折臂式起重機(jī)防內(nèi)泄伸出裝置分析及應(yīng)用

李興華 李小飛 楊嘯濤

（韶關(guān)市起重機(jī)廠有限責(zé)任公司，韶關(guān) 512100）

1 技術(shù)背景

折臂式汽車起重機(jī)因能夠在低矮空間實(shí)現(xiàn)吊載作業(yè)而在廠房設(shè)備搬運(yùn)、隧道內(nèi)救援等場合得到廣泛的應(yīng)用。隨著市場競爭越來越激烈，同時(shí)客戶的需求也在不斷提高，各廠家把伸縮臂越做越長，以某廠家最新款的起重機(jī)為例，其起重臂在全縮時(shí)，離駕駛室的距離僅有400 mm左右，如圖1所示。這種起重機(jī)在行駛或停止?fàn)顟B(tài)下，若伸縮臂由于油缸內(nèi)泄等原因而伸出，可能會(huì)與駕駛室產(chǎn)生碰撞，從而帶來不可預(yù)知的風(fēng)險(xiǎn)和損失。

圖1 某廠家的新款折臂式起重機(jī)

液壓油缸內(nèi)泄通常是由于密封件破損、缸筒劃傷、直線度變化等原因?qū)е碌腫1]。折臂式起重機(jī)每一節(jié)起重臂都采用油缸伸縮驅(qū)動(dòng)，油缸和油缸之間通過并聯(lián)的方式連接，如圖2所示。這種起重機(jī)可以進(jìn)行帶載伸縮，在伸出的過程中，由于伸縮臂之間的間隙和伸縮臂撓變形的影響，伸縮油缸活塞桿會(huì)不可避免地承受徑向力，長時(shí)間的徑向力會(huì)導(dǎo)致活塞和導(dǎo)向套上支撐環(huán)的局部磨損，從而引起密封損壞而發(fā)生內(nèi)泄。另外，由于折臂吊的伸縮臂需要在負(fù)角度進(jìn)行作業(yè)，為保證作業(yè)可靠，通常采用雙向平衡閥來對有桿腔和無桿腔同時(shí)進(jìn)行閉鎖。因此，當(dāng)?shù)踺d作業(yè)完成伸縮臂全部回收時(shí)，有桿腔內(nèi)仍會(huì)存儲(chǔ)有較大的壓強(qiáng)。當(dāng)伸縮油缸發(fā)生內(nèi)泄時(shí)，有桿腔內(nèi)的高壓油會(huì)通過活塞的密封進(jìn)入到無桿腔內(nèi)，當(dāng)無桿腔的壓強(qiáng)足夠大時(shí)，由于有桿腔和無桿腔作用面積的差異，該伸出力克服摩擦阻力后會(huì)使油缸伸出，從而引發(fā)伸縮臂碰撞駕駛室等風(fēng)險(xiǎn)，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)件損壞。

圖2 折臂式起重機(jī)伸縮油路原理圖

為消除由于伸縮油缸內(nèi)泄導(dǎo)致伸縮臂自動(dòng)伸出而帶來的駕駛室損壞的風(fēng)險(xiǎn)，本文提出了一種簡易可靠的鋼絲繩機(jī)構(gòu)防伸出裝置。通過理論分析和裝車試驗(yàn)，證明了該裝置的有效性。

2 裝置結(jié)構(gòu)分析和計(jì)算

2.1 防伸出裝置原理

該裝置通過在基本臂和最前端的一節(jié)起重臂增加一個(gè)鋼絲繩固鎖裝置，當(dāng)伸縮油缸發(fā)生內(nèi)泄時(shí)，通過鋼絲繩張緊后產(chǎn)生的彈性力，和由于油缸內(nèi)泄產(chǎn)生的推出力相平衡，從而阻止油缸進(jìn)一步伸出，如圖3所示。在平衡閥狀態(tài)下，油缸的推出力和鋼絲繩的拉力與摩擦阻力之和相等，可表示為：

圖3 伸縮臂防內(nèi)泄伸出裝置

式中：Fw為鋼絲繩拉力；Ff為起重臂摩擦力；Pb為平衡后的油缸壓強(qiáng)；Ap為油缸無桿腔面積；Ar為油缸有桿腔面積。

上述結(jié)構(gòu)中，鋼絲繩的設(shè)計(jì)選擇最為關(guān)鍵，包括鋼絲繩的直徑、長度和初始安裝方式等，這些參數(shù)與鋼絲繩的剛性、破損拉力、伸縮臂前方的距離及最大允許伸出量、伸縮油缸無桿腔和有桿腔的面積比以及初始壓強(qiáng)值等多重因素有關(guān)。另外，還要保證鋼絲繩不斷裂，油缸最大伸出量不超過伸縮臂和駕駛室之間的距離，鋼絲繩的拆裝簡單等。

2.2 理論分析

由于折臂吊的伸縮油路采用雙向平衡閥連接，油缸內(nèi)泄后，油液會(huì)通過活塞的密封從有桿腔串入到無桿腔，直至兩個(gè)腔的壓強(qiáng)相等，但是由于無桿腔和有桿腔作用面積的差異，這一過程會(huì)導(dǎo)致油缸輸出壓力，當(dāng)該力大于外部阻力時(shí)，油缸就會(huì)進(jìn)行伸出運(yùn)動(dòng)。同時(shí)，由于油缸的容積增加，其內(nèi)部壓強(qiáng)會(huì)由于容積的增加而下降。若此時(shí)外部的雙向平衡閥不存在泄漏，則由于油缸內(nèi)泄伸出導(dǎo)致的內(nèi)部壓強(qiáng)降低可表示為：

式中：P0為油缸初始壓強(qiáng)；Pb為內(nèi)泄平衡后的壓強(qiáng)；E2為油液彈性模量；V0為油箱有桿腔的初始體積；ΔL為油缸的伸出量。

對于折臂式起重機(jī)，當(dāng)伸縮臂處于行駛中的水平狀態(tài)時(shí)，外部阻力主要為伸縮臂自重引起相互的摩擦阻力，這個(gè)摩擦阻力的大小跟伸縮臂自重、伸縮臂位置、滑塊材質(zhì)以及潤滑狀態(tài)等因素相關(guān)[2]。在伸縮臂全收且位于水平狀態(tài)時(shí)，伸縮臂的重心位置位于上一節(jié)伸縮臂內(nèi)部，伸縮運(yùn)動(dòng)需要克服的阻力為口下部和尾下部運(yùn)動(dòng)時(shí)的阻力。當(dāng)伸縮臂處于良好的潤滑狀態(tài)下時(shí)，各節(jié)伸縮臂的摩擦阻力可以按照下式進(jìn)行初步計(jì)算。

式中：c為摩擦系數(shù)；i為第i節(jié)起重臂的自重；k為伸縮臂的節(jié)數(shù)。

根據(jù)式（3）可知，在摩擦系數(shù)一致的前提下，由于自重疊加的作用，第一節(jié)伸縮臂的阻力要大于其他伸縮臂的阻力，最后一節(jié)臂的阻力最小。根據(jù)圖2所示的原理圖，各節(jié)起重臂的伸縮油缸為并聯(lián)的方式連接，其有桿腔的初始容積較大，因此若鋼絲繩在全縮的狀態(tài)下就進(jìn)行拉緊，則其中一個(gè)油缸內(nèi)泄后，其伸出的力可能會(huì)增加至超過鋼絲繩的最大承受力而導(dǎo)致鋼絲繩斷裂。因此，為減少該現(xiàn)象發(fā)生，在油缸全縮時(shí)，需要使鋼絲繩處于松弛狀態(tài)，若此時(shí)距離開始張緊的長度為L0，則油缸在伸出L0后兩個(gè)腔的壓強(qiáng)情況分析如下所示。

（1）當(dāng)各伸縮臂之間的摩擦系數(shù)一致時(shí)，先分別計(jì)算驅(qū)動(dòng)每一伸縮臂油缸運(yùn)動(dòng)時(shí)所需的無桿腔壓強(qiáng)大小。根據(jù)這個(gè)壓強(qiáng)大小，確定先伸出的油缸，稱之為先動(dòng)作油缸。

（2）隨著先動(dòng)作油缸的伸出，有桿腔的體積變小，無桿腔的體積變大，但是由于內(nèi)泄過程緩慢，可以假定在伸出的過程中兩個(gè)腔的壓強(qiáng)值繼續(xù)保持不變。

（3）當(dāng)油缸伸出到鋼絲繩被拉緊的狀態(tài)后，該油缸的阻力不只是摩擦力，同時(shí)還會(huì)承受鋼絲繩對其產(chǎn)生的拉力，此時(shí)無桿腔的壓強(qiáng)會(huì)隨著鋼絲繩張緊力的增加而增加。當(dāng)壓強(qiáng)增加到其他伸縮臂油缸（稱之為后動(dòng)作油缸）能夠克服其摩擦阻力和鋼絲繩拉力的合力后，該伸縮臂的油缸會(huì)繼續(xù)緩慢伸出。由于先動(dòng)作油缸阻力小于后動(dòng)作油缸，因此會(huì)出現(xiàn)先動(dòng)作油缸同時(shí)縮回的現(xiàn)象。

從上述過程中發(fā)現(xiàn)，油缸的內(nèi)泄為動(dòng)態(tài)變化的過程，當(dāng)鋼絲繩開始張緊時(shí)，伸縮油缸兩個(gè)腔的壓強(qiáng)仍有較大的差異且伸縮油缸兩個(gè)腔的壓力、摩擦力和鋼絲繩拉力在互相作用影響，特別是對于每個(gè)伸縮油缸桿徑不一致的情況而言，預(yù)測油缸的伸縮運(yùn)動(dòng)就更為困難。因此，為了便于計(jì)算，本文假定在鋼絲繩剛開始拉緊時(shí)，油缸的兩個(gè)腔就已經(jīng)處于平衡狀態(tài)，且僅為最大缸徑的油缸伸出L0。此時(shí)可以根據(jù)式（1）計(jì)算此時(shí)的壓強(qiáng)值Pj，然后根據(jù)式（2）計(jì)算油缸的最終伸出量。

鋼絲繩是指用多根或多股細(xì)鋼絲擰成的撓性繩索，其彈性模量與其結(jié)構(gòu)形式、新舊程度、鋼絲繩的長短以及鋼絲繩所受的拉力有關(guān)[3-5]。本文中所用的鋼絲繩長度較短，大約為1 m，由于其跨距較短，可以忽略撓度和本身自重的影響。當(dāng)鋼絲繩受力張緊后，在彈性范圍內(nèi)，彈性模量可以等效為一個(gè)常數(shù)，則在平衡狀態(tài)下，鋼絲繩的拉力滿足：

式中：A3為鋼絲繩有效面積；E1為鋼絲繩彈性模量；ΔL為鋼絲繩伸長量；L0為鋼絲繩拉緊后的長度。

將式（4）和式（2）都代入式（1）中，可以得到鋼絲繩的平衡狀態(tài)下的拉力和油缸平衡后的最終壓強(qiáng)值，此時(shí)要保證鋼絲繩的拉力值小于其允許的最小破斷力。若不滿足，則需要重新調(diào)整張緊前的松弛量。

2.3 理論計(jì)算

以某廠家新開發(fā)的130 t折臂式起重機(jī)為例，該起重機(jī)共有5節(jié)伸縮臂，采用不同缸徑的伸縮油缸，其油缸的主要參數(shù)如表1所示。

表1 油缸主要參數(shù)

選擇的鋼絲繩為6×19交互捻棉芯鋼絲，其直徑為14 mm，初始長度為1 m，破斷拉力為125 kN，彈性模量按照61 000 MPa計(jì)算，吊臂的摩擦系數(shù)取0.15，當(dāng)油缸全縮時(shí)，有桿腔的初始壓強(qiáng)為28 MPa，液壓油彈性模量為1 100 MPa。為確保鋼絲繩不被拉斷，則在鋼絲繩受力拉緊前的伸縮油缸最大允許壓強(qiáng)Pmax以及油缸的最小運(yùn)動(dòng)距離Lmin分別為：Pmax=9.5 MPa、Lmin=109.7 mm。

分別設(shè)定鋼絲繩的松弛距離為200 mm、180 mm和150 mm，得出平衡閥狀態(tài)下的油缸最終伸出距離、鋼絲繩拉力和油缸兩個(gè)腔的壓強(qiáng)值如表2所示。

表2 平衡閥狀態(tài)下的油缸參數(shù)

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 試驗(yàn)方案

試驗(yàn)在某廠家提供的一臺(tái)樣車上進(jìn)行，鋼絲繩和第五節(jié)伸縮臂采用鋼絲繩連接，鋼絲繩端部設(shè)置有距離調(diào)節(jié)螺母，在伸縮臂全縮狀態(tài)下可以調(diào)節(jié)螺母和支座之間的距離。為模擬油缸內(nèi)泄?fàn)顟B(tài)，將油缸的兩個(gè)油口通過一個(gè)二通球閥實(shí)現(xiàn)溝通連接，分別在有桿腔和無桿腔處增加一個(gè)壓力表，用于測量壓力變化情況，如圖4所示。

圖4 油口連接方案

測試的初始條件為：第一，伸縮臂全縮并水平布置，除自帶的吊鉤外，未帶任何負(fù)載；第二，有桿腔縮臂初始壓強(qiáng)28 MPa；第三，鋼絲繩張緊前的懸垂距離分別取200 mm、180 mm和150 mm。

3.2 試驗(yàn)過程及數(shù)據(jù)分析

在全縮狀態(tài)下，開啟用于有桿腔和無桿腔溝通的球閥后，先將第五節(jié)伸縮臂伸出，當(dāng)鋼絲繩拉緊后，第一節(jié)伸縮臂伸出，末節(jié)伸縮臂縮回。試驗(yàn)結(jié)果顯示，無桿腔和有桿腔壓強(qiáng)值的變化隨著全縮時(shí)鋼絲繩的松弛距離減小而增大，如表3所示。

表3 試驗(yàn)結(jié)果

通過試驗(yàn)可以發(fā)現(xiàn)，油缸發(fā)生內(nèi)泄后，由于末節(jié)臂的自重較小，摩擦阻力也較小，因此會(huì)最先伸出。當(dāng)鋼絲繩由松弛狀態(tài)進(jìn)入張緊狀態(tài)后，末節(jié)臂受到的阻力增加，其運(yùn)動(dòng)量會(huì)逐漸減小，當(dāng)阻力超過伸1臂的摩擦阻力后，伸1油缸會(huì)伸出。由于鋼絲繩的彈性模量較大，其對伸縮臂的拉力會(huì)急劇增加，當(dāng)超過伸5油缸的伸出力后，會(huì)出現(xiàn)伸5油缸縮回的現(xiàn)象。同時(shí)，其他伸縮臂也會(huì)出現(xiàn)或多或少的伸出。在最終平衡狀態(tài)，伸1臂伸出的最多，其余的伸縮臂伸出量較少，最終的系統(tǒng)壓強(qiáng)值和理論計(jì)算基本相符，主要差異來源于鋼絲繩實(shí)際彈性模量、液壓油實(shí)際彈性模量以及實(shí)際摩擦力的不同。

4 結(jié)語

通過理論計(jì)算和試驗(yàn)測試表明，采用鋼絲繩固定伸縮臂的方式可以有效解決由于伸縮油缸內(nèi)泄導(dǎo)致伸縮臂過度伸出而引發(fā)的伸縮臂碰撞駕駛室的問題。但是使用時(shí)需要注意：一方面，在油缸全縮時(shí)要選擇合適的鋼絲繩松弛距離，過小可能會(huì)導(dǎo)致鋼絲繩斷裂，過大可能起不到保護(hù)的作用；另一方面，需要增加相關(guān)的警示裝置，避免在吊載作業(yè)時(shí)未及時(shí)取下保護(hù)拉索而導(dǎo)致的鋼絲繩斷裂。