折臂式隨車起重機底座總成的設計

□ 閻慧杰 □ 許 琛 □ 張 鋒

山西航天清華裝備有限責任公司 山西長治 046000

1 設計背景

隨著我國社會的進步與科技的發展,工程設備開發技術也得到了大幅提高。在機械工程領域,各類工程機械產品取得了日新月異的發展,隨車起重機就是一種安裝在汽車固定底盤車架上的便捷式工程機械產品。隨車起重機主要分為兩種形式,即直臂式隨車起重機和折臂式隨車起重機。其中折臂式隨車起重機一般通過液壓系統驅動臂體實現多幅伸縮、回轉、吊運以及升降等功能,具有高效便捷、反應快速、操作靈活等基本特性,因此被廣泛應用于工地吊裝、搶救救援、車站碼貨、倉儲吊運等多個場所。筆者針對某型號折臂式隨車起重機進行討論研究,該折臂式隨車起重機由底座總成、立柱、動臂液壓缸、動臂、吊臂和吊臂液壓缸等組成,如圖1所示。底座總成是該隨車起重機的重要組成部分,該部分的設計質量決定了整機的可靠性和穩定性,該底座總成主要通過雙頭螺柱、副梁、襯板以及相關連接件固定在某越野車底盤大梁上,底座總成通過焊接方式固定在副梁上,在副梁上增添了限位塊,防止底座總成前后滑移竄動,也改善了雙頭螺柱的彎矩受力情況,同時通過齒輪齒條結構,將吊機中的立柱結構與底座總成連接起來,實現了立柱的360°回轉作業功能。

在隨車起重機作業過程中,底座總成承受的彎矩最大。底座是底座總成主要承載部件,筆者針對底座進行了載荷計算和分析,使用NX8.5三維設計軟件建立該隨車起重機底座的三維模型,根據隨車起重機作業極限工況,利用有限元分析軟件進行載荷仿真分析,從而獲得最大承載作業工況下底座的強度和剛度分布云圖,為整體設計提供可靠的仿真數據支持,為進一步優化設計工作提供現實的理論依據。

圖1 折臂式隨車起重機結構

2 底座總成結構

底座總成是折臂式隨車起重機支撐立柱、動臂、吊臂、立柱實現360°回轉的重要部件,同時是連接底盤的關鍵結構件,主要為隨車起重機提供與副梁連接的安裝平臺和起吊作業時的穩定支撐。底座總成由底座、手拉梁、支腿三部分組成,如圖2所示。

圖2 底座總成結構

底座為底座總成中的基本結構件,由支座和橫梁構成。支座由水平筒、立筒、支撐板、圍板、筋板等焊接而成,立筒用于安裝立柱,水平筒用于安裝回轉油缸。為提高底座的防水性,結構設計中盡可能減少開放結構,對于開放結構采取了一定的防水措施。橫梁為箱形體結構,采用四塊鋼板拼焊而成,減少了焊接變形。橫梁底部焊接加強板,增強了隨車起重機與底盤安裝部位的強度,橫梁口部設置端板,采用半包圍結構,增加了與手拉梁接觸部位的強度和剛度,底座結構如圖3所示。

圖3 底座結構

3 工作機制

底座總成為可翻轉支腿結構形式,空間結構緊湊,使用雙頭螺柱安裝在底盤大梁上,且對底盤大梁間距裝配工藝適應性強。手拉梁可從底座中靈活伸縮,手拉梁與支腿在行車與作業狀態時,設置有限位鎖緊裝置,能夠確保作業、行駛安全,能滿足10%及其以下坡度作業要求,同時底座總成兩側分別安裝有水平儀,便于操作人員在車輛兩側進行觀察判斷,手拉梁人工操作設有兩處導向輪,極大地提升了用戶使用的便捷性。

4 載荷計算

通過對該隨車起重機的多種作業工況分析,在工作半徑最大為3 600 mm、起吊物質量為1 200 kg時,底座總成所承受的彎矩最大,此時為極限工況。此時底座為主要承載結構件,通過對立柱齒輪軸的受力分析,結合牛頓第三定律,以立柱齒輪軸端面與止推墊圈的左側為坐標原點,反推出底座的受力狀態,如圖4所示。

由O點力矩平衡MO為0,得:

-N2L1+N3L2-G1L3-G2L4=0

(1)

由X方向受力平衡NX為0,得:

-N2+N3=0

(2)

圖4 受力分析

由Y方向受力平衡NY為0,得:

-N1+G1+G2=0

(3)

式中:L1為支座上復合襯套簡化受力點與坐標原點的垂向距離;L2為支座下復合襯套簡化受力點與坐標原點的垂向距離;L3為起重機回轉部分質心與坐標原點的水平距離;L4為吊物質心與坐標原點的水平距離;G1為回轉部分質量;G2為吊物質量;N1為立柱齒輪軸與止推墊圈接觸面的正壓力;N2為立柱齒輪軸與支座上復合軸承鉸接處的徑向力;N3為立柱齒輪軸與支座下復合軸承鉸接處的徑向力。

將相關數值代入以上各式,求得N1為17 000 N,N2為150 000 N,N3為150 000 N。通過作用力與反作用力分析,可得底座的受力分別為N1、N2、N3的相反力。

5 有限元分析

5.1 材料力學性能

考慮到底座所需材料的力學性能和加工工藝,在滿足強度的要求下,底座選取高強鋼板,材料力學性能如下:屈服強度σs為960 MPa,彈性模量為206 GPa,泊松比為0.3,密度為7 850 kg/m3。

查詢資料可知,此類材料的抗拉強度σb為980 MPa,因而得出屈強比為0.98,大于0.7,屬于高強度鋼板。依照GB/T 3811—2008中載荷組合A進行計算,取安全因數n為1.48。結構件的基本許用應力[σ]為:

[σ]=(0.5σs+0.35σb)/n

(4)

將數值代入式(4),計算可得該材料的許用應力為560 MPa。為滿足底座設計需求,結合材料性能,對于該底座,在最大載荷作用下最大變形量盡量滿足不大于3.7 mm。

5.2 建模

(1) 網格劃分。應用NX8.5三維軟件設計出底座的三維模型,綜合考慮起重機工作特性及結構要素,在不影響受力的狀態下,對底座進行簡化操作,如刪掉對分析影響不大的孔、刪掉不影響受力的小結構件。完成模型更改工作后,將三維模型轉化成有限元軟件兼容的文件格式,導入到有限元軟件中。導入后定義材料的屬性,設定材料的彈性模量為206 GPa,泊松比為0.3等,使用自由網格對模型進行劃分,網格密度設為10 mm,對劃分完的網格實施質量檢測,結果顯示無差錯單元,網格質量可以滿足要求,得到節點數為47 663個,單元數為17 701個,網格劃分結果如圖5所示。

圖5 底座網格劃分結果

(2) 設定邊界條件。針對底座在極限工況下進行有限元分析,根據底座與底盤的安裝位置,分別在橫梁、支座與底盤連接部位施加固定約束,按照受力分析結果對其施加載荷,如圖6所示。

圖6 施加載荷

5.3 結果分析

經過有限元軟件仿真計算,獲得了底座的變形分布云圖和應力分布云圖,分別如圖7、圖8所示。

圖7 底座變形分布云圖

圖8 底座應力分布云圖

由圖7可知,底座在最大載荷作用下最大變形量為1.6 mm,依照變形量來看,底座的剛度滿足設計要求。由圖8可知,最大應力值約為384 MPa,其大部分應力值處在120 MPa以下,底座所用材料的許用應力值為560 MPa,最大應力值小于許用應力值,符合強度設計要求。由綜合應力、變形分析結果可知,底座結構的設計可以滿足該型號隨車起重機工作要求。

6 結束語

筆者闡述了某型號隨車起重機底座總成的設計組成,對其工作機制進行了說明。并應用NX8.5三維軟件建立了該型號隨車起重機的底座三維模型,根據極限工況分析得出其受力狀態,而后建立了底座有限元模型,對其進行了有限元仿真分析,分析結果表明,最大應力值小于所選材料的許用應力值,最大變形值也滿足設計要求,驗證了該底座結構的可靠性。同時也可以從分析結果看出,該底座結構仍然有較大的設計余量,也對今后的優化改進工作提供了有效的數據支持和理論依據。