7317-4B泵车计算报告

HJC5335THB-50X混凝土泵车臂架有限元计算报告——四节臂编制：审核：批准：日期：目录1. 零臂架几何模型、主要参数 混凝土泵车主要由底盘、混凝土输送泵和臂架系统组成其中，臂架是泵车最主要的关键部件之一。其安全性、可靠性和先进性是决定泵车核心竞争力的关键。另外，泵车作业工况始终处于动载作用下，臂架结构各部件间还存在着耦合作用，易因疲劳破坏出现局部变形、开裂等问题。因此，对臂架结构进行优化及提高可靠性的研究和攻关具有重要意义。本文以50m泵车四节臂为研究对象。充分利用有限元多种单元类型的特点，对臂架进行系统建模。得到了臂架静态计算的变形与应力，以及系统耦合后的各阶固有频率和振型，为臂架结构优化及其可靠性的提升奠定了理论与实践数据相统一的基础。臂架结构主要采用优质的进口WELDOX900板材。该材料的屈服强度为900MPa，极限强度为960MPa。它具有良好的韧性、焊接性能及冷加工性，综合力学性能较好。在计算过程中，定义其密度为7.85×10零臂架几何模型、主要参数依据已知的图纸、数据，利用PROE三维建模软件和ansysworkbench11.0有限元分析软件修改几何模型。在建模过程中，去掉了对整体应力分布无明显影响的结构，如螺纹孔、小倒角、小孔等。实际模型中焊缝处都按连续处理，而且材料按照与母材相同处理。因此不考虑焊缝对结构强度的影响，认为焊缝质量是可靠的，并且不考虑焊缝对传力路线的影响，将焊缝和各个结构部件看作一个连续体来处理。四节臂结构图模型如图1-1所示：图1-1四节臂结构模型其关键尺寸为：腹板4mm，上盖板4mm，下盖板4mm，根部腹板10mm，根部上包板4mm，端部耳板5mm，根部下包板4mm，端部包板4mm，油缸座耳板8mm。臂架外载荷及铰点力、工况介绍作用于臂架上的载荷可分为基本载荷和附加载荷，其中基本载荷是始终或经常作用在泵车结构上的载荷，包括臂架自重载荷、工作载荷和惯性力；附加载荷是泵车在正常工作状态下，结构件所受的非经常性作用的载荷，包括侧向力、风载荷和坡道载荷。在泵车臂架的传统计算中主要考虑施加的为臂架自重和工作载荷，其作用方向都是在臂架运动的与水平面垂直的平面上。其中，自重是指泵车臂架所有的固定部分与活动部分构件，包括臂架、连杆、油缸及混凝土输送管道的质量，由于动态负荷的因素，该自重载荷在计算时须乘1.2的系数；工作载荷是被输送混凝土物料的最大重力，工作载荷在计算中要乘系数1.3。载荷系数选取依据按照行业标准QCT718-2004《混凝土泵车》。泵车在进行作业时，臂架的工作位置不同，其受力情况也不一样。本次计算的五种工况见图2-1所示。第一种工况为六节臂全部处于水平位置，呈最大受力状态；第二种工况一、二、三、四节臂处于竖直状态，五、六节臂处于水平；第三种工况为一、二、三、五、六节臂水平，四臂与五臂呈135°夹角；第四种工况为一、二、三、五、六节臂水平，四臂与五臂呈150°夹角；第五种工况为一、二节臂水平，三臂与二臂呈60°夹角，四、五、六节臂水平且与三臂呈120°夹角。图2-1五种计算工况2.1工况一：水平状态由于臂架系统自重为主要载荷，在各节臂伸直且水平时，臂架对根部总的倾翻矩最大，故传统计算取该工况为计算工况。计算各铰点受力情况如图2-2所示：四节臂、五节臂、油缸五、连杆七和连杆八组成四连杆机构。将五节臂及五节臂之后的所有自重载荷和工作载荷看作是一个整体，等效到四节臂和五节臂的铰点E，方向为下向的力G和方向顺时针的力矩M。由力矩平衡可得连杆八与五节臂铰点的受力FLG8=M/LED，油缸五受力F由此可得四节臂孔3受力F1=FYG5=429.465KN，孔4受力F2等于油缸五图2-2四节臂铰点受力计算图2-3五节臂铰点受力计算由五节臂整体受力平衡及作用力与反作用力可知，铰点5即点E受力等于FLG8与累加至五臂前端点重力的合力，但方向相反，计算得到F由此可得：铰点3：F1=429.465KN铰点4：F2=669.152KN铰点5：F3=375.430KN四节臂各铰点受力如图2-4所示：图2-4四节臂铰点受力情况根据各铰点的受力，可以画出四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图：第一段内力图如图2-5所示：图2-5内力图a根据平衡条件得：F轴－Fx=0，F轴=Fx=FSinαF剪－Fy=0.F剪=Fy=FCosαM+FyX=0，得：M=－FXCosα（0≤X≤La）La：铰点1与铰点2的水平距离。F：铰孔1所受的铰点力

第二段内力图如图2-6所示：图2-6内力图b根据平衡条件得：F轴=0；F剪+F合=0，即F剪=－F合（0<X≤L）；F剪+F合－G=0，即F剪=G－F合（L<X≤Lb）；M2－M1－F合X=0，即M2=F合X+M1（0<X≤L）M2－M1+G(X－L)－F合X=0，即M2=(F合－G)X+LG+M1（L<X≤Lb）M1=－LaFy；Lb：铰点2与铰点3的水平距离；F合：铰点1与铰点2的合力；Fy：铰点1的铰点力的竖直分力；L：重心位置距铰点2的水平距离。第三段内力图如图2-7所示：图2-7内力图c根据平衡条件得：F轴+F合2x=0，即F轴=－F合2x；F剪+F合2y=0，即F剪=－F合2y；F合2x=F合2Cosβ，F合2y=F合2Sinβ；M4－M3－F合2yX=0，即M4=M3+F合2yX（0<X≤Lc）M3=(F合－G)Lb+LG－M1F合2：铰点1,2,3所受力与自身结构计算重量的合力；Lc：铰点3与铰点4的水平距离；第四段内力图如图2-8所示：图2-8内力图dF轴－F合3x=0，即F轴=F合3x；F剪－F合3y=0，即F剪=F合3y；F合3x=F合3Sinγ，F合3y=F合3Cosγ；M6－M5+F合3yX=0,即M6=M5－F合3yX（0<X≤Ld）M5=(F合－G)Lb+LG－M1+F合2yLcLd：铰点4与铰点5的水平距离；F合3：铰点1,2,3,4所受力与自身结构计算重量的合力。综上所述，工况一时四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图如下：图2-9四节臂轴力图图2-10四节臂剪力图图2-11四节臂弯矩图2.2工况二：竖直状态一、二、三、四节臂竖直，其它臂水平状态。计算各铰点受力情况如图2-12所示：图2-12四节臂铰点受力计算计算得到各铰点受力情况如下：铰点3：F1=398.209KN铰点4：F2=181.085KN铰点5：F3=359.160KN工况二时四节臂各铰点受力如图2-13所示：图2-13工况二时四节臂受力情况根据各铰点的受力，可以画出四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图：第一段内力图如图2-14所示：图2-14内力图e根据平衡条件得：F轴+Fx=0，得F轴=－Fx=－FSinα；F剪+Fy=0，得F剪=－Fy=－FCosαM+FyX=0，得：M=－FXCosα（0≤X≤La）La：铰点1与铰点2的竖直距离；F：铰孔1所受的铰点力。

第二段内力图如图2-15所示：图2-15内力图f根据平衡条件得：F剪=0；F轴+F合－G=0，即F轴=G－F合；M2+M1+F剪X=0，即M2=－M1－F剪X（0<X≤Lb），其中M1=LaFy；Fy：铰点1的铰点力的水平分力;Lb：铰点2与铰点3的竖直距离。F合：铰点1与铰点2的合力第三段内力图如图2-16所示：图2-16内力图g根据平衡条件得：F轴+F合2x=0，得F轴=－F合2x；F剪+F合2y=0，得F剪=－F合2y；F合2x=F合2Cosβ，F合2y=F合2Sinβ；M4－M3－F合2yX=0,即M4=M3+F合2yX（0<X≤Lc）其中：M3=－M1－F剪Lb；Lc：铰点3与铰点4的竖直距离；F合2：铰点1,2,3所受力与自身结构计算重量的合力；第四段内力图如图2-17所示：图2-17内力图h根据平衡条件得：F轴－F合3x=0，即F轴=F合3x；F剪－F合3y=0，即F剪=F合3y；F合3x=F合3Cosγ，F合3y=F合3Sinγ；M6－M5+F合3yX=0,即M6=M5－F合3yX（0<X≤Ld）其中：M5=－M1－F剪Lb+F合2yLc；Ld：铰点4与铰点5的竖直距离；F合3：铰点1,2,3,4所受力与自身结构计算重量的合力；综上所述，工况二时四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图如下：图2-18四节臂轴力图图2-19四节臂剪力图图2-20四节臂弯矩图

2.3工况三：油缸力最大由于臂架系统自重为主要载荷，在各节臂伸直且水平时，臂架对根部总的倾翻矩最大，故传统计算取该工况为计算工况。计算各铰点受力情况如图2-21所示：四节臂、五节臂、油缸五、连杆七和连杆八组成四连杆机构。将五节臂及五节臂之后的所有自重载荷和工作载荷看作是一个整体，等效到四节臂和五节臂的铰点E，方向为下向的力G和方向顺时针的力矩M。图2-21四节臂铰点受力计算由于此工况下油缸五、连杆七和连杆八受力与工况一大小相同，方向相反，由此可得：铰点3：F1=452.455KN铰点4：F2=484.310KN铰点5：F3=360.011KN四节臂各铰点受力如图2-22所示：图2-22四节臂铰点受力情况根据各铰点的受力，可以画出四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图：第一段内力图如图2-23所示：图2-23内力图a根据平衡条件得：F轴－Fx=0，F轴=Fx=FSinαF剪－Fy=0.F剪=Fy=FCosαM+FyX=0，得：M=－FXCosα（0≤X≤La）La：铰点1与铰点2的水平距离。F：铰孔1所受的铰点力第二段内力图如图2-24所示：图2-24内力图b根据平衡条件得：F轴=0；F剪+F合=0，即F剪=－F合（0<X≤L）；F剪+F合－G=0，即F剪=G－F合（L<X≤Lb）；M2－M1－F合X=0，即M2=F合X+M1（0<X≤L）M2－M1+G(X－L)－F合X=0，即M2=(F合－G)X+LG+M1（L<X≤Lb）M1=－LaFy；Lb：铰点2与铰点3的水平距离；F合：铰点1与铰点2的合力；Fy：铰点1的铰点力的竖直分力；L：重心位置距铰点2的水平距离。第三段内力图如图2-25所示：图2-25内力图c根据平衡条件得：F轴+F合2x=0，即F轴=－F合2x；F剪+F合2y=0，即F剪=－F合2y；F合2x=F合2Cosβ，F合2y=F合2Sinβ；M4－M3－F合2yX=0，即M4=M3+F合2yX（0<X≤Lc）M3=(F合－G)Lb+LG－M1F合2：铰点1,2,3所受力与自身结构计算重量的合力；Lc：铰点3与铰点4的水平距离；第四段内力图如图2-26所示：图2-26内力图dF轴－F合3x=0，即F轴=F合3x；F剪－F合3y=0，即F剪=F合3y；F合3x=F合3Sinγ，F合3y=F合3Cosγ；M6－M5+F合3yX=0,即M6=M5－F合3yX（0<X≤Ld）M5=(F合－G)Lb+LG－M1+F合2yLcLd：铰点4与铰点5的水平距离；F合3：铰点1,2,3,4所受力与自身结构计算重量的合力。综上所述，工况三时四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图如下：图2-27四节臂轴力图图2-28四节臂剪力图图2-29四节臂弯矩图

2.4工况四：连杆力最大由于臂架系统自重为主要载荷，在各节臂伸直且水平时，臂架对根部总的倾翻矩最大，故传统计算取该工况为计算工况。计算各铰点受力情况如图2-21所示：四节臂、五节臂、油缸五、连杆七和连杆八组成四连杆机构。将五节臂及五节臂之后的所有自重载荷和工作载荷看作是一个整体，等效到四节臂和五节臂的铰点E，方向为下向的力G和方向顺时针的力矩M。图2-21四节臂铰点受力计算由于此工况下油缸五、连杆七和连杆八受力与工况一大小相同，方向相反，由此可得：铰点3：F1=450.473KN铰点4：F2=793.505KN铰点5：F3=422.155KN四节臂各铰点受力如图2-22所示：图2-22四节臂铰点受力情况根据各铰点的受力，可以画出四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图：第一段内力图如图2-23所示：图2-23内力图a根据平衡条件得：F轴－Fx=0，F轴=Fx=FSinαF剪－Fy=0.F剪=Fy=FCosαM+FyX=0，得：M=－FXCosα（0≤X≤La）La：铰点1与铰点2的水平距离。F：铰孔1所受的铰点力第二段内力图如图2-24所示：图2-24内力图b根据平衡条件得：F轴=0；F剪+F合=0，即F剪=－F合（0<X≤L）；F剪+F合－G=0，即F剪=G－F合（L<X≤Lb）；M2－M1－F合X=0，即M2=F合X+M1（0<X≤L）M2－M1+G(X－L)－F合X=0，即M2=(F合－G)X+LG+M1（L<X≤Lb）M1=－LaFy；Lb：铰点2与铰点3的水平距离；F合：铰点1与铰点2的合力；Fy：铰点1的铰点力的竖直分力；L：重心位置距铰点2的水平距离。第三段内力图如图2-25所示：图2-25内力图c根据平衡条件得：F轴+F合2x=0，即F轴=－F合2x；F剪+F合2y=0，即F剪=－F合2y；F合2x=F合2Cosβ，F合2y=F合2Sinβ；M4－M3－F合2yX=0，即M4=M3+F合2yX（0<X≤Lc）M3=(F合－G)Lb+LG－M1F合2：铰点1,2,3所受力与自身结构计算重量的合力；Lc：铰点3与铰点4的水平距离；第四段内力图如图2-26所示：图2-26内力图dF轴－F合3x=0，即F轴=F合3x；F剪－F合3y=0，即F剪=F合3y；F合3x=F合3Sinγ，F合3y=F合3Cosγ；M6－M5+F合3yX=0,即M6=M5－F合3yX（0<X≤Ld）M5=(F合－G)Lb+LG－M1+F合2yLcLd：铰点4与铰点5的水平距离；F合3：铰点1,2,3,4所受力与自身结构计算重量的合力。综上所述，工况四时四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图如下：图2-27四节臂轴力图图2-28四节臂剪力图图2-29四节臂弯矩图

2.5工况五：反向水平状态由于臂架系统自重为主要载荷，在各节臂伸直且水平时，臂架对根部总的倾翻矩最大，故传统计算取该工况为计算工况。计算各铰点受力情况如图2-21所示：四节臂、五节臂、油缸五、连杆七和连杆八组成四连杆机构。将五节臂及五节臂之后的所有自重载荷和工作载荷看作是一个整体，等效到四节臂和五节臂的铰点E，方向为下向的力G和方向顺时针的力矩M。图2-21四节臂铰点受力计算由于此工况下油缸五、连杆七和连杆八受力与工况一大小相同，方向相反，由此可得：铰点3：F1=429.465KN铰点4：F2=669.152KN铰点5：F3=375.430KN四节臂各铰点受力如图2-22所示：图2-22四节臂铰点受力情况

根据各铰点的受力，可以画出四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图：第一段内力图如图2-23所示：图2-23内力图a根据平衡条件得：F轴－Fx=0，F轴=Fx=FSinαF剪－Fy=0.F剪=Fy=FCosαM+FyX=0，得：M=－FXCosα（0≤X≤La）La：铰点1与铰点2的水平距离。F：铰孔1所受的铰点力第二段内力图如图2-24所示：图2-24内力图b根据平衡条件得：F轴=0；F剪+F合=0，即F剪=－F合（0<X≤L）；F剪+F合－G=0，即F剪=G－F合（L<X≤Lb）；M2－M1－F合X=0，即M2=F合X+M1（0<X≤L）M2－M1+G(X－L)－F合X=0，即M2=(F合－G)X+LG+M1（L<X≤Lb）M1=－LaFy；Lb：铰点2与铰点3的水平距离；F合：铰点1与铰点2的合力；Fy：铰点1的铰点力的竖直分力；L：重心位置距铰点2的水平距离。第三段内力图如图2-25所示：图2-25内力图c根据平衡条件得：F轴+F合2x=0，即F轴=－F合2x；F剪+F合2y=0，即F剪=－F合2y；F合2x=F合2Cosβ，F合2y=F合2Sinβ；M4－M3－F合2yX=0，即M4=M3+F合2yX（0<X≤Lc）M3=(F合－G)Lb+LG－M1F合2：铰点1,2,3所受力与自身结构计算重量的合力；Lc：铰点3与铰点4的水平距离；第四段内力图如图2-26所示：图2-26内力图dF轴－F合3x=0，即F轴=F合3x；F剪－F合3y=0，即F剪=F合3y；F合3x=F合3Sinγ，F合3y=F合3Cosγ；M6－M5+F合3yX=0,即M6=M5－F合3yX（0<X≤Ld）M5=(F合－G)Lb+LG－M1+F合2yLcLd：铰点4与铰点5的水平距离；F合3：铰点1,2,3,4所受力与自身结构计算重量的合力。综上所述，工况五时四节臂的轴力图、剪力图和弯矩图如下：图2-27四节臂轴力图图2-28四节臂剪力图图2-29四节臂弯矩图

有限元处理ANSYSWorkbench模块下可以直接对实体模型进行网格划分。根据实际结构和有限元计算精度与时间的需要，前期我们采用自动方式来划分网格。四节臂一共划分195649个节点，96965个单元。划分好网格的模型局部放大图如下所示：图3-1四节臂网格划分在此次研究产品中，臂架、连杆、油缸之间都是通过销轴传递载荷，销轴作用在轴套内表面上的载荷，是仅作用在轴套内表面的作用力方向的半个投影圆柱面上，Workbench能直接把销轴的力按照力的方向大小及接触面半径自动加载在轴套圆柱面的节点上，加载的过程只需点选模型加载面即可，节省了大量前处理的时间。载荷来自前面对臂架铰点的载荷分析计算，工况为臂架全部水平伸展的最大载荷工况。有限元计算结果及关键部位应力情况本文中研究的混凝土泵车臂架是典型的受弯箱型梁构件，其结构需要评价其结构稳定性。组成箱型梁系统结构的腹板、盖板在丧失其直线形状的平衡而过渡为曲线平衡，称为丧失稳定，简称失稳，也称屈曲。屈曲表现为与强度失效完全不同的性质。系统结构失稳后，微小的外界扰动的增加，其变形将显著的增加。板由平面稳定平衡转向平面不稳定平衡的过渡状态称为临界状态。对应于临界状态板所受的最大压应力、剪应力或局部压应力称为临界应力。由于在工程实际应用中，箱型梁钢结构的设计重量决定了产品的主要成本，所以往往会把结构重量作为主要的设计评审的关键考量因素，设计者会针对组成箱型梁结构的腹板和盖板板厚会进行设计优化。最后的设计结果钢结构的临界屈曲应力会出现低于其材料的许用应力。大型钢结构件失效往往都是结构的局部稳定性散失，造成钢结构的承载能力降低，成而发生事故。所以研究系统结构稳定性问题在工程应用中显得犹为重要。而用有限元分析法是研究系统失稳问题的有力工具和有效的途径。通过ANSYSWorkbench求解，得到工况一时臂架系统整体应力分布云图和变形云图，如下所示：图4-1四节臂工况一变形云图4-2四节臂工况一应力云图图4-3四节臂工况一应力云图局部放大图4-4四节臂工况一一阶屈曲云图

工况二时臂架系统整体应力分布云图、变形云图和一阶屈曲云图如下所示：图4-5四节臂工况二变形云图图4-6四节臂工况二应力云图图4-7四节臂工况二应力云图局部放图4-8四节臂工况二一阶屈曲云图

工况三时臂架系统整体应力分布云图、变形云图和一阶屈曲云图如下所示：图4-9四节臂工况五变形云图图4-10四节臂工况五应力云图4-11四节臂工况五应力云图局部放大图1图4-12四节臂工况五应力云图局