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    折臂式起重機(jī)防內(nèi)泄伸出裝置分析及應(yīng)用

    2022-01-04 07:49:52李興華李小飛楊嘯濤
    關(guān)鍵詞:桿腔重臂摩擦阻力

    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。

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