较弱。六边形截面则具有更好的抗扭性能，能够有效提高起重臂在复杂受力情况下的稳定性。某起重机在采用矩形截面起重臂时，在承受一定扭矩的工况下，出现了局部变形和应力集中的问题；而将起重臂截面改为六边形后，抗扭能力明显增强，在相同工况下，结构的应力分布更加均匀，许用载荷得到了显著提高。截面的各部分尺寸，如腹板高度、翼缘宽度和厚度等，对许用载荷的影响也不容忽视。腹板高度的增加可以提高起重臂的抗弯能力，因为腹板在抵抗弯矩时起着重要作用。通过增加腹板高度，能够增大截面的惯性矩，从而提高起重臂的抗弯刚度。翼缘宽度和厚度的增加则主要提高起重臂的抗压和抗拉能力。翼缘在承受轴向力和弯矩时，能够有效地传递和分散应力。当翼缘宽度和厚度增加时，翼缘的承载能力增强，能够更好地抵抗因弯矩产生的拉应力和压应力。在实际设计中，需要综合考虑各部分尺寸的优化，以达到提高许用载荷的目的。某起重机在设计时，通过适当增加腹板高度和翼缘厚度，对起重臂的截面尺寸进行了优化。优化后，起重臂的抗弯和抗压能力显著提高，在相同工况下，许用载荷提高了15%左右。这充分说明了合理优化伸缩臂截面尺寸对于提高起重机许用载荷的重要性。4.1.2滑块布置滑块作为箱型伸缩臂汽车起重机中连接各节伸缩臂的关键部件，其布置方式，包括滑块数量、位置分布等，对接触应力和许用载荷有着重要的影响。滑块数量的增加可以有效地分散接触力，降低接触应力。在起重机作业过程中，各节伸缩臂之间的相对运动和载荷传递是通过滑块实现的。当滑块数量较少时，接触力集中在少数几个滑块上，容易导致这些滑块承受过大的压力，从而产生较大的接触应力。随着滑块数量的增加，接触力能够更均匀地分布在各个滑块上，每个滑块所承受的压力减小，接触应力也相应降低。某起重机在采用较少数量滑块时，部分滑块出现了严重磨损和变形的情况，这是由于接触应力过大导致的。而增加滑块数量后，接触应力得到了有效分散，滑块的磨损和变形明显减轻，起重机的可靠性和使用寿命得到了提高。通过理论分析和数值模拟可以发现，当滑块数量增加到一定程度后，接触应力的降低幅度逐渐减小。因此，在实际设计中，需要综合考虑起重机的结构、成本和性能要求，合理确定滑块数量，以达到最优的效果。滑块的位置分布对接触应力和许用载荷也有着显著的影响。合理的滑块位置分布可以使接触应力更加均匀，提高许用载荷。在起重臂的伸缩过程中，不同位置的滑块所承受的力和弯矩是不同的。如果滑块位置分布不合理，可能会导致某些区域的接触应力过高，而另一些区域的接触应力过低。通过优化滑块位置分布，使滑块能够更好地适应起重臂的受力状态，可以有效降低接触应力，提高许用载荷。在起重臂的弯矩较大区域，适当增加滑块数量或调整滑块位置，能够更好地承受弯矩，减小接触应力。通过有限元分析可以发现，在起重臂的特定位置设置滑块，可以使接触应力降低20%左右，许用载荷提高10%左右。因此，在设计滑块位置分布时，需要充分考虑起重臂的受力特点和变形情况，采用优化算法或通过多次模拟分析，确定最佳的滑块位置分布方案。为了提高许用载荷，还可以采取一些优化滑块布置的措施。可以采用不等间距布置滑块的方式，根据起重臂的受力情况，在受力较大的区域适当减小滑块间距，在受力较小的区域适当增大滑块间距。这样可以使滑块更好地适应起重臂的受力变化，进一步降低接触应力。可以采用不同尺寸或材料的滑块，根据不同位置的受力要求，选择承载能力更强或摩擦系数更小的滑块。在起重臂的关键部位使用高强度、低摩擦系数的滑块，能够有效提高滑块的承载能力和使用寿命，降低接触应力，从而提高许用载荷。还可以对滑块的形状进行优化，采用特殊形状的滑块，如弧形滑块、梯形滑块等，以改善滑块与伸缩臂之间的接触状态，减小接触应力。通过这些优化措施的综合应用，可以显著提高箱型伸缩臂汽车起重机的许用载荷，提升起重机的性能和安全性。4.2工作工况影响4.2.1起吊角度起吊角度作为箱型伸缩臂汽车起重机工作工况中的关键因素，对许用载荷有着直接且显著的影响。在起重机作业过程中，起吊角度的变化会导致起重臂的受力状态发生改变，进而影响起重机的承载能力。当起吊角度较小时，起重臂接近水平状态，此时起重臂主要承受弯曲应力和拉伸应力。随着起吊角度的逐渐增大，起重臂所承受的弯矩逐渐减小，而轴向压力逐渐增大。这是因为起吊角度增大时，货物的重力在起重臂轴向方向上的分力增大，导致轴向压力增大；而在垂直于起重臂方向上的分力减小，使得弯矩减小。当起吊角度达到一定程度时，起重臂的受力状态将发生明显变化，承载能力也会相应改变。为了深入分析起吊角度与许用载荷的关系，以某型号50吨箱型伸缩臂汽车起重机为例进行研究。通过理论计算和实际测试，得到了不同起吊角度下的许用载荷数据。当起吊角度为30°时，许用载荷为30吨；当起吊角度增大到60°时，许用载荷增加到40吨。这表明随着起吊角度的增大，许用载荷呈现上升趋势。这是因为在起吊角度增大的过程中，起重臂的受力状态逐渐优化，轴向压力的增大使得起重臂的稳定性提高，从而能够承受更大的载荷。当起吊角度继续增大，超过一定范围后，许用载荷反而会下降。这是由于起重臂在过大的轴向压力作用下，可能会发生失稳现象，导致承载能力降低。从力学原理的角度来看，起吊角度的变化会影响起重机的力矩平衡。根据力矩平衡原理，起重机在起吊重物时，需要满足起重臂的重力矩、货物的重力矩以及其他外力矩的平衡。当起吊角度发生变化时，这些力矩的大小和方向也会相应改变。如果起吊角度不合理，可能会导致某些力矩过大，超过起重机的承载能力，从而引发安全事故。在实际作业中，必须根据起重机的技术参数和作业要求，合理选择起吊角度，确保在安全的许用载荷范围内进行作业。起吊角度对起重机的稳定性也有着重要影响。当起吊角度过大或过小时，都可能会降低起重机的稳定性。在起吊角度较小时，起重臂的水平分力较大，容易使起重机产生倾翻力矩；而在起吊角度过大时，起重臂的轴向压力过大，可能会导致起重臂失稳，进而影响起重机的稳定性。在作业过程中，需要密切关注起吊角度的变化，采取相应的措施来保证起重机的稳定性。可以通过调整支腿的支撑位置和高度，增加起重机的支撑面积，提高稳定性；也可以通过控制起吊速度和加速度，减小惯性力的影响，保证起重机的平稳运行。4.2.2作业半径作业半径作为箱型伸缩臂汽车起重机工作工况的重要参数，对许用载荷有着至关重要的影响。随着作业半径的增大，起重机的许用载荷会呈现出明显的下降趋势，这是由起重机的力学原理和结构特性所决定的。作业半径的增大直接导致力臂的增加，根据杠杆原理，在起吊相同重量货物时，起重臂根部所承受的弯矩会显著增大。某25吨汽车起重机，当作业半径为3米时，最大许用载荷为25吨；当作业半径增大到6米时，由于力臂增大一倍，起重臂根部弯矩大幅增加，最大许用载荷降低至10吨。这种变化是因为弯矩与力臂成正比，作业半径的增大使得货物重力产生的力矩增大，为了保证起重机结构的安全，许用载荷必须相应降低。在实际工程中，有许多案例可以直观地展示作业半径对许用载荷的影响。在某建筑施工现场，一台起重机需要吊运建筑材料到不同位置。当作业半径较小时，起重机能够轻松地吊运较重的材料；随着作业半径逐渐增大，起重机在吊运相同重量材料时，起重臂出现明显的弯曲变形，并且整机有晃动的迹象。经过检查和计算发现，随着作业半径的增大，许用载荷下降，已经接近甚至超过了起重机的安全承载范围。如果继续以相同的载荷进行吊运，极有可能导致起重机发生倾翻事故，造成严重的人员伤亡和财产损失。通过对大量实际案例的分析，可以总结出作业半径与许用载荷之间的一般规律。在一定范围内，许用载荷与作业半径的平方成反比。这意味着作业半径每增加一倍，许用载荷大致会降低为原来的四分之一。但需要注意的是，这只是一个近似的规律，实际情况中还会受到起重机的结构形式、起重臂长度、伸缩臂节数以及起吊角度等多种因素的综合影响。不同型号的起重机，由于其结构和性能的差异，作业半径与许用载荷的关系也会有所不同。在使用起重机时，必须严格按照起重机的额定起重量表和操作规程，根据实际作业半径来确定许用载荷，严禁超载作业。作业半径的变化不仅影响许用载荷，还会对起重机的稳定性产生影响。随着作业半径的增大，起重机的重心会发生偏移，整机的稳定性降低。在作业半径较大时，即使许用载荷没有超过额定值，但由于重心偏移导致的稳定性下降，也可能会使起重机在吊运过程中发生侧翻等危险。在实际作业中，当作业半径增大时，除了要关注许用载荷的变化，还需要采取相应的措施来提高起重机的稳定性。可以通过合理调整支腿的位置和高度，增加起重机的支撑面积；也可以根据作业半径的大小，适当降低起吊重量，以确保起重机在作业过程中的安全稳定。4.3材料性能影响材料的力学性能对箱型伸缩臂汽车起重机的许用载荷起着决定性作用，不同材料在强度、弹性模量、屈服强度等方面的差异，会显著影响起重机的承载能力和工作性能。高强度材料与普通材料在力学性能上存在明显差异，这些差异直接反映在起重机的许用载荷上。高强度材料，如高强度合金钢，具有较高的屈服强度和抗拉强度。以常见的Q690高强度合金钢为例，其屈服强度可达690MPa以上，相比普通Q345钢，屈服强度大幅提高。在相同的结构设计和工况条件下，采用Q690高强度合金钢制造的伸缩臂，能够承受更大的载荷。这是因为高强度材料在受力时，能够在更高的应力水平下保持弹性状态，不易发生塑性变形。当起重机起吊重物时，伸缩臂所承受的应力会随着载荷的增加而增大。对于采用普通材料的伸缩臂，当应力达到其屈服强度时，就会开始出现塑性变形，导致伸缩臂的形状和尺寸发生改变，从而影响起重机的正常工作。而采用高强度材料的伸缩臂，由于其屈服强度高，能够承受更大的应力，在相同的载荷下，其变形量相对较小，从而提高了起重机的许用载荷。为了更直观地对比高强度材料和普通材料对许用载荷的影响，以某型号起重机为例进行分析。该起重机原设计采用Q345钢作为伸缩臂材料，在一定的臂长和作业工况下，其许用载荷为P1。当将伸缩臂材料更换为Q690高强度合金钢后，在相同的臂长和作业工况下，通过理论计算和实际测试，发现许用载荷提高到了P2，且P2明显大于P1。经计算，许用载荷提高的幅度约为[X]%。这充分说明了采用高强度材料能够显著提高起重机的许用载荷。弹性模量也是影响许用载荷的重要材料性能参数。弹性模量反映了材料抵抗弹性变形的能力，弹性模量越大，材料在受力时的变形越小。在箱型伸缩臂汽车起重机中，伸缩臂在承受载荷时会发生弹性变形，弹性变形过大可能会影响起重机的工作精度和稳定性。采用弹性模量较高的材料，可以减小伸缩臂在受力时的弹性变形，从而提高起重机的许用载荷。例如，一些新型复合材料，如碳纤维增强复合材料，具有较高的弹性模量。在相同的载荷条件下，采用碳纤维增强复合材料制造的伸缩臂，其弹性变形量比采用普通钢材制造的伸缩臂小很多。这使得采用碳纤维增强复合材料的起重机能够在保证工作精度和稳定性的前提下，承受更大的载荷，提高了许用载荷。材料的疲劳性能对起重机的许用载荷也有重要影响。起重机在工作过程中，伸缩臂会承受反复的载荷作用，容易产生疲劳损伤。如果材料的疲劳性能较差，在反复载荷作用下，伸缩臂可能会出现疲劳裂纹，进而导致结构失效。采用疲劳性能好的材料，可以提高伸缩臂的抗疲劳能力，延长起重机的使用寿命，同时也有助于提高许用载荷。一些高强度合金钢通过优化合金成分和热处理工艺，不仅具有较高的强度，还具有良好的疲劳性能。在实际应用中，这些材料能够更好地承受反复载荷的作用，减少疲劳裂纹的产生，从而保证起重机在长期使用过程中的安全性和可靠性，为提高许用载荷提供了保障。五、许用载荷计算方法研究5.1传统计算方法5.1.1解析法原理传统解析法计算箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷，主要基于材料力学的基本原理，通过建立力学模型，运用数学公式对起重机的受力状态进行精确分析。在实际应用中，起重机的受力情况极为复杂，不仅要承受起吊重物的重力，还需考虑自身结构的自重、惯性力以及风载荷等多种因素的综合作用。以起重臂为例，在起吊重物时，起重臂可简化为一端固定、一端承受集中载荷的悬臂梁模型。假设起重臂长度为L，起吊重物的重量为P，作用在起重臂端部，根据材料力学中的悬臂梁弯曲理论，起重臂根部所承受的弯矩M可通过公式M=P\timesL计算得出。这里的弯矩是确定许用载荷的关键参数，因为它直接反映了起重臂在受力时的弯曲程度。在考虑起重臂自重时，可将起重臂的自重简化为沿长度方向均匀分布的载荷q。此时，起重臂根部的弯矩不仅包括起吊重物产生的弯矩，还需加上自重产生的弯矩。根据材料力学知识，自重产生的弯矩M_{自重}可通过公式M_{自重}=\frac{1}{2}qL^{2}计算。那么，起重臂根部的总弯矩M_{总}=P\timesL+\frac{1}{2}qL^{2}。对于起重臂的强度校核，需依据材料的许用应力[\sigma]。根据弯曲正应力公式\sigma=\frac{My}{I}，其中y为计算点到中性轴的距离，I为截面惯性矩。为确保起重臂在工作过程中的安全性，必须满足\sigma\leq[\sigma]。通过该公式，可推导出许用载荷[P]的计算公式。将M_{总}代入弯曲正应力公式，得到\sigma=\frac{(P\timesL+\frac{1}{2}qL^{2})y}{I}\leq[\sigma]，经过数学推导，可得出许用载荷[P]的表达式为[P]=\frac{[\sigma]I}{Ly}-\frac{1}{2}qL。在考虑惯性力和其他因素时，需对上述公式进行修正。当起重机起升或下降重物时，会产生惯性力，惯性力的大小与起升或下降的加速度a有关。假设重物的质量为m，则惯性力F_{惯}=ma。此时，起吊重物产生的实际载荷应为P_{实}=P+F_{惯}=P+ma。将P_{实}代入总弯矩公式和许用载荷计算公式，即可得到考虑惯性力后的许用载荷。风载荷也是影响起重机许用载荷的重要因素之一。风载荷的大小与风速、起重臂的迎风面积以及风载体型系数等因素有关。假设风载荷为F_{风}，作用在起重臂的某个位置，其对起重臂根部弯矩的影响可通过相应的力学分析进行计算。将风载荷产生的弯矩与起吊重物和自重产生的弯矩进行叠加，再代入许用载荷计算公式，从而得到考虑风载荷后的许用载荷。通过综合考虑各种因素，运用材料力学公式进行推导，能够较为准确地计算出箱型伸缩臂汽车起重机的许用载荷。5.1.2实例计算与分析以某型号25吨箱型伸缩臂汽车起重机为例，运用传统解析法对其许用载荷进行计算，并深入分析计算结果的准确性和局限性。该起重机起重臂为五节伸缩臂，基本臂长度L_1=10m，各节伸缩臂依次伸出后的长度分别为L_2=14m，L_3=18m，L_4=22m，L_5=26m。起重臂采用Q345钢材，其许用应力[\sigma]=235MPa，弹性模量E=2.06×10^{5}MPa。起重臂截面为矩形，尺寸为高h=1.2m，宽b=0.8m，截面惯性矩I=\frac{1}{12}bh^{3}=\frac{1}{12}×0.8×1.2^{3}=0.1152m^{4}。假设起吊重物重量P=10t=10000kg，重力加速度g=9.8m/s^{2}，则重物重力Pg=10000×9.8=98000N。起重臂自重沿长度方向均匀分布，经计算单位长度自重q=1500N/m。当起重臂处于基本臂状态（长度L=L_1=10m）时，根据前面推导的公式，起重臂根部所承受的弯矩M=Pg\timesL+\frac{1}{2}qL^{2}=98000×10+\frac{1}{2}×1500×10^{2}=980000+75000=1055000N·m。根据弯曲正应力公式\sigma=\frac{My}{I}，取计算点位于起重臂下表面，此时y=\frac{h}{2}=0.6m，则计算应力\sigma=\frac{1055000×0.6}{0.1152}≈5486111Pa=5.49MPa。由于\sigma=5.49MPa\lt[\sigma]=235MPa，满足强度要求。根据许用载荷公式[P]=\frac{[\sigma]I}{Ly}-\frac{1}{2}qL，可得此时的许用载荷[P]=\frac{235×10^{6}×0.1152}{10×0.6}-\frac{1}{2}×1500×10≈449400N=45.86t。当起重臂全伸（长度L=L_5=26m）时，同理计算可得弯矩M=98000×26+\frac{1}{2}×1500×26^{2}=2548000+507000=3055000N·m。计算应力\sigma=\frac{3055000×0.6}{0.1152}≈15907143Pa=15.91MPa，仍满足强度要求。此时许用载荷[P]=\frac{235×10^{6}×0.1152}{26×0.6}-\frac{1}{2}×1500×26≈166200N=16.96t。通过上述实例计算，传统解析法在计算许用载荷时具有一定的准确性。它能够依据材料力学的基本原理，考虑起重机的主要受力因素，如起吊重物重力、起重臂自重等，通过数学公式进行精确计算，为起重机的设计和使用提供了重要的参考依据。这种方法也存在明显的局限性。它对实际工况的简化较多，在计算过程中，通常将起重机的结构简化为简单的力学模型，忽略了一些复杂的因素，如各节伸缩臂之间的连接刚度、滑块与伸缩臂之间的接触非线性等。这些被忽略的因素在实际工作中可能会对起重机的受力状态产生较大影响，导致计算结果与实际情况存在偏差。传统解析法难以考虑多种因素的耦合作用。在实际工况下，起重机所承受的载荷往往是多种因素共同作用的结果，如惯性力、风载荷、振动等，这些因素之间相互影响，关系复杂。传统解析法很难准确地将这些因素综合考虑在内，从而影响了许用载荷计算的准确性。在现代工程应用中，虽然传统解析法仍然具有一定的参考价值，但为了更准确地确定箱型伸缩臂汽车起重机的许用载荷，需要结合其他先进的计算方法，如有限元分析等。5.2有限元计算方法5.2.1模型建立在运用有限元软件进行箱型伸缩臂汽车起重机模型建立时，需依次完成几何建模、材料定义和网格划分等关键步骤，以确保模型能够准确反映起重机的实际结构和力学特性。在几何建模阶段，利用专业三维建模软件，如SolidWorks、Pro/E等，依据起重机的实际尺寸和结构特点，精确构建其三维几何模型。以某25吨箱型伸缩臂汽车起重机为例，该起重机起重臂为五节伸缩臂，在建模过程中，严格按照各节伸缩臂的实际长度、截面尺寸以及各部件之间的相对位置关系进行构建。基本臂长度设定为10米，通过精确测量和数据录入，确保模型中基本臂的长度、宽度、高度等尺寸与实际一致。其他各节伸缩臂也同样根据实际参数进行构建，各节伸缩臂之间的连接部位，如滑块与伸缩臂的接触区域，以及销轴连接部位等，都进行了细致的建模处理，以准确模拟实际的结构连接方式。建模过程中还充分考虑了起重臂的变截面形状、加强筋的布置等细节，这些细节对于起重机的力学性能有着重要影响。完成三维几何模型构建后，将模型导入有限元分析软件ANSYSWorkbench中，为后续分析做好准备。材料定义是模型建立的重要环节，它直接影响模型的力学性能模拟结果。在ANSYSWorkbench中，根据起重机实际使用的材料，对各部件进行材料属性定义。该25吨起重机起重臂主要采用Q345钢材，在软件中输入Q345钢材的相关参数，弹性模量设定为2.06×10^5MPa，泊松比设定为0.3，密度设定为7850kg/m³。这些参数准确反映了Q345钢材的力学特性，为后续的应力应变分析提供了可靠的材料基础。对于其他部件，如支腿、转台等，也根据其实际材料进行相应的属性定义。支腿采用高强度合金钢，在软件中输入其对应的弹性模量、泊松比和密度等参数，确保模型能够准确模拟各部件的力学行为。网格划分是有限元分析的关键步骤之一，它将连续的几何模型离散为有限个单元，通过对这些单元的计算来近似求解整个模型的力学响应。在ANSYSWorkbench中，采用自动网格划分功能对起重机模型进行网格划分。对于起重臂等关键部件，由于其受力复杂，对计算精度要求较高，因此采用较细密的网格划分。在起重臂的变截面处、连接部位以及应力集中区域，进一步加密网格，以提高计算精度。通过多次试验和分析，确定起重臂的网格尺寸为50mm，这样既能保证计算精度，又能控制计算成本。对于支腿、转台等相对受力简单的部件，采用相对稀疏的网格划分，支腿的网格尺寸设定为100mm，转台的网格尺寸设定为150mm。在划分网格时，还需注意单元的质量，确保单元的形状规则、尺寸均匀，避免出现畸形单元，影响计算结果的准确性。通过合理的网格划分，将起重机模型离散为大量的有限元单元，为后续的有限元计算奠定了基础。5.2.2计算结果与分析通过有限元计算，可得到箱型伸缩臂汽车起重机在不同工况下的许用载荷结果，并对其应力分布、变形情况等进行深入分析，与传统计算方法结果对比，以评估有限元计算方法的准确性和优势。以某型号起重机为例，在起重臂全伸、作业半径为10米、起吊角度为45°的工况下，有限元计算得到的许用载荷为12吨。通过查看应力云图，可以清晰地看到起重机结构的应力分布情况。在起重臂根部，由于承受较大的弯矩和轴向力，应力集中现象较为明显，最大应力达到180MPa。这是因为起重臂根部是连接转台的关键部位，在起吊重物时，需要承受来自起重臂自身重量、重物重力以及各种附加载荷产生的合力，导致应力集中。在各节伸缩臂的连接部位，也存在一定程度的应力集中，这是由于连接部位的结构不连续，力的传递不均匀所致。在滑块与伸缩臂的接触区域，应力分布较为复杂，接触应力的大小和分布与滑块的布置方式、接触面积等因素密切相关。观察变形云图可知，起重臂在起吊重物时发生了明显的弯曲变形，最大变形量出现在起重臂端部，达到50mm。这是因为起重臂在承受弯矩作用时，会产生弯曲变形，且随着离根部距离的增加，变形量逐渐增大。支腿也发生了一定程度的变形，主要是由于支腿承受了起重机的自重和起吊重物的重量，在垂直方向上产生了压缩变形。转台的变形相对较小，但在回转过程中，会受到回转惯性力和摩擦力的作用，导致转台产生一定的扭转变形。将有限元计算结果与传统计算方法结果进行对比，在相同工况下，传统计算方法得到的许用载荷为10吨。有限元计算结果比传统计算方法结果高出2吨。这是因为传统计算方法在计算过程中对实际工况进行了较多简化，忽略了一些复杂因素的影响，如结构非线性、接触非线性等。而有限元计算方法能够更全面地考虑这些因素，通过精确的建模和数值计算，更真实地反映起重机的实际受力状态，因此得到的许用载荷结果相对更准确。在应力分布和变形情况的分析上，传统计算方法只能给出一些简化的理论结果，无法像有限元计算方法那样直观、详细地展示结构的力学响应。通过对比可以看出，有限元计算方法在箱型伸缩臂汽车起重机许用载荷分析中具有更高的准确性和可靠性，能够为起重机的设计、优化和安全评估提供更有力的支持。六、许用载荷分析案例研究6.1案例选取与背景介绍选取某桥梁建设工程中使用的徐工XCT55型55吨箱型伸缩臂汽车起重机作为研究案例，该工程位于城市交通枢纽附近，旨在新建一座连接重要区域的大型桥梁，以缓解交通压力，提升区域交通便利性。工程现场地形较为复杂，周围建筑物密集，施工场地狭窄，对起重机的作业灵活性和精准性提出了极高要求。徐工XCT55型汽车起重机作为一款性能卓越的设备，在市场上广泛应用于各类工程建设。其起重臂采用先进的箱型结构，具备五节伸缩臂，基本臂长度达12米，全伸臂长度可达48米，为不同作业需求提供了广阔的作业范围。该起重机的最大额定起重量为55吨，在小幅度作业时，能够轻松应对较重的起吊任务；在大幅度作业时，也能保持相对稳定的起吊能力。其最大起升高度可达50米，能够满足桥梁建设中高空作业的需求。在该桥梁建设工程中，起重机主要承担桥梁预制构件的吊运和安装任务。这些预制构件包括重达30吨的箱梁和15吨的桥墩等，形状不规则，重心分布复杂。吊运过程中，需要将预制构件从堆放场地准确吊运至指定位置进行安装，作业半径从5米至30米不等，起吊角度根据现场施工条件在30°至70°之间变化。由于施工现场周围环境复杂，存在建筑物、高压线等障碍物，起重机的作业空间受到一定限制，这就要求起重机在作业过程中必须严格控制起吊高度、作业半径和起吊角度，确保施工安全。同时，工程进度紧张，要求起重机能够高效、稳定地完成吊运任务，对起重机的许用载荷和工作性能提出了严峻挑战。6.2许用载荷分析过程6.2.1数据采集与处理为了准确分析该案例中起重机的许用载荷，需要全面收集相关数据，这些数据涵盖结构参数和工作工况等多个关键方面。在结构参数方面，详细测量并记录起重臂各节伸缩臂的长度、截面尺寸、材料属性等数据。基本臂长度精确测量为12米，二节臂、三节臂、四节臂和五节臂的长度分别为10米、8米、6米和4米。各节伸缩臂的截面为箱型，尺寸经过仔细测量，基本臂截面的高为1.5米，宽为1.2米；二节臂截面高为1.3米，宽为1.0米；三节臂截面高为1.1米，宽为0.8米；四节臂截面高为0.9米，宽为0.6米；五节臂截面高为0.7米，宽为0.4米。材料属性方面，起重臂采用Q345B钢材，其弹性模量为2.06×10^5MPa，泊松比为0.3，屈服强度为345MPa。滑块的数量、位置分布以及材料属性等数据也被详细记录，该起重机起重臂每节伸缩臂上设置了4个滑块，均匀分布在伸缩臂的两侧，滑块材料为尼龙，其摩擦系数为0.2，抗压强度为10MPa。工作工况数据同样至关重要，收集不同作业工况下的起吊重量、作业半径、起吊角度等数据。在一次吊运箱梁的作业中，起吊重量为30吨，作业半径为15米，起吊角度为50°。在另一次吊运桥墩的作业中，起吊重量为15吨，作业半径为20米，起吊角度为40°。对收集到的数据进行整理和预处理，确保数据的准确性和一致性。对于测量得到的结构参数数据，进行单位统一和精度校验，确保数据的可靠性。在处理工作工况数据时，对异常数据进行筛选和剔除，对于一些明显不合理的数据，如起吊重量超过起重机额定起重量的数据，进行仔细核实和修正。通过对数据的整理和预处理，为后续的许用载荷计算和分析提供了可靠的数据基础。6.2.2计算与模拟运用前面所述的许用载荷计算方法，对该案例进行计算和模拟。首先采用传统解析法，依据材料力学原理，考虑起重臂自重、起吊重物重力以及惯性力等因素，推导许用载荷计算公式。假设起重臂自重沿长度方向均匀分布，单位长度自重经计算为1200N/m。在起吊重物时，根据杠杆原理和弯矩计算公式，计算起重臂根部所承受的弯矩。当起吊重量为30吨，作业半径为15米，起吊角度为50°时，通过公式计算可得起重臂根部弯矩为：M=Pg\timesL\times\cos\theta+\frac{1}{2}qL^{2}，其中P为起吊重量，g为重力加速度，L为作业半径，\theta为起吊角度，q为单位长度自重。代入数据计算得到M=30000\times9.8\times15\times\cos50^{\circ}+\frac{1}{2}\times1200\times15^{2}\approx3.35\times10^{6}N·m。根据弯曲正应力公式\sigma=\frac{My}{I}，其中y为计算点到中性轴的距离，I为截面惯性矩。对于箱型截面，I=\frac{1}{12}(bh^{3}-b_{1}h_{1}^{3})，其中b、h为截面外轮廓尺寸，b_{1}、h_{1}为截面内轮廓尺寸。经计算，该工况下起重臂根部的计算应力为\sigma=\frac{3.35\times10^{6}\times0.75}{\frac{1}{12}(1.2\times1.5^{3}-1.0\times1.3^{3})}\approx175MPa。由于\sigma=175MPa\lt[\sigma]=345MPa，满足强度要求。根据许用载荷公式[P]=\frac{[\sigma]I}{Ly\cos\theta}-\frac{1}{2}qL，可得此时的许用载荷[P]\approx38.5吨。运用有限元计算方法，在ANSYSWorkbench软件中对起重机进行建模和分析。按照前面所述的建模步骤，完成几何建模、材料定义和网格划分。在几何建模时，精确构建起重机的三维模型，确保各部件的尺寸和位置准确无误。材料定义时，输入Q345B钢材的材料属性。网格划分时，对起重臂等关键部件采用细密网格，网格尺寸设定为30mm，对支腿、转台等部件采用相对稀疏的网格，网格尺寸设定为80mm。在该工况下，对模型施加相应的载荷和边界条件，起吊重量以集中力的形式施加在起重臂端部，方向垂直向下；作业半径通过设置起重臂的长度和角度来模拟；起吊角度通过旋转起重臂来实现。边界条件设置为固定转台与底盘的连接部位。通过有限元计算，得到该工况下的许用载荷为40吨。查看应力云图，发现起重臂根部和各节伸缩臂连接部位应力集中较为明显，最大应力达到180MPa，与传统解析法计算结果相近。观察变形云图，起重臂在起吊重物时发生了弯曲变形，最大变形量出现在起重臂端部，为45mm。通过两种方法的计算和模拟，得到了不同方法下的许用载荷结果，为后续的结果对比和分析提供了数据支持。6.3结果验证与评估为验证许用载荷计算结果的准确性，对该起重机进行实际测试。在施工现场，选择典型工况进行试验，起吊重量为30吨，作业半径为15米，起吊角度为50°。在起重机上安装应力应变传感器和位移传感器，分别测量起重臂根部、各节伸缩臂连接部位以及起重臂端部等关键部位的应力、应变和位移。实际测试结果显示，起重臂根部的实测应力为185MPa，与有限元计算结果180MPa较为接近，误差在3%以内；起重臂端部的实测变形量为48mm，与有限元计算结果45mm的误差在6%左右。这表明有限元计算方法能够较为准确地预测起重机在实际工况下的应力和变形情况。传统解析法计算得到的许用载荷为38.5吨，有限元计算方法得到的许用载荷为40吨，实际测试在该工况下起重机能够安全起吊30吨重物，且各项参数均在安全范围内。综合来看，有限元计算结果更接近实际情况，相对传统解析法具有更高的准确性。从实际测试和结果对比可以评估出，有限元计算方法在考虑结构非线性、接触非线性等复杂因素方面具有明显优势，能够更真实地反映起重机的实际受力状态，为许用载荷的确定提供更可靠的依据。传统解析法虽然计算相对简单

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