折臂式隨車起重機連桿機構的計算分析

李聰 張亞鵬 翟海強

摘要：受力分析計算是起重機設計的基礎，尤其對于流動式起重機而言。在折臂式隨車起重機中，變幅機構的設計極為重要，因其對油缸及結構件的受力、起重機整機性能的發揮起著非常重要的作用。在中人噸位的隨車起重機設計中，變幅機構往往設置有曲柄搖桿機構（或稱為連桿機構），可以極人地改善油缸的受力，并對機構的設計優化有積極的影響。以某隨車起重機第一變幅機構設計為例，討論連桿機構的計算分析及設計原則。

關鍵詞：折臂式隨車起重機;連桿機構;計算分析

中圖分類號：U469.6+4收稿日期：2022-01-05

DOI： 10.19999/j.cnki.1004-0226.2022.04.013

本文以某型號折臂式起重機設計為例，介紹在起重機設計中變幅機構設計的要點及原則。起重機的變幅機構一般為第一變幅機構及第二變幅機構。第一變幅機構由第一變幅油缸、轉臺、第一節臂組成;第二變幅機構由第一節臂、第二變幅油缸、第二節臂組成。由于起重機主要進行吊載重物的動作，故在變幅機構的設計中，主要關注變幅油缸的受力及第一、第二節臂的結構件受力情況。

l 起重機模犁簡化

本文所述的折臂式起重機，額定起升力矩為175 kN-m。經過方案設計，可將起重機主要執行機構簡化為如圖1所示的模型。

在圖l起重機簡化模型中，油缸與臂的鉸接點設計極為重要。在本文所選起升力矩背景下，第二變幅機構可不進行曲柄搖桿設計，第二變幅油缸的受力變化曲率較人，但受力不人。選用吊臂油缸缸徑為160 mm時，其油缸受力變化曲線如圖2所示。

如圖2所示，第二變幅油缸受力最人值不到570 kN，相應的油缸所需壓力也較小，無需進行連桿設計，僅從結構上保證無十涉，受力相對較小即可。

相對來說，第一變幅機構由于力臂更大，如不考慮連桿機構，則第一變幅油缸受力最人值為850 kN，受力較人，因此需進行結構優化，此時連桿機構的設計就非常重要。

2 連桿機構模型分析

對圖l的起重機模型做進一步簡化后，可知第一變幅機構主要由圖3所示的五點位置所決定，即A、B、C、D、E的位置決定了變幅機構的性能特性，故對連桿機構的優化主要是對此五點的坐標位置進行優化，最終確定該結構的關系。

如圖3所示，該機構本質上是一種曲柄搖桿機構，在連桿機構中，能做整周回轉運動的稱之為曲柄，只能在一定范圍內擺動者稱為搖桿[1]。如果連桿中有一個為曲柄，另一個為搖桿，則稱為曲柄搖桿機構。成為曲柄的條件即是某個運動副中有周轉副存在，在本例中，D為周轉副。D成為周轉副的條件為：

BE+BC>CD+DE

（l）

DC

（2）

分析式（1）式（2）可知，組成周轉副的兩桿中必有一桿為最短桿，有最短桿參與構成的轉動副都是周轉副。

如圖3所示，將起重機第一變幅機構簡化為該模型后，可將起重機所承受載荷等效為對該機構的翻轉力矩M， AB則等效為油缸作用線，A、B為油缸鉸接點，將起重機展開后，五點位置可變化為如圖4所示的模型。

通過分析可知，油缸AB作用線受力計算如下：

（3）

（4）

在圖4所示的狀態下，∠EBA=127°，∠CBA=57°，經計算得FAB=0.83FBE即在連桿機構作用下，油缸作用力約為無連桿機構油缸作用力的83%，故在結構空問尺寸允許的狀況下，變幅機構增加連桿機構可在一定程度上優化油缸的受力。在初步確定了連桿機構位置后，另一項重要工作即為優化連桿機構鉸接點位置，以對油缸受力情況進行優化。

3 連桿機構優化設計

在變幅機構油缸的實際受力中，通過手動分析計算僅是初步確定各結構尺寸的受力關系，在確定了邊界條件后，對連桿機構進行優化分析。本文所示的變幅機構在對鉸接點位置進行了微調后，對油缸受力情況進行了優化。油缸的受力優化分為兩個方面：

a.減小油缸所受最人推力：b.在起重機變幅運動過程中，使變幅油缸的受力變化范圍減小，即使油缸受力曲線更加平緩，減小受力沖擊。

針對以上內容，在本文中所限定的起重機第一變幅機構外形尺寸約束下，對鉸接點C、D、E的位置進行微調，在軟件分析的幫助下，對油缸受力前的分析如圖5所示。

在對鉸接點進行調整后，油缸受力前的分析如圖6所示。

如圖6所示，第一變幅機構油缸在受力優化前最大值為700 kN，且局部曲線變化斜率較人，不利于變幅機構穩定，在對機構進行調整后，油缸優化后最大值為650 kN，且油缸受力曲線趨于平緩，達到了變幅機構優化設計的目的。

在油缸最人壓力分析完成后，另一項重要工作是確定油缸缸徑、安裝距及行程，以確定最終起重機方案的布置。在本例中，根據油缸最人受力分析，初選第一變幅機構油缸缸徑為180 mm，第二變幅機構油缸缸徑為160 mm，綜合計算后，對兩油缸所需的壓力進行分析，并最終確定起重機安裝空間及外形尺寸。

根據上述油缸受力變化，在對油缸選型后，計算油缸所受壓力并分析，如圖7所示。

通過圖7可知，經過綜合選型，將油缸壓力控制住26 MPa左右，并考慮液壓系統背壓，起重機系統壓力確定為30 MPa即可滿足系統要求。

在變幅機構運動的過程中，可進一步分析油缸所需行程的位置，從而確定油缸所需最大行程。在此基礎上，可由油缸缸徑及安裝距進一步論證油缸設計的合理性，根據油缸安裝距及行程，最終設計變幅油缸。在本義所運動狀態下，油缸工作行程曲線如圖8所示。

經上述分析可知，起重機變幅機構的設計要綜合考慮的方面很多，既要考慮油缸實際受力工況，也要考慮油缸的外形結構設計是否可滿足起重機整機布置情況，因為在折臂式隨車起重機設計中，對外形尺寸的要求越來越嚴，使得起重機設計需重點關注重要機構的設計及布置，其中變幅機構設計是重中之重，因為變幅機構的設計直接影響到起重機的起升性能，并確定了整機的液壓系統工作流量及壓力情況。

在變幅機構完成初步計算后，一般需對該結構進行受力分析，以進一步確認分析結果。在本文所受壓力狀況下，對變幅機構受力仿真分析如圖9所示。

由圖9分析可知，該變幅機構的最人剪切應力約為528 MPa，符合高強材質鋼板的強度要求，該機構設計方案合理、可行。

4 結語

起重機連桿機構設計作為變幅機構的重要組成部分，對起重機的設計布置起著重要作用，起重機設計的成功與否，與各機構的設計關系極人。變幅機構作為起重機的重要執行機構，是影響起重機起升性能的重點所在，故在設計過程中，對變幅機構及連桿機構應做系統性分析，充分考慮影響該機構的各個方面，以系統地進行設計計算，從而最終確定起重機布置方案。

參考文獻：

[1]孫恒，陳作摸，葛文杰.機械原理[M].北京：高等教育出版社，2013

作者簡介：

李聰，男，1987年生，工程師，研究方向為流動式起重機及起重裝置。785FB949-08A6-471D-8783-37112E228E33