集裝箱側面起重運輸車作業穩定性計算

郭陽春

長沙中聯恒通機械有限公司 湖南長沙 410131

1 前言

集裝箱側面起重運輸車是一種具備雙起重裝置的專用運輸車輛，可以從車輛側面起重作業，完成對集裝箱的裝、卸、運輸作業。整車外形如圖1所示。

圖1 整車外形圖

集裝箱側面起重運輸車主要工作原理及特點：從底盤變速器PTO口輸出動力，驅動雙聯齒輪泵，產生壓力油源，驅動起重機構液壓缸，實現吊機的展收；雙起重裝置（前、后吊機）采用折臂式結構形式，同步展收；上、下臂液壓缸聯動，可實現吊載物垂直升降；起重作業過程中，垂直支腿不得離開地面。作業工況如圖2、3所示。

圖2 作業工況圖

2 常規整體穩定性計算方法

集裝箱側面起重運輸車簡化后的作業工況俯視圖如圖4所示。

圖3 作業工況俯視圖

圖4 簡化俯視圖

計算工況可分為：a.無風試驗或運行；b.有風工作或運行[2]；c.側坡試驗或運行。

下面以無風試驗或運行工況為例，介紹作業穩定性計算。展開水平支腿，伸出垂直支腿，支腳板在A、B、C、D四點將整車支起，所有輪胎離地，車架調整至水平狀態。

圖4中線段AB為傾覆線[1]，根據圖4可得公式：

式中，G0為底盤質量，kg；G1為吊機臂架質量，kg；G2為額定起重量，kg；L1為底盤質心位置距離傾覆線AB的距離，mm；L2為前吊機質心位置距離傾覆線AB的距離，mm；L3為集裝箱及貨物質心位置距離傾覆線AB的距離，mm；Ms為穩定力矩，kg·mm；Mt為傾翻力矩，kg·mm。

式(5)為在無風試驗工況下傾翻力矩計算公式，1.25為額定載荷加載系數，0.1為臂架端部等效載荷系數，本文后述所有傾翻力矩計算公式中，系數1.25及0.1的含義均與式(5)相同。結合某型號集裝箱側面起重運輸車實際結構尺寸，代入數值G0=845 kg,G1=13 220 kg,G2=24 000 kg，L1=2 538 mm,L2=834 mm,L3=800 mm。計算得出Mt= 25 352 000 kg·mm,Ms=34 961 820 kg·mm。

根據穩定性系數公式[3]：

可見，穩定性系數大于1，符合穩定性標準要求[3]。

但是，該型號集裝箱側面起重運輸車在實際工作中，卻出現了一個支腿離地的現象。對于具有單起重裝置的專用車輛（如汽車起重機），只要沒有發生整機傾翻，允許一個支腿離地或松動[4]，穩定性為合格，沒有同步要求，故整體穩定性計算方法適用于具有單起重裝置的專用車輛作業穩定性計算；但對于具有雙起重裝置（前、后吊機）的集裝箱側面起重運輸車，在起吊集裝箱時，某一支腿離地，會出現前、后起重裝置不同步現象，影響起重作業的穩定性及安全性。

3 原因分析

通常,集裝箱側面起重運輸車底盤質心靠近前吊機中心線,為常量；集裝箱載荷大小及質心位置為變量。當集裝箱額定載荷G2不大，且集裝箱載荷質心位置偏離靠前吊機中心線時(質心偏離集裝箱中心誤差±10%)，采用整體穩定性計算沒有問題。

當集裝箱額定載荷G2較高，且集裝箱載荷質心位置偏離靠近后吊機中心線時，則有可能整體穩定性計算合格，但后吊機支腿出現抬腿、離地現象（如圖4中支腿C離地），這樣會導致前、后吊機起吊點運動不同步。

產生此問題的根本原因在于：底盤基本布置形式是動力系統、駕駛室、變速器等質量較大的部件布置在底盤的前部，底盤尾部僅有后橋、輪胎、懸架、備胎等部件，底盤的整備質量在長度方向分布不均衡，前重后輕。

4 前、后起重裝置分別計算穩定性

根據靜力的分解原理如圖5所示。G0可分解為G01、G02；G2可 分解為G21、G22，列公式如下。

圖5 分解原理圖

式中，G01、G02為G0的分力；G21、G22為G2的分力 ；A1為G0距離前吊機中心線距離；A2為G0距離后吊機中心線距離；A3為G2距離前吊機中心線距離；A4為G2距離后吊機中心線距離；A為前、后吊機中心線距離。

4.1 前起重裝置穩定性計算

根據力矩公式：

式中，Ms1為穩定力矩，kg·mm；Mt1為傾翻力矩，kg·mm。

代入數值：A=6 747 mm,A1=2 175 mm,A2=4 572 mm,A3=4048 mm,A4=2 699 mm,H=3 105 mm ,可計算出：G01=8 958 kg,G02= 4 262 kg,G21= 9 601 kg,G22= 14 399 kg；Ms1=23 440 967 kg·mm；Mt1=9 668 311 kg·mm。

可以求得，前吊機穩定系數為2.42[3]，大于1，符合穩定性標準要求。

4.2 后起重裝置穩定性計算

根據力矩公式：

式中，Ms2為 穩定力矩，kg·mm；Mt2為傾翻力矩，kg·mm。

代入數值，得到Ms2= 11 521 686 kg·mm，Mt2=14 466 889 kg·mm。

計算可得，后起重裝置穩定系數為0.8[3]，小于1，不符合穩定性標準要求。

由此可知，按前、后起重裝置分別計算穩定性系數，可以計算出前吊機穩定性系數大于1，后吊機穩定性系數小于1，這與實際情況相符。

4.3 改進后重新計算后起重裝置穩定性

改進設計的可能方案有：a. 增加后支腿跨距；b. 與底盤廠家溝通，調整整車質量分布，使底盤質心位置盡量靠近前后吊機的中間位置；c. 在底盤尾部，增加一定質量的配重。

考慮到底盤為批量定型產品，調整質心位置，難度太大；另外增加配重的方案會造成整車超重，與輕量化及節能降耗的設計理念不符，故采用增加后支腿跨距的改進方案：將后支腿支撐點B向外移200 mm，后起重裝置支腿跨距H1=3 305 mm，調整后俯視圖如圖6所示。

圖6 調整后俯視圖

式中，L4為G22距 離后起重裝置傾覆點B的距離，L4=600 mm；L5為G1距 離后起重裝置傾覆點B的距離，L5=1 034 mm；L6為G02距 離后起重裝置傾覆點B的距離，L6=2 738 mm；Ms3為 穩定力矩，kg·mm；Mt3為傾翻力矩，kg·mm。

代入數值，計算得到：Ms3=12 543 086 kg·mm，Mt3=10 850 166 kg·mm。

可以求得，后起重裝置穩定系數=1.16[3]，大于1，符合穩定性標準要求。至此，前、后起重裝置穩定性系數均大于1，無支腿離地現象出現，保證了前、后起重裝置的同步性及安全性。

5 驗證

現用支腿反力驗算上述兩種方法的適用性，支腿反力為負值，則表明該支腿離地。

5.1 后起重裝置支腿跨距未增加時（圖5所示）

根據支腿反力計算公式[5]：

式中，Na0為 支腿A的支腿反力；Nb0為支腿B的支腿反力；Nc0為 支腿C的支腿反力；Nd0為支腿D的支腿反力。

代入數值，經過計算得到：Na0= 17 347 kg，Nb0=24 033 kg，Nc0= ﹣927 kg，Nd0=4457 kg。

Nc0＜0，支腿C的支腿反力小于0，其余支腿反力均大于0，支腿C出現離地現象。

5.2 后起重裝置支腿跨距增加后（圖6所示）

根據支腿反力計算公式[5]：

式中，Na1為 支腿A的支腿反力；Nb1為支腿B的支腿反力；Nc1為 支腿C的支腿反力；Nd1為支腿D的支腿反力。

代入數值，經過計算得到：Na1= 17 347 kg，Nb1=22 578 kg，Nc1= 527 kg，Nd1=17 347 kg。

所有支腿反力均大于0，沒有出現支腿離地現象。故采用增加后起重裝置支腿跨距的辦法，可以解決支腿離地，前、后起重裝置不同步的問題。從理論上驗證了前、后起重裝置分別計算穩定性的方法適用于集裝箱側面起重運輸車作業穩定性計算；整體穩定性計算方法不適用于集裝箱側面起重運輸車作業穩定性計算。

6 結語

a. 類似上述計算方法，可以對有風工作或運行、側坡試驗或運行工況進行整車作業穩定性計算。不同之處在于有風工作或運行工況額定載荷加載系數為1.1，還要考慮最不利方向的風載[2]；側坡試驗或運行工況，主要考慮側坡角度的影響，在此不再贅述；

b. 支腿跨距參數的修正，除了考慮各種工況下整車作業穩定性因素，還需要考慮到支腿收攏狀態，最大外廓尺寸小于2 550 mm的限制[6]；

c. 按后支腿跨距增加改進方案實施，產品在后續定型試驗中，整車作業穩定性均通過了測試，未出現支腿離地現象。

綜上所述，采用前、后起重裝置分別計算作業穩定性的方法，適用于集裝箱側面起重運輸車作業穩定性的計算。