基金项目：国家自然科学基金资助项目（50875210）吊臂是某型汽车起重机的主要受力构件，通过吊臂能够将重物提升到一定的高度，改变吊臂倾角可达到变幅的目的，以增大作业范围。吊臂设计是否合理，直接影响着起重机的承载能力和整机性能。因此对起重机的吊臂进行合理的结构设计和力学分析有着非常重要的意义。
某型汽车起重机整机如所示，采用两节伸缩式吊臂。各节臂间有相对滑动。靠其中的支撑滑块来支撑吊臂并传递力。吊臂截面采用六边形形式，六边形截面侧板薄，压成折穹形，受力合理，下盖板较上盖板竞度小，具有较高抗屈曲能力"°。
变化范围为：0矣矣70°，0矣X矣4300mm.当=0时，吊臂呈水平，当X=4300mm时，吊臂呈现全伸长对起重机吊臂的传统计算方法多为依据经验公式的手工计算，由于手工计算的物理模型过于简化，建立的数学模型不完全符合结构的力学特性，故无法保证计算的精度。在有限元技术非常成熟的今天，借助有限元商用软件来计算大型复杂结构，能够在大大减少劳动量的同时还提高计算精度。目前有限元软件越来越广泛地应用于工程机械的强刚度分析，但针对汽车起重机的分析研究并不多见，纪爰敏等2利用ANSYS有限元软件对QY25K型汽车起重机吊臂进行强刚度分析，并与试验结果进行对比，二者结果也比较吻合，但是该分析仅针对一种工况，这就降低了计算结果对实际设计的性；焦文瑞等S同样利用ANSYS软件对汽车起重机四边形伸缩吊臂进行有限元分析，并与理验，且仅对一种工况进行分析，对现实设计分析的指导性不强；蒋红旗4基于ANSYS软件在不同工况下对高空作业车吊臂进行有限元分析，结果合理，并提出改进方案，但其同样缺乏真实试验。针对以上分析现状存在的问题，文中采用ANSYS有限元分析软件在不同危险工况下对某起重吊臂进行静强刚度计算，并与真实试验结果进行对比。
表1吊臂结构材料参数构件材料弹性模量/Pa泊松比密度/1吊臂有限元模型的建立11实体建模鉴于ANSYS软件实体造型的局限性和吊臂自身结构的复杂性，文中采用通用三维造型软件SolidWorks对吊臂进行实体建模，之后以Parasolid（xt）格式将实体模型导入ANSYS进行有限元分析。
1.2单元类型的选择基于软件对吊臂进行有限元分析的通常方法均是将吊臂结构视为线模型，后赋予梁单元属性进行强度和刚度等方面的有限元计算，但是梁单元是用线来代替三维实体结构，并不能反映结构几何上的细节，且伸缩式吊臂是由钢板焊接而成的箱型结构，应该选用二维板壳单元和三维实体单元混合分网，或全部选用三维实体单元划分网格。考虑到吊臂模型较复杂，文中采用三维实体单元Solid187对吊臂进行有限元分析。
Solid187单元是一个高阶三维10节点固体结构单元，单元具有二次位移模式，可以更好地模拟不规则的模型5.1.3材料定义吊臂结构材料定义参数见表1.为线性，从而大大减少计算机时。采用自由分网（Free）技术，*终形成单元数为5561-5施加载荷及约束处理1.5.1载荷分析作用在起重机上的载荷分为常规载荷、偶然载荷、特殊载荷及其他载荷等类别63，但是由于常规载荷是起重机正常工作中经常发生的载荷，且此次对起重机吊臂进行的是静强度试验分析，所以对吊臂计算所需的载荷仅为常规载荷中的自重载荷、起升载荷，考虑动载系数与相应静载荷相乘的动载效应及由于货物偏摆与风载等因素产生的侧向载荷（偶然载荷）。
由于ANSYS有限元软件可根据结构材料参数自动计算其重力，故在此无需另行施加吊臂额定起升载荷PQ是起重机起吊额定质量（在试验中为28t）时的重力。当货物无约束起升离开地面时，货物的惯性力将会使起升载荷出现动载增大的作用，此动载效应用一个大于1的起升动载系数！2乘以额定起升载荷Pq来考虑67，试验中起升动载系数！2根据试验确定。取1.25.侧载可以采用吊重侧向偏移的方法施加于臂架头部，但必须保证在施加侧载时不得产生铅垂方向的附加分力，其大小用一个侧载系数乘以额定起升载荷Pq来考虑，侧载系数根据*大额定起重量选择68，在此次试验中，侧载系数取。05.表2结构应力测试工况工况臂长/m幅度/m吊具重项载荷。
1.4实体模型处理及划分网格从吊臂的整体结构来看，各节臂之间通过滑块接触和挤压来传递力，故分析中必须解决各节臂与滑块的连接关系。由于涉及接触问题，本该通过ANSYS设定接触对来进行求解，但是由于接触分析属于非线性分析范畴，求解过程需要反复迭代，既耗时又不易收敛，且吊臂实际结构中的接触特性不易模拟，为尽可能减小吊臂结构发生应力奇异的区域，只能用一般的有限元方法求解。其中，节点尤合（CoupieDOFs）是比较常用的技术，但是节点耦合技术要求接触面上对应节点的坐标必须一致，此条件在一般条件下很难满足考虑到此次分析为静态分析（构件不能有刚体位移），故分析中采用布尔操作一粘贴（Vglue）对模型进行处理，即将滑块同各级臂粘连起来，此法使得分析模型转由于此次试验分析仅针对起重机吊臂结构，故还需在臂架头部施加起升绳拉力S1，S2，其方向位于臂架端点与起升卷筒的连线上（如所示）。
根据规范69，采用双联滑轮组时，钢丝绳*大拉力为：考虑吊臂的*危险工况（全伸臂），根据GB/T6068.3―2005〈汽车起重机和轮胎起重机试验规范第3部分，结构试验布置结构应力测试工况，如表表3不同工况下吊臂结构挠度值mm工况变幅平面内挠度Lx回转平面内挠度Ly174.841.05273.9225.92393.951.32当起吊额定载荷时，变幅平面内挠度为：a―钢丝绳与吊具夹角，a=40°；n组滑轮组效率'取n组=96；式（1）中分母乘2表示绕入卷筒的钢丝绳分支数为2.由于计算考虑的是吊臂*危险工况，故取Si=吊具重力吊臂，较接-变幅液压缸吊臂受力简。5.2施加载荷及位移约束由于基本臂根部铰点（中点A）和变幅油缸上铰点（中点B）在变幅平面内为简支，在回转平面内呈固支，故需在柱坐标系下约束基本臂相应销孔的径向自由度和轴向自由度。
对于作用在吊臂上的载荷，可根据前述计算的数值和相应工况并以相应的方向施加于吊臂头部，如所示。
对于吊臂自身重力，ANSYS软件将根据密度与重力加速度自行计算，在此无需另行施加。
2计算结果的处理及分析21刚度校核上的变形分量，从而可计算出变幅平面及回转平面内晓度，见表3.当起吊额定载荷，并附加侧向载荷（额定载荷的5%）时，回转平面内挠度为：Ly吊臂在回转平面内的许用挠度，m；针对3种工况的许用挠度为：综上分析，3种工况下吊臂均满足刚度要求。
2.2强度校核吊臂金属材料选用DB685钢，屈服极限。=590MPa，许用应力W=/1.5=393MPa.由应力云，和可知，3种工况下*大VonMise等效应力分别为388，397，487MPa，3者虽均小于屈服极限。，但后2者均大于许用应力W.考虑到VonMise等效应力极值均发生在后滑块与基本臂接触处，该区域属于模型耦合区，针对该区域执行布尔操作（Vglue）在有限元计算过程中会产生附加的拉压应力（并非施加于吊臂上的外载荷引起），且此吊臂模型仅是实际结构的简化模型，很难精确反映支撑滑块接触表面处的实际处理工艺（如润滑等），所以在滑块接触表面出现应力奇异点，这并不代表实际应力状况，可忽略不计。
略去应力奇异点，从应力云，及曲线，可以看出，3种工况下吊臂构件的*大VonMise等效应力分别为279，3者均小于许用应力W.综上分析，吊臂在3种工况下均满足强度要求。
3有限元计算值与实测应力值的对比分析3-1吊臂的应力测试试验利用Y-18型静态电阻应变仪对吊臂进行应力测试。由于二级臂与前滑块接触位置附近及变幅液压缸与基本臂铰接处均为潜在的危险应力区，加之考虑吊臂截面剧变处可能会产生应力集中，故在实际测试过程中，应变片布置在如所示的10个位置上。
吊臂测点分布。2应力实测值与有限元计算值的对比分析由于结构应力试验所测的是吊臂关键位置的拉压应力f结合ANSYS在实测点计算出的第1主应力S1（*大拉应力）和第3主应力S3（*大压应力），有限元法计算值与实测值对比见表4.由表4可知，所有测点的有限元应力计算值均小于材料许用应力W，其中*大应力发生在第3工况第9测点，这与真实测试结果芫全吻合，且在该测点处，有限元计算值与实测值的误差非常小（0.29%）。虽然在某些测点（4号及2号测点）中误差值有些偏大，这是因为吊臂实际结构复杂，简化后的三维实体模型与实际模型还存在差别，尤其是基本臂前端下滑快处模型模拟的差别，使得二级臂底板和折板与之相接触的局部区域应力偏大。且汽车起重机是一种短周期循环工作的机械，这就造成了起重机实际载荷的多变性，而基于软件模拟的有限元模型无法芫全模拟实际载荷工况，这也会造成有限元计算值与实际测量值之间的误差增大。
综上分析，基于ANSYS有限元软件分析结果是合理可靠的。
表4有限元计算应力值与实测应力值比较测点工况1工况2工况3实测值有限元计算值误差/%实测值有限元计算值误差/%实测值有限元计算值误差/%4结论利用大型通用有限元分析软件ANSYS计算某起重机吊臂在3种*危险工况下的应力和变形情况。计算得出，吊臂在3种工况下均满足强度及刚度要求。比较3种工况下的挠度及应力极值，发现吊臂变幅平面内挠度*大值为93.95mm，发生在工况3；回转平面内挠度*大值为25.92mm，发生在工况2；吊臂结构*大VonMise等效应力为487MPa，低于材料屈服极限，发生在工况3.*后还对吊臂结构进行应力测试，并将有限元计算值与实测值进行对比，发现ANSYS计算结果还是比较吻合的。这也进一步说明了基于ANSYS软件建立的有限元模型能够正确反映该起重机的实际力学特性，计算结果可靠，可用来评价该起重机的力学性能。此外，基于文中分析计算得出的应力应变分布，可以通过改变截面形状、薄板厚度、前后滑块间距等方法来优化吊臂结构，为后续工作提供非常有价值的。