李 聰 朱 冰 張 磊
1山西航天清華裝備有限責(zé)任公司 長(zhǎng)治 046000 2華北機(jī)電學(xué)校 長(zhǎng)治 046000
隨車(chē)起重機(jī)是能實(shí)現(xiàn)貨物自行裝卸和運(yùn)輸?shù)膶?zhuān)用汽車(chē),既有普通載貨汽車(chē)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(hào)底盤(pán)車(chē)為例,起重機(jī)前置安裝于底盤(pán)車(chē)時(shí),在典型工況吊載及惡劣風(fēng)載作用下,對(duì)底盤(pán)車(chē)及起重機(jī)的受力進(jìn)行分析。受力分析需綜合考慮底盤(pán)車(chē)空載及滿(mǎn)載狀態(tài),并需分析起重機(jī)在回轉(zhuǎn)360°時(shí)的危險(xiǎn)工況。計(jì)算時(shí)可分別進(jìn)行理論計(jì)算及仿真分析并加以對(duì)比,可得出相對(duì)更趨近實(shí)際的受力狀態(tài)。
在進(jìn)行起重機(jī)整機(jī)分析計(jì)算時(shí),離不開(kāi)所安裝的底盤(pán)車(chē)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(guò)程中起重機(jī)及底盤(pán)車(chē)受力的變化特征。
本文所安裝的是6×6式底盤(pán)車(chē),由于實(shí)際底盤(pán)車(chē)外形圖為商業(yè)保密內(nèi)容,底盤(pán)車(chē)簡(jiǎn)圖如圖1所示。
圖1 底盤(pán)車(chē)外形簡(jiǎn)圖
由圖1可知,起重機(jī)安裝于汽車(chē)駕駛室正后方,安裝空間限制970 mm范圍內(nèi),底盤(pán)車(chē)空載時(shí)自重為12.5 t,滿(mǎn)載時(shí)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(pán)車(chē)中心對(duì)稱(chēng)線,離去角為33°。起重機(jī)與底盤(pán)車(chē)接口的主要參數(shù)為起重機(jī)安裝位置、底盤(pán)車(chē)輪胎間距及接觸點(diǎn)、底盤(pán)車(chē)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(dòng)力由底盤(pán)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(duì)于底盤(pán)車(chē)中心線偏右置安裝(車(chē)行方向?yàn)榍埃?,即立柱(也稱(chēng)為轉(zhuǎn)臺(tái))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
在起重機(jī)安裝時(shí),通過(guò)8根騎馬螺栓與底盤(pán)車(chē)大梁相連接;當(dāng)起重機(jī)工作時(shí),支腿液壓缸支撐于地面。此時(shí),起重機(jī)所受外力不考慮其他附加載荷,來(lái)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(pán)車(chē)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(dòng)位置)、支腿液壓缸伸出跨距、支腿液壓缸完全伸出時(shí)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。
當(dāng)起重機(jī)安裝時(shí),可置于底盤(pán)車(chē)前方、中部及后方位置,且這3種安裝方式并無(wú)明顯優(yōu)劣之分,應(yīng)根據(jù)各種底盤(pán)車(chē)的特點(diǎn)分別畫(huà)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。
起重機(jī)分析計(jì)算時(shí),在ADAMS分析軟件中將底盤(pán)車(chē)6個(gè)輪胎簡(jiǎn)化為6個(gè)接觸點(diǎn),并將起重機(jī)與底盤(pán)車(chē)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(jiǎn)化分析圖如圖3、圖4所示。
圖3 吊裝載荷位于底盤(pán)車(chē)側(cè)面受力圖
在圖3、圖4中,綠色線為起重機(jī)吊臂簡(jiǎn)化線,6個(gè)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(shí),支腿液壓缸左右兩側(cè)受力較為接近,左側(cè)(面向車(chē)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(pán)車(chē)側(cè)面時(shí)(此時(shí)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(chē)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(jiàn),實(shí)際分析過(guò)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(duì)起重機(jī)進(jìn)行力學(xué)仿真。
圖4 吊裝載荷位于底盤(pán)車(chē)正后方受力圖
支腿液壓缸主要是為滿(mǎn)足起重機(jī)吊裝載荷時(shí)底盤(pán)車(chē)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(guò)校核計(jì)算,起重機(jī)由于底盤(pán)車(chē)空載時(shí)自重較大,故無(wú)論支腿液壓缸是否有跨距均可滿(mǎn)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(wú)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(shí)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(guò)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(kāi)始逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)180°的受力過(guò)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(dòng),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(wú)支腿跨距時(shí)支腿液壓缸受力圖
另外,當(dāng)無(wú)支腿跨距時(shí),支腿液壓缸最大受力為104 000 N,大于支腿跨距600 mm時(shí)的支腿液壓缸最大受力為83 643 N。當(dāng)無(wú)支腿跨距時(shí),由于支腿液壓缸支撐力對(duì)于起重機(jī)底座力臂更短,此時(shí)對(duì)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(mǎn)足起重機(jī)整體穩(wěn)定性作業(yè)要求時(shí),應(yīng)盡量將支腿跨距縮短,以改善底座受力工況。
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(zhǎng)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(guò)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(duì)比,分析不同狀態(tài)時(shí)盈余伸出量的實(shí)際情況?;谶@一目的,在支腿液壓缸跨距為600 mm時(shí),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(shí)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(shí)支腿液壓缸最大受力為76 431 N,伸出100 mm時(shí)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(shí),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(wú)支腿液壓缸時(shí),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(shí)支腿液壓缸受力
由圖9、圖10可知,伸出80 mm時(shí)的支腿液壓缸最大受力為96 549 N,伸出100 mm時(shí)的支腿液壓缸最大受力為104 000 N。雖然在伸出量為80 mm時(shí)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(shí)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(shí)支腿液壓缸受力
圖10 盈余伸出量100 mm時(shí)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(shí),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(guò)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(shí)的整機(jī)穩(wěn)定性。
支腿液壓缸的最大受力工況說(shuō)明了起重機(jī)與底盤(pán)車(chē)的連接關(guān)系,故起重機(jī)與底盤(pán)車(chē)的連接騎馬螺栓可簡(jiǎn)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(duì)整機(jī)進(jìn)行受力仿真分析。
通過(guò)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(wú)跨距形式進(jìn)行對(duì)比分析,得出最優(yōu)受力方式結(jié)構(gòu)。
在底座總成分析過(guò)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(wú)支腿跨距時(shí)(此時(shí)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(shí)底座總成受力分析工況1
圖12 支腿跨距600 mm時(shí)底座總成受力分析工況2
圖13 無(wú)支腿跨距時(shí)底座總成受力分析工況1
圖14 無(wú)支腿跨距時(shí)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(shí),底座總成最大應(yīng)力集中點(diǎn)718 MPa;當(dāng)支腿液壓缸無(wú)跨距時(shí),底座總成最大應(yīng)力集中點(diǎn)512 MPa。由此可得,盡管無(wú)支腿跨距時(shí)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。
對(duì)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(guò)八級(jí)風(fēng)速,此時(shí)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(shí),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(shí),整機(jī)受力圖
由圖15、圖16可知,Y軸正向時(shí)的起重機(jī)最大受力為544 MPa,Y軸負(fù)向時(shí)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(shí),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。
以某起重機(jī)及特定底盤(pán)車(chē)為例,介紹了在起重機(jī)安裝時(shí),對(duì)起重機(jī)受力影響的幾個(gè)要素,并對(duì)支腿液壓缸的跨距及盈余伸出量進(jìn)行了對(duì)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(guò)大則支撐反力過(guò)大,伸出量過(guò)小會(huì)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。