接裝機吊具設計與強度分析

朱宇，陳海康，蘇杰，周長江，陳釔杰

接裝機吊具設計與強度分析

朱宇1，陳海康2，蘇杰2，周長江2，陳釔杰2

（1.中國煙草機械集團有限責任公司，北京 100055；2.湖南大學 汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙 410082）

為保障大型工業機械裝配、包裝、起吊與轉運的安全性，對其吊具系統進行結構強度分析與優化設計。設計地腳承重試驗，采用稱重傳感器獲得接裝機重量，確定吊具載荷。建立煙支接裝機吊具有限元分析模型，研究偏載系數為1.5時準靜態狀態下吊具的應力應變分布規律。基于結構最大應力和許用安全因子，對吊具結構進行優化。優化后底板最大應力為79.6 MPa，安全因子大于3。起吊構件的最大應力為47.6 MPa，安全因子大于5。撐桿部件結構優化后，撐桿最大應力為175 MPa，安全因子大于1.3。接裝機起吊試驗結果表明，設計的吊具可安全起吊和轉運接裝機，試驗結果與模擬結果相符。設計與優化的吊具結構滿足強度要求，能安全起吊、包裝和轉運接裝機。本文的研究為工業機械設備系統性包裝運輸的安全設計提供了重要理論依據。

煙支接裝機；吊具；地腳承重試驗；有限元分析

許多工程機械設備具有體積和重量大的特點，其裝配、包裝與轉運成為工業的難點。設備起吊困難影響工業的生產效率，吊具裝置的設計及應用顯得尤為關鍵。工程機械吊具設計尚缺乏標準和技術規范。文中基于煙支接裝機設備，研究吊具結構設計的可行性。煙支接裝機是卷接機組的重要組成部分，質量達10 t。接裝機底座一般為鑄件，起吊桿安裝困難。

吊具系統結構強度分析是吊具結構設計和定型的重要理論依據。結構偏擺與振動會影響起吊的效率與穩定性[1-2]。王宴平[3]研究了吊裝重量和鋼絲繩長度等對集裝箱殘余擺動的影響。Li等[4]采用協同機械手技術，提出了一種自動雙機協同起重系統。徐國正等[5-6]采用有限元方法研究吊具的應力分布，探討吊具在工作狀態下的薄弱部位，并對薄弱處進行優化設計。甕松峰等[7]分析了專用吊具的計算載荷、安全系數和試驗載荷。于喜年等[8]對焊接H型鋼吊裝的構架、吊耳及銷軸滾輪等進行應力–應變分析。

尹冰[9]基于有限元方法與疲勞試驗方法，分析吊具的應力和形變分布，優化了結構尺寸。代春香等[10]建立夾持機構有限元模型，改善了強度薄弱的位置。Li等[11]對桁架吊裝吊點方案進行了優化分析。李拓[12]優化了一種吊索吊裝法，研究吊耳位置和吊索根數對吊裝應力應變的影響。劉加亮等[13]設計了一種多功能專用吊具，對吊桿結構進行優化。王兵臣等[14]基于試吊試驗方法，對吊具進行了應力應變的模擬分析和結構優化。

綜上所述，吊具系統強度分析與結構優化廣受關注，但煙支接裝機吊具未見研究。吊具強度的可靠與工作穩定，對接裝機開發意義顯著。以接裝機吊具為研究對象，結合試驗與數值模擬方法研究準靜態狀態下吊具的應力應變規律，對其結構進行優化。

1 地腳承重與吊具荷載

接裝機吊具由底板、起吊構件、起吊桿、鋼絲繩、撐桿和起吊橫梁等組成，見圖1。其中，接裝機主體裝配至底板上，撐桿安裝在接裝機頂部，起吊構件與接裝機的底板連接；鋼絲繩一端固定在起吊橫梁的吊環，另一端固定在起吊桿上。撐桿將鋼絲繩向外撐開，以防鋼絲繩擠壓接裝機。起吊構件為槽型結構，既保證吊具強度，又輕量化結構。

1.1 接裝機地腳承重測試

設計接裝機地腳承重試驗，測量接裝機重量。接裝機地腳承重測量系統見圖2，由數據采集系統、稱重傳感器、信號放大器、數據分析系統等組成。其中，數據采集系統包括控制器PXI–8106、機箱PXI–1042Q和數據采集卡PXI–6229等；稱重傳感器型號為NOS–X601，其頻率響應為0～10 Hz。稱重原理為：稱重傳感器將感知的重力信號傳輸到信號放大器進行信號放大，然后由信號采集系統同時采集放大的信號，并將信號傳輸到數據分析系統中進行處理。

1.起吊構件；2.鋼絲繩；3.起吊懸梁；4.撐桿；5.頂板；6.起吊桿；7.接裝機機體。

1.稱重傳感器；2.數據采集系統；3.信號放大器；4.數據傳輸線；5.數據分析系統；6.顯示器；7.接裝機。

采用稱重傳感器測量被測地腳的承重，每個底板地腳下水平放置一臺傳感器，確保接裝機垂直作用于傳感器的承載面。稱重傳感器測量值穩定后讀取并記錄相應的結果，多次測量求平均值，保證測量結果的可靠性。各稱重傳感器測量結果之和為接裝機的總重力。基于力矩平衡原理和試驗測得地腳承重，計算接裝機總重力與重心位置。

圖3 接裝機地腳分布與受力示意圖

如圖3所示，各地腳承受的載荷分別為17，位置分別為1(1,1)—7(7,7)。地腳承載力與水平面垂直，重心的坐標設定為c,c)。接裝機總重力為：

式中：為接裝機總重力；F為第個地腳承重；為地腳序號；為地腳總數。根據力矩平衡原理，結合式（1），接裝機沿軸的力矩為：

式中：c為接裝機重心軸坐標；y為地腳的軸坐標。

接裝機沿軸的力矩為：

式中：c為接裝機重心的軸坐標；x為地腳的軸坐標。

接裝機地腳承重試驗的結果見表1，接裝機總重力為97 108.3 N，計算得到重心為（1 720.7, 971.04）。設備重心與底板中心不重合，其位置在方向中點的左端，位于方向中點的上端，接裝機質量分布不均勻。

1.2 吊具荷載

根據測量得到的接裝機總重力與重心位置計算底板兩端鋼絲繩的受力。底板左右兩端鋼絲繩的拉力分別為A和B：

式中：1與2分別為左右兩端鋼絲繩到重心的距離；為兩端鋼絲繩的距離；為接裝機總重力。

表1 接裝機地腳承重測試結果

Tab.1 Test result of load bearing capacity of filter assembler feet

由式（4）得，A=49 474.16 N、B=49 378.75 N，底板左右兩端鋼絲繩的拉力相差較小，鋼絲繩的拉力統一取A。實際起吊輸送過程中，接裝機的偏轉導致鋼絲繩受力不均，因此，引入偏載系數=1.5，保證吊具安全起吊。撐桿受力示意圖示見圖4，偏載工況下撐桿水平與垂直方向受力分別為H與V：

式中：11為單根鋼絲繩的拉力；為鋼絲繩與撐桿的夾角；為偏載系數。根據鋼絲繩的長度及其安裝位置，得到的值為45°。計算得到撐桿水平與垂直方向受力分別為H=26 237.6 N、V=10 867.95 N。

1.起吊懸梁；2.鋼絲繩；3.撐桿；4.接裝機。

圖4 撐桿受力示意圖

Fig.4 Diagram of brace stress

1.3 起吊繩索選取

工業設備起吊繩索有麻繩和鋼絲繩等[15-16]。麻繩以劍麻為原料，吊裝工程一般用于起吊輕型構件和受力較小的攬風、溜繩等。鋼絲繩系由幾股鋼絲子繩和一根繩芯（一般為浸油麻芯）捻成，具有強度高，彈性大，韌性、耐磨性、耐久性好，磨損易于檢查等優點。結構吊裝中常采用6股鋼絲繩，每股由19、37、61根直徑為0.4～3.0 mm的高強鋼絲組成。

麻繩適合于較輕的構件起吊，而鋼絲繩的強度高，可用于重載荷構件起吊，因此選用鋼絲繩作為吊裝的吊索繩。鋼絲繩的容許拉力可按式（6）計算。

式中：[g]為鋼絲繩的容許拉力，kN；g為鋼絲繩的鋼絲破斷拉力總和，kN；為鋼絲繩之間荷載不均勻系數，對于6×19、6×37、6×61的鋼絲繩，分別取0.85、0.82、0.80；為鋼絲繩的使用安全系數。

含偏載工況下單根鋼絲繩最大受力為37 105.5 N。當鋼絲繩安全系數取6，采用6×19的鋼絲繩，荷載不均勻系數為0.85，則選取的鋼絲繩容許拉力值要大于37 105.5 N，計算得到g應該大于261 921.2 N。當6×19鋼絲繩抗拉強度為1 400 N/mm2時，鋼絲繩直徑不能小于23 mm，可選取鋼絲繩直徑為26 mm。

2 吊具有限元建模

2.1 材料參數

接裝機底板材料為HT250，強度極限為250 MPa；起吊構件和撐桿的材質為Q235，屈服極限為235 MPa。接裝機起吊均勻緩慢，可視為準靜態過程。根據GB/T 3811—2008起重機設計規范[17]，HT250許用安全因子取3，Q235許用安全因子取1.22。螺栓性能等級初取8.8級，其屈服強度為640 MPa。

普通螺栓控制預緊力，許用安全因子為1.2～1.5。螺栓預緊力的范圍為：

0.5s≤bp≤0.7s(7)

式中：bp為螺栓預緊力；s為材料屈服點；為螺栓危險截面面積。

底板螺栓型號為M24，由式（7）得bp為36 191～ 50 667 N；撐桿螺栓型號為M12，由式（7）得bp即為9 047.5～12 667 N。

2.2 有限元模型

吊具的底板部件包括底板、起吊桿、機架支撐板、起吊構件與螺栓等。考慮到結構的復雜性，忽略了底板部件中非關鍵結構。消除小孔和倒角等結構設計，實現底板部件結構簡化。采用四面體網格劃分方法，網格單元尺寸為5 mm，單元總數為2 142 626，見圖5a。撐桿部件包括撐桿、撐桿墊板、頂板與螺栓等，對其結構進行簡化：頂板與撐桿墊板采用六面體網格，網格單元尺寸為5 mm；撐桿與螺栓采用四面體網格，其中撐桿單元尺寸為5 mm，螺栓單元尺寸為3 mm。撐桿部件有限元模型的網格單元總數為365 808，見圖5b。

1.起吊構件；2.底板；3.機架支撐件；4.起吊桿；5.撐桿；6.撐桿墊板；7.接裝機頂板。

圖6是吊具相關部件的載荷與約束設置。其中，起吊桿兩端為固定約束，地腳上施加重力分量，螺栓預緊力bp1為1 000 N；接裝機頂板為固定約束；撐桿兩端受力分別為L和R；螺栓預緊力bP2為500 N。零件的接觸類型包括黏結與摩擦，螺栓與接裝機頂板和底板的接觸為黏結。吊具的載荷與約束詳見圖6與表2。

圖6 吊具的載荷與螺栓預緊力

表2 吊具的載荷與螺栓預緊力

Tab.2 Load and bolt preload of spreader

3 吊具強度分析

3.1 底板部件強度分析

底板材料為HT250，許用安全因子取3。底板部件變形見圖7，最大變形量為0.31 mm，位于底板中間和頂板中部。在各重力分量相互作用下，重心附近的變形最大。接裝機頂板厚度為20 mm，結構強度薄弱。在機架支撐件的擠壓與拉伸作用下，中心區域發生較大的變形。

底板應力與安全因子分布見圖8，底板的最大應力為183 MPa，底板上下兩側地腳附近的應力較大，而其他區域的應力低于51.7 MPa。安全因子最小值為1.4，位于圖8b中放大的區域。載荷施加在地腳處，位于底板四周，產生的扭矩較大。底板四周的厚度小于中心區域，底板結構厚度的突變造成應力集中。底板存在安全因子小于3的區域，強度不滿足設計要求，需要對結構進行優化。

圖7 底板部件變形云圖

起吊構件、機架支撐件和頂板的材料為Q235，許用安全因子取1.22。圖9是起吊構件應力、機架支撐件和頂板應力分布，起吊構件最大應力為47.6 MPa，位于吊桿通孔附近，見圖9a。起吊桿穿過吊桿通孔把接裝機吊起，接觸面積小，因此吊桿通孔處受力較大。此外，起吊構件與底板的接觸面上應力高于20 MPa，其他區域的應力低于6.81 MPa。如圖9b所示，安全因子最小值為5.2，大于材料許用安全因子1.22，起吊構件滿足強度要求。受到機架支撐件的擠壓和拉伸作用，頂板與它接觸區域的應力較大。機架支撐件存在空洞區域，結構薄弱，容易造成應力集中現象。機架支撐件和頂板的最大應力為22.5 MPa，安全因子為10.4，滿足強度要求。

3.2 撐桿部件強度分析

撐桿部件材料是Q235，許用安全因子取1.22。撐桿部件變形情況見圖10a，最大變形為9.34 mm，位于上側撐桿左端。上側撐桿的變形大于下側撐桿，變形量主要為1.79～5.36 mm。上側撐桿距離接裝機頂板邊緣較遠，鋼絲繩產生的扭矩大。撐桿墊板和撐桿的變形效果疊加，撐桿左端的變形最大。

圖8 底板靜力學分析結果

圖9 底板部件靜力學分析結果

圖10 撐桿部件靜力學分析結果

研究了撐桿部件應力分布特征，見圖10b。撐桿部件最大應力為519 MPa，位于上側撐桿與頂板接觸的邊緣。撐桿墊板結構存在鏤空區域，降低了撐桿部件結構強度。撐桿與墊板的應力為0～333 MPa，撐桿上側應力高于下側。進一步討論了撐桿部件安全因子，見圖11。撐桿部件最小安全因子為0.45，撐桿墊板兩端與頂板接觸邊緣的安全因子小于1.22，需要優化撐桿結構。

圖11 撐桿部件安全因子云圖

3.3 吊具結構優化與試驗

底板安全因子最小處位于區域，在處增加一個板塊，見圖12a。優化后底板最大應力為79.6 MPa，安全因子為3.1，大于許用安全因子3，優化后結構強度滿足要求。撐桿部件的危險區域位于上側撐桿與頂板接觸邊緣，原撐桿墊板厚度為20 mm，優化后墊板厚度為40 mm。如圖12b所示，撐桿部件優化后的最大應力為175 MPa，安全因子為1.3，大于許用安全因子1.22，優化后結構強度滿足要求。

起吊桿為直徑75 mm的實心圓柱，使用機器搬運輔助安裝。起吊桿圓心區域的受力小，將起吊桿設計為空心結構，進行結構輕量化處理。設計起吊桿壁厚為20 mm，空心區域直徑為25 mm，見圖13a。建立起吊桿結構輕量化后的底板部件有限元模型，強度分析結果見圖13b。起吊桿最大應力為73.7 MPa，應力較大處位于起吊桿與起吊構件通孔接觸處。起吊構件通孔與起吊桿的接觸面較小，接觸面的應力較大。起吊桿最小安全因子為3.2，大于許用安全因子為1.3，起吊桿輕量化結構滿足強度要求。

如圖14所示，設計了接裝機起吊試驗。將結構優化后的起吊構件、起吊桿、撐桿和鋼絲繩等裝配到接裝機上，鋼絲繩兩端分別連接起吊橫梁和起吊桿。起吊橫梁的起吊點與接裝機重心位于同一垂直直線，并調整起吊橫梁兩端長度，使鋼絲繩拉力垂直作用于起吊桿。試驗表明，優化的吊具能安全起吊與轉運接裝機，吊具滿足強度要求。

圖12 吊具結構優化結果

圖13 起吊桿結構優化與結果

1.起吊橫梁；2.撐桿；3.鋼絲繩；4.起吊構件；5.起吊桿；6.底板；7.接裝機機體；8.頂板。

4 結語

設計了接裝機地腳承重試驗，采用稱重傳感器獲得接裝機重量。建立了接裝機吊具有限元模型，研究了偏載系數為1.5的準靜態狀態下吊具的應力應變分布規律。

1）底板最大應力為183 MPa，安全因子大于1.4，地腳附近的應力較大。優化后底板最大應力為79.6 MPa，安全因子大于3，結構強度滿足要求。起吊構件最大應力為47.6 MPa，安全因子大于5。起吊桿輕量化結構的最大應力為73.7 MPa，滿足強度要求。

2）撐桿部件最大應力為519 MPa，最小安全因子為0.45，上側撐桿與頂板接觸邊緣的應力較大。優化后撐桿部件最大應力為175 MPa，安全因子大于1.3，滿足結構強度設計要求。起吊試驗表明，吊具系統能安全起吊和轉運接裝機。

文中的研究為吊具安全性設計提供了重要的理論依據。

[1] MAGHSOUDI M J, RAMLI L, SUDIN S, et al. Improved Unity Magnitude Input Shaping Scheme for Sway Control of an Underactuated 3D Overhead Crane with Hoisting[J]. Mechanical Systems and Signal Processing, 2019, 123: 466-482.

[2] FU Z, GAO A, FEI S, et al. Double Closed-Loop Anti-Swing Control for Overhead Containers Based on Multiple Models Reference Switching[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2011, 47(23): 161-166.

[3] 王宴平. 集裝箱搖擺分析與減搖吊具結構設計[J]. 機械設計, 2018, 35(7): 68-74.

WANG Yan-ping. Analysis of Container Sway and Structural Design of Anti-Sway Spreader[J]. Journal of Machine Design, 2018, 35(7): 68-74.

[4] LI Y, XI X, XIE J, et al. Study and Implementation of a Cooperative Hoisting for Two Crawler Cranes[J]. Journal of Intelligent & Robotic Systems: Theory & Application, 2016, 83(2): 165-178.

[5] 徐國正, 唐德國. 工程機械結構件吊具有限元分析[J]. 裝備制造技術, 2021(3): 45-50.

XU Guo-zheng, TANG De-guo. Finite Element Analysis of Spreader for Construction Machinery[J]. Equipment Manufacturing Technology, 2021(3): 45-50.

[6] 鄭鋆, 焦安源. 一種白車身夾具吊掛系統的疲勞分析和結構優化[J]. 成組技術與生產現代化, 2020, 37(3): 49-54.

ZHENG Jun, JIAO An-yuan. Fatigue Analysis and Structure Improvement for White Fixture Body Suspension System[J]. Group Technology & Production Modernization, 2020, 37(3): 49-54.

[7] 甕松峰, 董正平. 核電廠核島主設備專用吊具載荷分析及系數取值方法研究[J]. 核動力工程, 2015, 36(4): 61-64.

WENG Song-feng, DONG Zheng-ping. Load Analysis and Factors Determined Method of Special Lifting Device for NPP Nuclear Island Major Components[J]. Nuclear Power Engineering, 2015, 36(4): 61-64.

[8] 于喜年, 楊盈彧, 王建國. 某核電廠混凝土底板模塊化吊裝設計及應用[J]. 核動力工程, 2013, 34(6): 132-135.

YU Xi-nian, YANG Ying-yu, WANG Jian-guo. Design and Application of Concrete Floor Modular Hoisting in Nuclear Power Plants[J]. Nuclear Power Engineering, 2013, 34(6): 132-135.

[9] 尹冰. 集裝箱吊具旋鎖疲勞試驗與結構優化[J]. 起重運輸機械, 2020(19): 76-80.

YIN Bing. Fatigue Test and Structural Optimization of Container Spreader's Rotary Lock[J]. Hoisting and Conveying Machinery, 2020(19): 76-80.

[10] 代春香, 孟令寬, 李三雁. 吊具夾持機構的結構優化研究[J]. 中國測試, 2019, 45(10): 164-168.

DAI Chun-xiang, MENG Ling-kuan, LI San-yan. Research on Structural Optimization of Spreader Clamping Mechanism[J]. China Measurement & Testing Technology, 2019, 45(10): 164-168.

[11] LI S G, LI H. Optimization Method of Hoisting Points Schemes Using Strain Energy Criterion[J]. Applied Mechanics and Materials, 2011, 1439(177): 583-586.

[12] 李拓. AP1000機組安全殼吊索吊裝法有限元分析[J]. 核動力工程, 2017, 38(4): 89-93.

LI Tuo. Analysis of Rigging Lifting for AP1000 Containment Vessel Module by Finite Element Method[J]. Nuclear Power Engineering, 2017, 38(4): 89-93.

[13] 劉加亮, 王朝華, 高志, 等. 550t多功能專用抱鉗式吊具結構設計與優化[J]. 制造技術與機床, 2020(1): 52-55.

LIU Jia-liang, WANG Zhao-hua, GAO Zhi, et al. Structural Design and Optimization of 550 t Multi-Functional Special Clamp Sling[J]. Manufacturing Technology & Machine Tool, 2020(1): 52-55.

[14] 王兵臣, 劉國彪, 丁磊. 核電廠堆內構件主吊具的結構分析和優化[J]. 機械設計與制造工程, 2019, 48(3): 6-10.

WANG Bing-chen, LIU Guo-biao, DING Lei. The Structure Analysis and Design Improvement on the Reactor Internal Rig of Nuclear Power Plant[J]. Machine Design and Manufacturing Engineering, 2019, 48(3): 6-10.

[15] 劉文華, 韓俊虎, 李洋洋, 等. 鋼絲繩吊索的受力計算與選型[J]. 建筑機械化, 2022, 43(4): 9-11.

LIU Wen-hua, HAN Jun-hu, LI Yang-yang, et al. Force Calculation and Selection of Wire Rope Slings[J]. Construction Mechanization, 2022, 43(4): 9-11.

[16] 李偉. 大型設備吊裝鋼絲繩選取與核算[J]. 中國科技投資, 2012(33): 51.

LI Wei. Selection and Accounting of Hoisting Wire Rope for Large Equipment[J]. Venture Capital, 2012(33): 51.

[17] GB/T 3811—2008, 起重機設計規范[S].

GB/T 3811—2008, Design Rules for Cranes[S].

Design and Strength Analysis of Filter Assembler Spreader

ZHU Yu1, CHEN Hai-kang2, SU Jie2, ZHOU Chang-jiang2, CHEN Yi-jie2

(1. China Tobacco Machinery Group Co., LTD., Beijing 100055, China; 2. State Key Laboratory of Advanced Design & Manufacturing for Vehicle Body, Hunan University, Changsha 410082, China)

The work aims to analyze the structural strength of filter assembler spreader and optimize its design to ensure the safety of large industrial machinery in assembly, packaging, lifting and transfer. Foot weighing test was designed to obtain the weight of filter assembler by the weighing sensor and determine the load of the spreader. The finite element analysis model of the cigarette filter assembler spreader was established. Under the quasi-static state, the stress-strain distribution of the spreader was discussed with a partial load coefficient of 1.5. Then, the spreader structure was optimized based on the maximum structural stress and allowable safety factors. The maximum stress of the bottom plate was 79.6 MPa, and the safety factor was greater than 3. The maximum stress of the lifting member was 47.6 MPa, and the safety factor exceeded 5. Besides, the maximum stress of the optimized brace parts was 175 MPa, and the safety factor was greater than 1.3. Finally, the lifting test was carried out to the filter assembler spreader. According to the test results, the designed spreader could lift and transfer the filter assembler safely. The test results were consistent with the simulation results. The designed and optimized spreader structure meets the strength requirements and can lift, package and transfer the filter assembler safely. The research provides an important theoretical basis for the safety design of industrial machinery system in package and transfer.

cigarette filter assembler; spreader; foot weighing test; finite element analysis

TB486

A

1001-3563(2023)03-0277-08

10.19554/j.cnki.1001-3563.2023.03.035

2022?08?16

湖南省重點研發計劃資助項目（2020WK2032）

朱宇（1980—），男，本科，助理工程師，主要研究方向煙機設備管理。

陳海康（1996—），男，碩士，主要研究方向為機械設計及理論。

責任編輯：曾鈺嬋