李 聰 朱 冰 張 磊

1山西航天清華裝備有限責(zé)任公司 長治 046000 2華北機(jī)電學(xué)校 長治 046000

隨車起重機(jī)是能實(shí)現(xiàn)貨物自行裝卸和運(yùn)輸?shù)膶Ｓ闷嚕扔衅胀ㄝd貨汽車的運(yùn)輸功能，又有起重機(jī)的起吊裝卸功能，故被廣泛應(yīng)用于交通運(yùn)輸、碼頭等各種行業(yè)[1]。本文以某型號底盤車為例，起重機(jī)前置安裝于底盤車時，在典型工況吊載及惡劣風(fēng)載作用下，對底盤車及起重機(jī)的受力進(jìn)行分析。受力分析需綜合考慮底盤車空載及滿載狀態(tài)，并需分析起重機(jī)在回轉(zhuǎn)360°時的危險(xiǎn)工況。計(jì)算時可分別進(jìn)行理論計(jì)算及仿真分析并加以對比，可得出相對更趨近實(shí)際的受力狀態(tài)。

1 底盤車及起重機(jī)典型工況

在進(jìn)行起重機(jī)整機(jī)分析計(jì)算時，離不開所安裝的底盤車參數(shù)及安裝位置，本文以起重機(jī)前置安裝為例，闡述起重機(jī)分析中影響最大的因素，以及因素參數(shù)變化過程中起重機(jī)及底盤車受力的變化特征。

本文所安裝的是6×6式底盤車，由于實(shí)際底盤車外形圖為商業(yè)保密內(nèi)容，底盤車簡圖如圖1所示。

圖1 底盤車外形簡圖

由圖1可知，起重機(jī)安裝于汽車駕駛室正后方，安裝空間限制970 mm范圍內(nèi)，底盤車空載時自重為12.5 t，滿載時自重為17.3 t，質(zhì)心位置分別距前輪2 533 mm、3 565 mm，質(zhì)心橫向位置為底盤車中心對稱線，離去角為33°。起重機(jī)與底盤車接口的主要參數(shù)為起重機(jī)安裝位置、底盤車輪胎間距及接觸點(diǎn)、底盤車自重及質(zhì)心位置等，文中所述起重機(jī)主要性能參數(shù)如表1所示。

表1 起重機(jī)性能指標(biāo)參數(shù)

在表1中，液壓系統(tǒng)動力由底盤取力器提供，功率恒定，壓力與流量為液壓泵換算后給出，起重機(jī)工作幅度及起吊載荷質(zhì)量尤為重要，即起重機(jī)額定起重力矩。為使起重機(jī)合理布置于有限安裝空間內(nèi)，該起重機(jī)相對于底盤車中心線偏右置安裝（車行方向?yàn)榍埃?，即立柱（也稱為轉(zhuǎn)臺）上裝部分等偏向右側(cè)，起重機(jī)外形如圖2所示。

圖2 起重機(jī)外形圖

2 起重機(jī)支腿液壓缸位置及受力分析

在起重機(jī)安裝時，通過8根騎馬螺栓與底盤車大梁相連接；當(dāng)起重機(jī)工作時，支腿液壓缸支撐于地面。此時，起重機(jī)所受外力不考慮其他附加載荷，來自吊重載荷及支腿液壓缸傳遞給起重機(jī)底座的支撐力。分析支腿液壓缸支撐反力應(yīng)考慮底盤車起重機(jī)安裝位置、起吊載荷位置（指起吊載荷繞起重機(jī)回轉(zhuǎn)中心線作回轉(zhuǎn)運(yùn)動位置）、支腿液壓缸伸出跨距、支腿液壓缸完全伸出時的盈余伸縮量等因素，才能得出并比較支腿液壓缸受力及傳遞到起重機(jī)底座的綜合支撐力及力矩影響。

2.1 起重機(jī)安裝位置

當(dāng)起重機(jī)安裝時，可置于底盤車前方、中部及后方位置，且這3種安裝方式并無明顯優(yōu)劣之分，應(yīng)根據(jù)各種底盤車的特點(diǎn)分別畫出傾覆線，并依據(jù)前后橋的接觸輪胎計(jì)算分配支腿液壓缸支撐力。

2.2 起吊載荷位置

起重機(jī)分析計(jì)算時，在ADAMS分析軟件中將底盤車6個輪胎簡化為6個接觸點(diǎn)，并將起重機(jī)與底盤車連接騎馬螺栓約束，理解為約束條件在Z方向上的位移自由度約束，從而在起吊載荷作用下分析出各騎馬螺栓位置處的受力狀況，ADAMS環(huán)境下的簡化分析圖如圖3、圖4所示。

圖3 吊裝載荷位于底盤車側(cè)面受力圖

在圖3、圖4中，綠色線為起重機(jī)吊臂簡化線，6個點(diǎn)為起重機(jī)輪胎位置，紅色曲線為起重機(jī)支腿液壓缸連線。由上述位置分析比較可知，當(dāng)載荷位于正后方時，支腿液壓缸左右兩側(cè)受力較為接近，左側(cè)（面向車行方向）支腿液壓缸支撐力為40 444 N，右側(cè)支腿液壓缸支撐力為43 374 N。當(dāng)載荷位于底盤車側(cè)面時（此時起重機(jī)吊臂正位于支腿液壓缸正上方），支腿液壓缸左右兩側(cè)受力差別很大，左側(cè)（面向車行方向）支腿液壓缸支撐力為6 313 N，右側(cè)支腿液壓缸支撐力為104 000 N。由此可見，實(shí)際分析過程中需將側(cè)方受力作為起重機(jī)受力危險(xiǎn)工況進(jìn)行分析，對起重機(jī)進(jìn)行力學(xué)仿真。

圖4 吊裝載荷位于底盤車正后方受力圖

2.3 支腿液壓缸伸出跨距

支腿液壓缸主要是為滿足起重機(jī)吊裝載荷時底盤車的穩(wěn)定性而設(shè)計(jì)，穩(wěn)定性校核包括作業(yè)穩(wěn)定性和靜穩(wěn)定性校核。經(jīng)過校核計(jì)算，起重機(jī)由于底盤車空載時自重較大，故無論支腿液壓缸是否有跨距均可滿足穩(wěn)定性使用要求。

為此，在上述條件下，分別驗(yàn)算單側(cè)支腿液壓缸跨距600 mm及無支腿跨距的計(jì)算分析，支腿液壓缸受力變化如圖5、圖6所示。

圖5 支腿跨距600 mm時支腿液壓缸受力圖

在圖5、圖6中，兩種工況均為支腿液壓缸伸出距超過地面100 mm，即支腿觸地后繼續(xù)伸出100 mm。0～100 s階段為將吊裝載荷逐漸施加于吊臂端部，100～350 s階段為起重機(jī)從正后方開始逆時針旋轉(zhuǎn)180°的受力過程。其中虛線所示為起重機(jī)右側(cè)支腿受力，實(shí)線為起重機(jī)左側(cè)支腿受力。由此，可明顯看出隨著起重機(jī)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動，右側(cè)支腿受力不斷增大，左側(cè)支腿受力不斷減小，但從未離地（即受力不為零）。

圖6 無支腿跨距時支腿液壓缸受力圖

另外，當(dāng)無支腿跨距時，支腿液壓缸最大受力為104 000 N，大于支腿跨距600 mm時的支腿液壓缸最大受力為83 643 N。當(dāng)無支腿跨距時，由于支腿液壓缸支撐力對于起重機(jī)底座力臂更短，此時對起重機(jī)的作用力矩較小，底座受力狀況更優(yōu)。

綜上所述，在能滿足起重機(jī)整體穩(wěn)定性作業(yè)要求時，應(yīng)盡量將支腿跨距縮短，以改善底座受力工況。

2.4 支腿液壓缸盈余伸出量

支腿液壓缸盈余伸出量即操作支腿液壓缸伸出接觸地面后，繼續(xù)伸出的長度。從理論上講，伸出量越大，支腿液壓缸受力越大，但也不可距離過小，距離太小使得接觸量不夠，起不到超靜定結(jié)構(gòu)支撐件的作用。

本文以支腿液壓缸是否有跨距及盈余伸出量80 mm、100 mm進(jìn)行對比，分析不同狀態(tài)時盈余伸出量的實(shí)際情況。基于這一目的，在支腿液壓缸跨距為600 mm時，盈余伸出量80 mm、100 mm的支腿液壓缸受力圖分別如圖7、圖8所示。

圖7 盈余伸出量80 mm時支腿液壓缸受力

與前述一致，圖7、圖8中的虛線表示右側(cè)支腿液壓缸受力變化曲線，實(shí)線表示左側(cè)支腿液壓缸受力變化曲線。由圖7、圖8可知，伸出80 mm時支腿液壓缸最大受力為76 431 N，伸出100 mm時支腿液壓缸最大受力為83 643 N。在這種情況下，如必須有支腿跨距時，應(yīng)選擇盈余伸出量為80 mm，這樣可使支腿液壓缸受力較好，且另一側(cè)支腿液壓缸未離地（即受力不為零）。在無支腿液壓缸時，盈余伸出量80 mm、100 mm的支腿液壓缸受力圖分別如圖9、圖10所示。

圖8 盈余伸出量100 mm時支腿液壓缸受力

由圖9、圖10可知，伸出80 mm時的支腿液壓缸最大受力為96 549 N，伸出100 mm時的支腿液壓缸最大受力為104 000 N。雖然在伸出量為80 mm時右側(cè)支腿液壓缸的最大受力較小，但左側(cè)支腿液壓缸支撐力為負(fù)值，即支腿液壓缸離地，此時工況顯然不佳，故應(yīng)選擇伸出量為100 mm的情況。

圖9 盈余伸出量80 mm時支腿液壓缸受力

圖10 盈余伸出量100 mm時支腿液壓缸受力

綜上所述，在選擇支腿液壓缸盈余伸出量時，應(yīng)綜合考慮左右側(cè)支腿液壓缸的受力，既不讓單側(cè)支腿受力過大，也盡量不出現(xiàn)支腿離地的情況，從而優(yōu)化起重機(jī)工作時的整機(jī)穩(wěn)定性。

3 起重機(jī)整機(jī)受力分析

支腿液壓缸的最大受力工況說明了起重機(jī)與底盤車的連接關(guān)系，故起重機(jī)與底盤車的連接騎馬螺栓可簡化為Z軸的位移約束，在起重機(jī)吊臂頭部吊鉤處施加吊裝載荷及起重機(jī)自重即可對整機(jī)進(jìn)行受力仿真分析。

3.1 起重機(jī)底座總成受力仿真

通過ADAMS分析軟件求解支腿液壓缸的支撐反力后，可將支撐反力施加于底座總成橫梁端部，并在有限元分析軟件Hyperworks中進(jìn)行求解分析，將上述支腿液壓缸有跨距及無跨距形式進(jìn)行對比分析，得出最優(yōu)受力方式結(jié)構(gòu)。

在底座總成分析過程中，將支腿液壓缸與底座總成連接部位處施加支撐反力，將底座總成與騎馬螺栓連接部位處施加位移約束邊界條件，可得出在有支腿跨距及無支腿跨距時（此時支腿液壓缸盈余伸縮量均為100 mm，支撐反力分別為83 643 N、104 000 N）的底座總成受力分析圖如圖11～圖14所示（工況1為起重機(jī)吊載載荷位于駕駛室正后方，工況2為起重機(jī)吊載載荷位于駕駛室正側(cè)方）。

圖11 支腿跨距600 mm時底座總成受力分析工況1

圖12 支腿跨距600 mm時底座總成受力分析工況2

圖13 無支腿跨距時底座總成受力分析工況1

圖14 無支腿跨距時底座總成受力分析工況2

由以上仿真分析可以看出，當(dāng)支腿液壓缸跨距600 mm時，底座總成最大應(yīng)力集中點(diǎn)718 MPa；當(dāng)支腿液壓缸無跨距時，底座總成最大應(yīng)力集中點(diǎn)512 MPa。由此可得，盡管無支腿跨距時支撐反力較大，但因伸縮力臂較短，使底座總成所受力矩總體減小，使底座總成受力更優(yōu)化。因此，在整機(jī)穩(wěn)定性要求設(shè)計(jì)基礎(chǔ)上，應(yīng)盡量縮短支腿跨距，以改善底座總成受力工況。

3.2 起重機(jī)上裝部分受力仿真

對起重機(jī)上裝部分進(jìn)行受力分析，并增加了惡劣風(fēng)載作用下的起重機(jī)作業(yè)仿真，考慮風(fēng)速為15 m/s，超過八級風(fēng)速，此時風(fēng)壓為150 N/m2[2]。假設(shè)吊載物最大橫截面積為10 m2，則風(fēng)載力為1 500 N，此作用力需施加于吊鉤兩側(cè)側(cè)面進(jìn)行比較，以便區(qū)分整機(jī)受力的惡劣工況。

利用Hypermash軟件進(jìn)行起重機(jī)約束、劃分網(wǎng)格、接觸單元定義等前處理，在加載額定載荷重力及風(fēng)載力后，利用Ansys后處理進(jìn)行求解分析，得出風(fēng)載作用力作用于吊鉤兩側(cè)面時，整機(jī)受力仿真如圖15、圖16所示。

圖15 風(fēng)載力Y軸正向時，整機(jī)受力圖

由圖15、圖16可知，Y軸正向時的起重機(jī)最大受力為544 MPa，Y軸負(fù)向時的起重機(jī)最大受力為545 MPa，所以風(fēng)載方向?qū)ζ鹬貦C(jī)受力影響較小，但增加風(fēng)載作用使起重機(jī)受力明顯增大。

圖16 風(fēng)載力Y軸負(fù)向時，整機(jī)受力圖

在產(chǎn)品實(shí)例中，主要部件的材質(zhì)均使用BS 960鋼板，此高強(qiáng)鋼板屈服強(qiáng)度為960 MPa，抗拉強(qiáng)度為1 000 MPa，可計(jì)算許用應(yīng)力為560 MPa，故以上仿真分析結(jié)果符合設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)語

以某起重機(jī)及特定底盤車為例，介紹了在起重機(jī)安裝時，對起重機(jī)受力影響的幾個要素，并對支腿液壓缸的跨距及盈余伸出量進(jìn)行了對比分析，在符合整機(jī)作業(yè)穩(wěn)定性的前提下，支腿液壓缸跨距越小越好。

在支腿液壓缸跨距確定后，需進(jìn)一步分析支腿液壓缸，找出兩側(cè)支腿液壓缸綜合受力最佳的支腿伸出量，伸出量過大則支撐反力過大，伸出量過小會則整機(jī)剛性降低，并有可能使單側(cè)支腿液壓缸離地。雖然在起重機(jī)設(shè)計(jì)中允許單側(cè)支腿液壓缸離地，但在設(shè)計(jì)余量允許的范圍內(nèi)盡量不使支腿液壓缸離地是最好的選擇。