馬 俊，李自貴，晉民杰，王志霞，張 帥，冀 龍

（太原科技大學(xué) 機械工程學(xué)院，山西 太原 030024）

0 引言

目前，國內(nèi)在折臂式隨車起重機的生產(chǎn)制造方面還處于初級階段，主要是引進和仿制國外產(chǎn)品，其設(shè)計理論和方法也很不完善，在很大程度上影響了折臂式隨車起重機的進一步推廣應(yīng)用。在折臂式隨車起重機的研究方面，文獻［1］介紹了隨車起重機變幅機構(gòu)的主要形式和特點，提出304304型變幅機構(gòu)在設(shè)計時的要求。但對其變幅機構(gòu)理論分析內(nèi)容鮮見報道，且對油缸受力分析沒有選擇明確工況，無法判斷動臂油缸危險工況。本文建立了其力學(xué)模型，并通過Pro/Engineer和ADAMS/View軟件［2－4］對其變幅機構(gòu)進行受力分析，驗證理論分析的正確性，確定動臂油缸受力危險工況，為其變幅機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供理論依據(jù)。

1 起重機機構(gòu)分析及力學(xué)模型建立

1.1 起重機機構(gòu)分析

如圖1所示，折臂式隨車起重機的工作機構(gòu)主要由立柱、動臂、吊臂、連桿、動臂油缸和吊臂油缸組成。動臂油缸、立柱和連桿組成變幅機構(gòu)，吊臂油缸、吊臂和連桿組成折疊機構(gòu)。折臂式隨車起重機折疊機構(gòu)主要起支撐作用，作業(yè)過程中，隨車起重機起重作業(yè)主要由動臂油缸對應(yīng)的變幅機構(gòu)運動實現(xiàn)，并且動臂油缸作業(yè)比較頻繁。從圖1可以看出，動臂油缸的力臂很小，與其他液壓缸相比較，動臂油缸工作需要推力最大，故起重機起重性能主要由變幅機構(gòu)中的動臂油缸決定。因此，本文主要研究分析變幅機構(gòu)中動臂油缸的受力特點。

1.2 力學(xué)模型的建立

圖2為隨車起重機變幅機構(gòu)力學(xué)模型，其中G為折疊機構(gòu)自身重量，角α為連桿l24運動角度范圍。四連桿機構(gòu)2′3′4′5′為變幅機構(gòu)初始位置，四連桿機構(gòu)2345為變幅機構(gòu)某一時刻位置。

圖1 折臂式隨車起重機的工作機構(gòu)

圖2 折臂式隨車起重機變幅機構(gòu)的力學(xué)模型

1.2.1 動臂油缸推力計算

對動臂油缸進行受力分析，由圖2可知對點2取力矩平衡有：

即

其中：F0為動臂油缸推力；F1為連桿l45受力；d0為動臂油缸對點2的力臂；d1為連桿l45對點2的力臂。

1.2.2 連桿l45受力計算

對連桿l45進行受力分析，由圖2可知對點3取力矩平衡有：

其中：G物為重物的質(zhì)量；d2為折疊機構(gòu)質(zhì)心對點3的力臂；d物為重物對點3的力臂。

根據(jù)此型號起重機最大起重力矩為4×105Nm，有：

由式（1）～式（3）可得：

由此可知，當(dāng)力臂最小時，變幅機構(gòu)中動臂油缸受力達到最大值Fmax，根據(jù)其力學(xué)模型可得當(dāng)變幅機構(gòu)處于初始位置時，動臂油缸推力最大。

2 仿真分析

2.1 折臂式起重機變幅機構(gòu)模型建立

對隨車起重機機構(gòu)處于實際折疊位置進行分析，首先利用Pro/Engineer軟件建立變幅機構(gòu)各零部件的實體模型，然后導(dǎo)入ADAMS軟件中，手動添加各零部件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量、質(zhì)心位置等。根據(jù)實際變幅機構(gòu)各部件的聯(lián)接和約束關(guān)系，施加各種約束副，使得動臂油缸受力符合實際情況。

施加約束后，在動臂油缸的移動副上添加驅(qū)動函數(shù)，驅(qū)動函數(shù)為：STEP（time，0，0，25，790）。

2.2 仿真結(jié)果分析

圖3為連桿l45角速度和角加速度曲線圖。由圖3可知，在24°～35°和94°～108°區(qū)間內(nèi)連桿l45角加速度曲線很陡，起重作業(yè)時沖擊比較大，起吊時盡量減少在此區(qū)域操作變幅機構(gòu)。在35°～94°區(qū)間內(nèi)，角加速度曲線比較平緩，該區(qū)域為主要作業(yè)范圍。

圖4為動臂油缸受力曲線圖。由圖4可知，當(dāng)α＝24°（力臂最小）時，動臂油缸受力最大，為2 100.0kN；當(dāng)α＝65°（力臂最大）時，動臂油缸受力最小，為960 kN。通過多體動力學(xué)仿真分析可知，當(dāng)變幅機構(gòu)處于初始位置（動臂油缸縮至最短）時，動臂油缸受力達到最大值，力臂最小，此時是動臂油缸危險工況，這與前面力學(xué)分析結(jié)論一致。在動臂油缸對點2的力臂達到最大值（α＝65°）時，動臂油缸受力最小，此時動臂油缸起升能力高于標(biāo)定最大起重力矩。因此，通過理論分析及仿真研究，可以將α＝65°作為最大起重力矩點，然后得到其最大起重量，繪制起重作業(yè)圖。

圖3 連桿l45角速度和角加速度曲線

圖4 動臂油缸受力曲線

3 結(jié)論

依據(jù)折臂式隨車起重機變幅機構(gòu)特點，分析其動臂油缸受力規(guī)律，通過Pro/Engineer建模軟件和ADAMS/View動力學(xué)分析軟件建立了折臂式隨車起重機工作機構(gòu)的三維模型，并對其進行了動力學(xué)分析，得到連桿角速度、角加速度和動臂油缸受力變化曲線，說明理論分析結(jié)果是正確可行的。在起重機變幅機構(gòu)起重作業(yè)過程中，要盡可能在角加速度比較平緩的范圍內(nèi)起重作業(yè)，這樣動臂油缸受力也比較小。通過仿真分析，根據(jù)動臂油缸受力，確定了折臂式隨車起重機液壓系統(tǒng)的系統(tǒng)壓力，并為其整個工作機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供了理論依據(jù)。

［1］刑玉生，劉佃富.折臂式隨車起重機的變幅機構(gòu)［J］.起重運輸機械，1998（11）：7-9.

［2］李軍.ADAMS實例教程［M］.北京：北京理工大學(xué)出版社，2002.

［3］邢俊文，陶永忠.MSC.ADAMS/View高級培訓(xùn)教程［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2004.

［4］陳立周，張英會，吳清一，等.機械優(yōu)化設(shè)計［M］.上海：上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，1981.