臂架是汽车起重机最重要的工作部件，臂架的设计直接影响起重机的起重性能。臂架结构的重量一般占整个起重机重量的13%～15%，随着大吨位汽车起重机的发展，这一比例会越来越高。如何在不影响起重性能的前提下减轻臂架重量，提高整机性能，是臂架设计中的关键问题。目前业内主要采用两种方法：1）采用高强度材料；2）改进臂架结构，用多边形（甚至大圆弧、椭圆）臂架代替四边形臂架。

随着大吨位起重机产品的不断发展，高强度钢板得到了广泛应用，臂架强度也有了显著提高。但是，如果所有材料的强度都被施加，臂架的结构变形也会增加。由于变形量的增加，臂架轴向力引起的弯矩不容忽视。因此，在非线性条件下，有必要采用一种新的算法来重新设计和计算考虑臂架变形的臂架。

吊杆设计的非线性计算

1。几何建模

为了实现臂架计算的程序化和通用化，需要对臂架的几何和物理状态进行参数化，主要包括以下三个部分：（1）臂架截面的几何形状由角度、边长等尺寸决定；（2）重量，确定了单节起重滑车的速度比、起重比等参数。非线性迭代计算过程以柳工qy70汽车起重机吊臂为例。起重机主臂由基本臂和4个伸缩臂组成。伸缩模式是顺序同步的。

首先分析吊臂受力，然后干燥水泥生产过程。在变幅平面内，副臂上的载荷包括：（1）起重量；（2）臂架自重；（3）起升机构钢丝绳张力。计算臂架上各危险截面的弯矩时，应加上各力的轴向分量与轴臂的乘积。

在旋转平面内进行受力分析。臂架上的载荷包括：（1）起升载荷的偏载；（2）风载荷；（3）臂架自重；（4）起升机构。同样，在计算臂架各危险截面的弯矩时，也应考虑上述荷载的轴向分量引起的弯矩。

迭代过程假设起重臂的仰角是恒定的，并通过臂端挠度的变化进行反馈。

通过指定初始值，首先计算出每个危险截面处的弯矩和横向力，然后用材料力学计算出各截面臂的挠度和转角公式，累加得到臂架的总挠度。将挠度与初始挠度进行比较。当满足设定条件时，输出各截面的弯矩、横向力和轴向力。否则，挠度将分配给最后一个挠度，并重新计算弯矩和横向力，并计算新的总挠度。在这个循环中，当两个循环得到的挠度满足我们设定的条件时，才认为臂架是平衡的，得到的值就是臂架变形平衡后的值。回转面与变幅平面的计算思路相同。

在循环过程中，以总挠度的变化为判断条件，通过计算各臂的挠度和转角得到总挠度。根据实际模型推导出的材料力学公式，得到了挠度和转角的计算公式。

3。校核强度和局部稳定性

通过非线性迭代法得到各危险截面的弯矩、横向力和轴向力，进而计算出臂架截面上各点的应力值。严格按照起重机设计规范GB/t3811的有关内容，对起重臂的局部稳定性和强度进行了计算和校核，并按其各自的许用应力进行校核。

有限元分析与计算

1。有限元模型的建立不仅要反映结构的特点，而且要尽可能降低模型的复杂度。基于这个原理，我们简化了吊杆。由于臂架主要受压缩和弯曲作用，所以采用梁单元beam181进行建模。根据实际手臂长度、重叠长度和滑块位置绘制直线，然后将先前建立的每个手臂的二维截面属性指定给每个手臂。对臂架头部和滑轮进行了简化。定义并划分了模型的单元类型和材料属性。

2。加载和附加约束

根据实际力分解后，将载荷加载到臂架上，包括提升载荷的轴向和横向分解力、钢丝绳张力和重力等。臂之间耦合X、y和Z方向的自由度，以及后铰点繁荣受到限制。除了Y方向的自由度不受约束外，其他五个自由度都受到约束。此外，变幅油缸的下铰点和钢丝绳也受到约束。在加载约束条件后，利用通用解算器对问题进行求解，得到了计算结果。

3。计算结果与有限元计算结果比较

选取两种工况进行比较：一种是全伸臂，即臂长44.2m，仰角79°；，起重量10t，起升滑轮组比3；二是第一节油缸完全伸出，第二节油缸伸出1/3，即臂长27.5m，仰角79度；当起重量为20t，起升滑轮组比为4时（对比结果见表1和表2）。通过比较发现，非线性计算方法与有限元模拟结果基本一致，说明计算结果是准确的。

实验验证

在现场实验验证过程中，需要在臂架上粘贴电阻应变片来测量臂架的应变。应变片布置与程序计算选取的危险断面上的点位一致（实测结果与计算结果对比见表3），最大误差不大于20%。考虑到实际试验过程中的风荷载、重量和臂架等因素，计算结果和实测结果是可以接受的，各种误差因素如翘曲、应变片位置的完全准确度等都是可以接受的，说明程序的计算结果是真实可靠的，具有很大的实用价值帮助设计和开发。本文利用非线性迭代算法开发的汽车起重机臂架设计软件，对柳工qy70起重机臂架进行了计算，并在相同工况下进行了有限元仿真。最后的比较结果表明，两者的误差在5%左右。通过现场试验，结果一致。这说明该计算方法是可行的。