小型隨車起重裝置主折疊臂結構設計*

王 園

(山西工程職業(yè)學院，山西 太原 030009)

0 引 言

我國隨車起重機的生產起步于20世紀70年代末，加之目前國內生產商對隨車起重機研究開發(fā)投入少，全國生產的隨車起重機產品品種還比較單一，以起重作業(yè)及運輸功能為主，生產規(guī)模也很小，只是近幾年才有較大發(fā)展。

在各個公司不斷將隨車起重機的起重能力提高到一個新的高度的時候，某些特殊的地方可能需要一種小型的起重裝置。小型隨車起重裝置特點鮮明，其設計方法與重型起重機相比大為簡化，因實際作業(yè)過程中，起重裝置折疊臂往往容易受到損壞，故筆者分析折疊臂的設計方法與強度計算，為小型起重裝置的結構設計提供一種設計方案。

1 主要結構方案分析及外形尺寸確定

1.1 吊臂材料及截面形狀

折疊式隨車起重裝置中，折疊臂以受彎為主，是雙向壓彎構件，它在受到整體強度、剛度、穩(wěn)定性的約束限制的同時，主要受到局部穩(wěn)定性約束。在對折疊臂截面形狀研究的過程中，其形狀主要為：四邊形、五邊形、六邊形、八邊形、十邊形和橢圓形等。五邊形截面、六邊形、八邊形和十邊形截面都可以使材料得到充分利用，抗彎曲能力較好，對改善下翼緣板的局部穩(wěn)定性有較大幫助，八邊形和十邊形截面的下翼緣板和腹板的實際計算寬度較小，也有利于提高失穩(wěn)能力。但他們制作工藝相對復雜，加之此次設計為小型起重裝置，它的特點是起升力矩、負載重量較小。而在上述截面中，四邊形截面通過翼緣板和腹板焊接而成，雖然不能夠充分發(fā)揮伸縮臂的承載能力，但它的制作工藝最為簡單，并且具備較好的抗彎能力和抗扭曲能力，能夠充分滿足此方案的要求。因此，選擇最便于加工的四邊形作為折疊臂截面。同時，為了減輕重量，減小體積，并且提高起重機的整體起重性能，應采用高強度鋼板焊接而成，整體外形美觀適用即可。

綜上，小型隨車起重裝置吊臂截面形狀為四邊形。同時吊臂的材料選擇16 Mn，為高強度低合金鋼。

1.2 主折疊臂尺寸的確定

根據實際工作的工況，三節(jié)臂的尺寸需要滿足如下要求：①能夠較為方便快速的抓取四個位置的負載；②折疊式起重裝置高度小于2 100 mm；③三節(jié)臂總重量小于 200 kg；④折疊式起重機吊臂較短，一般每節(jié)臂長不大于3 m；⑤收回狀態(tài)下，折疊起重機應外形較為美觀。根據這5點要求，可通過繪制簡圖1，得到符合外形要求的三節(jié)吊臂。最終得到的尺寸為：主折疊臂長 2 500 mm，次折疊臂長 2 250 mm，伸縮臂長 1 000 mm。同時根據設計要求3，選用主折疊臂截面寬100 mm，高 110 mm，臂厚為10 mm。

圖1 隨車起重裝置工況簡圖

2 主折疊臂鉸點位置的確定

從圖1中可以看出，主臂的變幅角度可達到 127°。如圖2所示三個鉸接點A、B、C所構成的三角形需滿足以下要求：

圖2 主臂、變幅油缸和立柱的關系圖

(1)在變幅油缸收回狀態(tài)下，AC的距離應為變幅油缸的安裝距，此距離為標準化的液壓缸的安裝距，并且該狀態(tài)下主臂要保證一定的俯角α，使得吊臂在收回狀態(tài)下具有一個合適的寬度。

(2)在變幅油缸完全伸出時，即變幅油缸達到最大行程時，主折疊臂與水平面的夾角應符合設計的要求，該角度β與之前的俯角之和應該滿足主臂變幅角度的要求，即變幅角度=α+β。

綜上所述，初步確定的主折疊臂、次折疊臂和伸縮臂的外形尺寸為：主折疊臂長2 500 mm，次折疊臂長2 250 mm，伸縮臂長1 000 mm，滿足條設計要求，起重裝置的最大伸縮距離不小于 5 500 mm。結合三節(jié)吊臂的截面尺寸，可近似求得主折疊臂、次折疊臂和伸縮臂的質量，分別為：74.6 kg、51.7 kg 和 14.2 kg，總重 140.5 kg，滿足重量要求。

3 強度計算

3.1 載荷組成

作用在起重機結構上的載荷主要分三類，即基本載荷、附加載荷與特殊載荷。

(1)基本載荷

基本載荷是始終和經常作用在起重機上的載荷。它們是：自重載荷、起升載荷、以及由于機構的起(制)動所引起的水平載荷。

(2)附加載荷

隨車起重機在正常工作狀態(tài)下，會受到偶然性載荷的作用，這些載荷被稱為附加載荷。附加載荷主要由作用在起重機臂架等表面上的最大工作風載荷、水平載荷、偏斜運行時的側向力以及溫度載荷等組成。

(3)特殊載荷

在對折疊式隨車起重裝置進行設計計算時，需要明確載荷的構成。若只考慮基本載荷，為組合Ⅰ；同時對基本載荷和附加載荷考慮為組合Ⅱ；組合Ⅲ是基本載荷與特殊載荷或者三種載荷同時考慮的組合。

顯然，只有能夠滿足起重機各部件相應的安全系數，并不需要對這三種載荷組合都進行計算。針對小型起重裝置，它具有額定負載小的鮮明特點，加之主折疊臂、次折疊臂和伸縮臂總的受風壓面積較小，為了便于計算，這里忽略掉風載荷。綜上，在對吊臂強度計算時，我們主要考慮載荷組合Ⅰ。

3.2 主折疊臂強度計算

對這主折疊臂進行強度校核，應對折疊式起重機受力最差的情況進行分析，即，吊臂的工作幅度達到最大。此時，主折疊臂受力簡圖如圖3所示。

圖3 主折疊臂受力簡圖

根據力矩平衡方程，可求得R1y=7 320 N、R1x=52 130 N和Pz=52 330 N，之后，可對主折疊臂進行強度計算。

(1)彎矩計算

根據受力簡圖確定K3截面為危險界面，這個截面的彎矩為：

MK3=R1y×LJ1F+G3×LJ10

(2)慣性矩計算

主折疊臂截面是規(guī)則截面該截面很容易可以求得慣性矩。

主折疊臂截面慣性矩：

=6 231 667 mm4

(3)強度計算

主折疊臂危險截面的強度：

式中：σs為吊臂材料的屈服強度，320 MPa；β為系數，1；n為安全系數，取n=1.33。

綜上：主折疊臂危險截面的拉應力和壓應力皆小于許用應力，說明這節(jié)臂的強度符合要求。

(4)主折疊臂穩(wěn)定性校核

主折疊臂校核應力衡準穩(wěn)定性，求得：

4 有限元分析

主折疊臂受力情況相對最為惡劣。因此，主折疊臂作為主要受力的構件，其強度校核就顯得尤為重要。在之前對主折疊臂進行的強度校核雖然能夠基本保證設計的合理性，但是由于使用的是該吊臂的簡化模型，并不能使該吊臂的細節(jié)處得到較好的說明。所以利用有限元軟件對其進行有限元分析。使用 Ansys 中Workbench 模塊對主折疊臂的三維模型進行有限元分析，在工作幅度達到最大5.75 m時，該節(jié)臂的受力情況最為嚴重。對各鉸點位置施加相應作用力，劃分網格后求解，最終得到的結果如圖4所示。

圖4 主折疊臂等效應力及總形變圖

從圖中可以看出，主折疊臂等效應力最大為107.56 MPa，與之前計算結果吻合，小于許用應力強度，并且總變形最大處為液壓缸鉸點位置，為0.06 mm符合設計要求。

5 總 結

文中主要對小型隨車起重裝置進行了主折疊臂的設計，對折疊式起重裝置的主折疊臂進行強度校核，同時進行了穩(wěn)定性計算，并且使用有限元分析軟件對主折疊臂進行了應力和應變的分析；根據最終得到的結果，證明了之前設計的尺寸以及方案是合理的，完成了設計要求。

文中校核所得到的應力較小，雖然確保了構件的強度，但也是對材料的一種浪費，可以使用一些建模軟件進行動態(tài)仿真，進一步優(yōu)化結構，使吊臂材料得到最充分的利用。對于吊臂材料也可選用更高性能的合金鋼，從而減輕自重。