移動式高架起重機變幅系統設計及優化

高崇金，王鴻博

（順德職業技術學院，廣東佛山 528300）

0 引言

移動式高架起重機［1］被廣泛應用于集裝箱碼頭、散貨碼頭和件雜貨碼頭等，是一款多用途起重機，具有機動靈活、模塊化程度高和經濟性好等特點。主要由立柱、回轉系統、底盤、變幅油缸、臂架、吊具或抓斗或吊鉤、吊具卷盤和起升機構等組成［2］，如圖1 所示。移動高架起重機在大型港口與岸邊集裝箱起重機、門座式起重機和卸船機等軌道式起重機等設備實現聯合作業，可提高裝卸效率，縮短船期，起到補充和支持作用，充分展示其機動性和高適應性［3］。另外，在中小型港口，因為裝卸貨物的多樣性，如件雜貨、散貨或集裝箱等，移動式高架起重機可發揮更大的優勢，既可以在岸邊作業，也可以實現堆場的作業［4］。相比大型港口設備，在項目投資、通用性、維修費用和附屬設施等方面具有更好的經濟性。因此，國內移動式高架起重機市場潛力巨大。

圖1 港口移動高架起重機主要組成

高架起重機已有60 多年的發展歷史，Gottwald 和Liebherr是高架起重機的主要研制廠家。高架起重機上裝部分模塊化程度高，如將高架起重機上車系統模塊與輪胎式底盤組合，底盤車輪可獨立轉向實現碼頭全方位作業；將高架起重機上車系統模塊與門座底盤組合，可實現沿碼頭固定軌道運行，提高作業效率；將上車系統與碼頭或駁船固定式底盤組合，可實現固定點或移動平臺作業。高架起重機產品的可拓展性如圖2 所示。

圖2 高架起重機產品的可拓展性

移動式高架起重機主要技術如下。

（1）變截面臂架設計技術。根據高架起重機的結構特點，臂架結構多為變截面結構，主要為單梁或雙梁，另外主弦桿數量及參數的選擇也十分重要。因此，如何合理選擇臂架截面成為影響設計進度的主要難題。

（2）變幅系統布局及鉸點優化技術。變幅系統設置起升鋼絲繩補償滑輪組，保證重物在起吊過程中保持水平移動。高架起重機采用油缸變幅，如何合理控制油缸工作壓力成為設計重點。油缸的布置形式，其受力是承受拉力或壓力也是關鍵要素。另油缸工作壓力即鉸點受力，如何設計變幅系統鉸點布局，在設計過程中尤為重要。

（3）底盤設計與控制技術。移動式高架起重機底盤根據行走機構的差異，主要分為輪胎式和軌道式。輪胎式底盤的控制技術主要為車輛行走過程中的車輛穩定性，實現行走裝置對地面平整度的自適應性。

本文分析變幅系統布局和焦點優化技術，針對吊鉤下64 t－40 m高架起重機變幅系統進行設計分析，研究分析變幅補償滑輪組的參數選擇、系統設計過程中鉸點的優化設計等，為行業提供設計依據。

1 64 t－40 m移動式高架起重機主要技術參數

已知高架起重機在吊鉤、集裝箱和抓斗工況，在不同作業半徑下的載荷譜參數，如表1 所示。

表1 高架吊載荷譜參數

2 系統力學模型的建立

高架起重機載荷主要有結構自重和頭部鋼絲繩的拉力，鋼絲繩的拉力為起升載荷通過鋼絲繩作用在臂架的頭部，為了加載方便，鋼絲繩的力分解為變幅平面內水平、豎直和垂直變幅平面3 個方向。變幅系統主要由立柱、變幅油缸、臂架及其附件、吊鉤或吊具、吊具卷盤系統和鋼絲繩補償滑輪組等構成，臂架在變幅平面內的力學模型可簡化為懸臂梁，以臂架和立柱鉸點O為中心建立XOY平面直角坐標系，如圖3 所示。其中，A和B分別為鋼絲繩1 和鋼絲繩2 立柱滑輪組鉸接點，E為臂架頂點，C 為變幅油缸和立柱鉸接點，D 為變幅油缸和臂架鉸接點。T1和T2分別為鋼絲繩1 和鋼絲繩2 的拉力，G表示臂架及其附件的重力，G1為吊具（吊鉤、抓斗或吊具）重量，T為起重機起重量，F為變幅油缸推力，R為高架起重機工作半徑，R1為頭部滑輪直徑，α為臂架和水平面的仰角。因為臂架變幅過程中，貨物始終與地面垂直，因此臂架長度、工作半徑和頭部滑輪直徑關系也可以用以下關系式進行表達：

圖3 變幅系統力學模型

3 臂架在各仰角時的起重量及鉸點優化

機械設計優化［5］的基本思想是根據機械設計的理論，如圖4 所示。方法和標準規范等機械優化設計是伴隨數學科學技術和計算機技術的進步而發展起來的，針對具體研究問題，建立反映工程設計問題和符合數學規劃要求的數學模型。設計過程中采用優化設計方法，不僅可以減輕機械設備自重，降低材料消耗與制造成本，也可提高產品的質量與工作性能，縮短設計周期。

圖4 設計優化問題解決思路

設定起重機與水平面最小夾角為αmin，對應的最大起重量為T0，臂架及其附件重量為G，L為臂架重心至臂架鉸點距離。已知吊具重量和起重量，不考慮風載荷影響，則有：

取臂架與水平面最小夾角αmin，最大起重量Tmax作為迭代初始值，Δα和ΔT為循環迭代間隔，令i0＝αmin，j00＝Tmax，校核臂架穩定性，判斷迭代初始情況下的臂架穩定性是否滿足要求。若不滿足，則i0不變，j01＝j00－ ΔT，再次代入計算；若滿足，得到臂架與水平面夾角αmin時的起重量，i1＝i0＋Δα繼續迭代計算，得到臂架在不同角度下的起重量。

高架起重機在變幅過程中要求重心高度差維持在一個較小的范圍內［6］，通常采用滑輪補償法。滑輪補償法要求起重機在變幅過程中卷筒不收放鋼絲繩，即變幅過程中起升鋼絲繩長度基本保持不變，貨物的運動軌跡高度差不超過最大幅度值的3%：

臂架優化設計變量范圍及其初值的確定［7］，根據對比以往機型，得到設計變量的范圍選取的初值［8］，結果如表2 所示。設定約束條件如表3 所示。

表2 設計初值及其范圍

表3 約束條件及其范圍

以貨重在變幅過程中的高度差最小為優化目標［9］Ymin。優化結果如表4 所示。

表4 優化前后結果

經過優化，以貨重在變幅過程中的水平軌跡高度差從初始設計方案的1.3 m減小為0.626 m，降低了51.8%，根據設計要求，水平軌跡應小于0.03×（Rmax－Rmin）＝0.9 m，優化后的設計方案滿足要求。

起升鋼絲繩拉力T1和鋼絲繩T2與水平面夾角分別為β 和θ，幾何關系式如下［10］：

得到不同角度下鋼絲繩夾角與工作半徑的關系，如表5所示。

表5 鋼絲繩夾角與工作半徑的關系

起重機的穩定性是指起重機在自重和外載荷作用下的抗傾翻能力［11］，忽略因臂架外擺產生的力矩對臂架影響，風載荷為F1，根據風載荷對臂架作用面積，確定載荷為臂架中點。在起重機設計階段，通常采用力矩平衡原則保障起重機的穩定性，主要載荷為鋼絲繩拉力、風載荷和臂架自重等。建立坐標系，各鉸點的坐標分別表示為（xa，ya），（xb，yb），…，（xi，yi），構建力學模型（圖3），根據力矩平衡原理［12］計算變幅油缸受力F如下：

式中：LOAE為點O至鋼絲繩拉力T1的作用力臂；LOBE為點O至鋼絲繩拉力T2的作用力臂；LOCD為點O 至變幅油缸作用力F 的力臂。

根據已知條件和公式，可得到變幅油缸在臂架各角度狀態下的作用力。

4 結束語

本文詳細介紹了移動式高架起重機的主要構成、產品特點和移動高架起重機當前所面臨的主要關鍵技術。建立了系統力學模型，確定起重機負載計算方法，對鉸接點位置進行優化設計。根據理論模型，建立鋼絲繩角度與起重機回轉半徑的理論關系式，得到主要技術參數。分析油缸受力情況，對油缸進行力學計算，為高架起重機產品設計提供理論數據。

臂架優化過程中引入機械優化方法，減輕機械設備自重，降低材料消耗與制造成本，而且可以提高產品的質量與工作性能，縮短產品設計周期。以貨重在變幅過程中的水平軌跡高度差從初始設計方案的1.3 m減小為0.626 m，達到優化效果，滿足產品要求。