起重臂架（共6篇）
起重臂架 篇1
1台安装在丽江梨园水电站4号机组旁的QTZ63B型塔式起重机,起重臂架的长度为50.5m (标准长度),最大起重力矩为87 t·m。由于受场地限制,该塔机只能回转180°,导致部分重物无法吊运,吊装效率大大降低。经过现场观测认为,将起重臂架改装为40.5m长的非标准臂架,即可满足其旋转300°的施工要求。为此决定对起重臂架进行改装。
1. 改装方案
经研究确定的改装方案如下:拆除起重臂架第5、第7各长5m的臂节,将起重臂架缩短至40.5m;拆除起重臂架第5臂节后,将起重臂架的斜长拉杆适当缩短,使改装后的起重臂架保持水平;调整平衡臂架上的平衡重,以保持塔机运行处于平衡状态。平衡臂架、起重臂架的斜短拉杆及其安装位置则不需要改动。
(1)起重臂架
该塔机起重臂架改装前,从根部到端部臂节配置顺序为:第1至第4臂节每节为7.5m,第5臂节为5m,第6臂节为7.5m,第7臂节为5m,第8臂节为3m,8个臂节累计长50.5m,如图1a所示。改装后,由于将第5和第7臂节拆除,起重臂架由6个臂节组成,累计长40.5m,如图1b所示。
(2)斜长拉杆
改装前,起重臂架斜长拉杆的铰接点设置在第6臂节上,距离塔尖上铰接点的垂直距离为35715mm。在拆除第5臂节后,该铰接点距离塔尖上铰接点的垂直距离缩短为30715mm。由于已将起重臂架上斜长拉杆铰接点两侧各拆除了长5m的臂节,该铰接点可以继续使用,只需计算出40.5m起重臂架斜长拉杆的长度即可。
改装后40.5m起起重臂架斜长拉杆长度可采用余弦定理进行计算,如图2所示。斜长拉杆L1长度计算过程从略,计算结果L1为31325mm。根据这一计算结果,对原斜长拉杆进行加工改装。
(3)平衡重
改装前该塔机有6块配重,如图3所示。而在拆除长臂架第5、7臂节之后,就应适当减轻短臂架上的平衡重,以使塔机在工作中始终处于平衡状态。
2. 改装步骤
(1)拆除多余平衡重
根据塔机使用说明书,起重臂架为50.5m时,宜采用5块2.2t、1块1t平衡重,平衡重总质量共12t;起重臂架为45.5m时,宜采用5块2.2t平衡重,平衡重总质量共11t。按照塔机使用说明书推理,改装后的40.5m起重臂架,应保留4块2.2t、1块1t平衡重,平衡重总质量共9.8t。为此,决定将1块2.2t平衡重拆除。
(2)改装起重臂架
经研究,拆除第5、7臂节的具体方法有2种:一是先将整个起重臂架拆卸并吊到地面上,再将2节5m臂节拆下,将其完成组装后重新安装就位;二是先将起重臂架在第4和第5臂节之间断开(这样可不拆卸第1至第4臂节,起重臂架短斜拉杆也不用拆卸),再将第5至第8臂节整体拆下并吊到地面上,然后将第5、7臂节拆除并重新组装,再与第1至第4臂节进行整体组装。第2种方法可节约人力、物力,因此我们采取第2种方法改装起重臂架。
(3)完成组装工作
在完成起重臂架改装的同时,将改装后的斜长拉杆通过起重臂架与塔尖的铰接部位连接在一起,即完成起重臂架组装工作。
3. 塔机性能试验
在该塔机起重臂架完成改装后,对其进行空载、额定载荷、超载10%动载荷以及超载25%静载荷试验,结果显示该塔机运行正常,能够回转300°,各项指标均满足施工技术要求,达到了提高吊装效率的预期目的。
起重臂架 篇2
履带起重机作为特种设备，安全性一直是人们所关心的核心问题。臂架系统作为起重机的主要承重部件，臂架的强度、刚度以及抗失稳能力直接关系到起重机工作的安全性。
臂架主弦杆采用高强度无缝钢管焊接而成，是由上节臂、下节臂及3m、6m、9m等不等长度的标准节组成的中间等截面、两端变截面的四杆空间桁架。不同的标准节组合到一起，形成不同长度的主臂及副臂。因此，有限元建模中有很多重复性的工作。根据臂架模型的这个特点，采用ansys提供的参数化编程语言APDL，编写命令流。只要编写出上下节臂和标准节模型的命令流模型，结合CAD领域的装配思想，即可得到各种组合方式的臂架有限元模型。这样可以使有限元建模批量化，大大缩短了前处理的时间，充分体现了有限元计算的优势。
本文结合有限元知识，采用An s y s提供的APDL语言，对北京南车时代重工生产的80t履带起重机进行了有限元建模及分析。
2 有限元建模
建立正确可靠的有限元分析模型是有限元分析的基础，它直接关系到计算结果正确与否。在实际施工过程中，起重机的支撑边界形式多样，载荷复杂，因此，在建立有限元模型的过程中，必须做合理的简化。Ansys有丰富的单元库，提供超过150种类型的单元。根据臂架受力特点，结合有限元单元特性，采用杆单元、板单元和梁单元对臂架进行离散。单元之间用节点连接代替焊缝，销轴处的连接用耦合自由度的方法模拟，释放绕销轴的旋转自由度。忽略小的倒角、圆角。标准型主臂共被离散成7 741个单元，所得有限元模型如图1所示。
3 边界条件
参照起重机设计规范，履带起重机设计计算需要考虑的载荷包括基本载荷、附加载荷与特殊载荷3类。基本载荷包括自重载荷、起重载荷、起升冲击系数、起升动载系数、水平载荷和坡度载荷;附加载荷包括风载荷;特殊载荷包括非工作载荷、静态试验载荷、动态试验载荷和动载荷系数等[2]。
只考虑基本载荷组合者为组合Ⅰ，考虑基本载荷与附加载荷者为组合Ⅱ，考虑基本载荷与特殊载荷或3类载荷都考虑者为组合Ⅲ。其中强度和弹性稳定安全系数必须同时满足载荷Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ3类情况的规定值[3]。各类组合的安全系数见表1。
臂架受力见图2。图中Q为起升载荷(包括吊钩重量)，m为臂架自重，Fg为绷绳拉力，Fsh为起升绳力，θ为臂架仰角，θsh为起升绳力与臂架轴线夹角，θg为绷绳力与臂架轴线夹角，ϕ1为起升冲击系数，ϕ2为起升载荷动载系数，L为臂架长度。
变幅滑轮组用“等效三角形”来模拟，用梁单元和杆单元分别模拟滑轮和钢丝绳。建立的变幅滑轮组有限元模型如图3所示。ϕ2取1.2，则吊重80t时的冲击载荷为100t。100t的力平均加载在5个滑轮上，由臂头上的两个滑轮轴分别传递到4根主弦杆上。重力以重力加速度的形式，添加到整个动臂上，约束下节臂除了绕销轴转动外的其它5个自由度。
根据臂架的不同组合方式，各种回转半径和起升载荷有100多种组合方式，对各种工况里面最不利的受力工况进行分析计算满足要求，则其他工况自然也满足要求。
根据起重机载荷表，选取标准型中起重量最大工况、主臂最长、载荷最大工况进行计算，计算工况如表2所示。
4 结果分析
4.1 工况1结果分析
为了提取臂架上各个杆件的内力大小，需要通过单元命令表命令定义需要处理的单元结果。所得各个单元的内力如图4所示。
从中选取受力较大的单元，列出如图4所标7、8、9、10各个单元的内力如表3所示。
从图5可以看出，臂架上最大等效应力分布在图5圆中所示区域，此处为绷绳拉紧动臂处，此处局部最大应力达到370.697MPa，远远超过钢板的屈服应力345MPa,因此此处是危险区域，需要采用加强板加强。
在绷绳轴套附近贴12mm厚的加强板之后，计算结果如图6所示。和图5对比之后发现，轴套附近的应力明显降低，最大应力处于68MPa～102MPa之间，远远小于屈服极限，安全系数可达3.4。此时，整体最大应力出现在图6圆中所示主弦杆区域，其中局部最大应力达306MPa。主弦杆最大屈服应力为797MPa，可知此处的安全系数为2.4，大于1.5的安全系数要求。
为了排除其他区域对应力显示的干扰，只显示了下节臂的应力分布云图，见图7。最大应力如圆中所示区域，局部最大应力为156.341MPa。从图8可以看出，此处的应力及第二根主弦杆的应力分布也比较大，应力值约为150MPa左右，在许可应力范围之内。
图9为工作前后臂架的变形图，为了观察方便，放大了50倍，图中虚线为原始状态，实线为工作后的形状。图10所示为臂架的竖直方向的位移，由云图可知，最大位移为7.276mm，发生在臂头，臂架整体位移较小，符合刚度要求。
从整体来看，整个臂架的应力分布基本上呈由上到下逐渐减小的趋势;臂架的最大应力出现在吊重侧从臂头开始的第二根主弦杆上，局部最大应力值约为306MPa,安全系数为2.3，满足设计要求。
4.2 工况2结果分析
58m臂架计算结果见图11～图15。
1)与标准型中臂架应力分布相似，最大应力出现在连接绷绳的轴套附近的钢板上，局部最大应力达到230MPa,超过钢板的需用应力值，需要采用加强板加强;
2)除去臂头外，臂架的最大应力出现在臂架从下节臂始2/3处，局部最大应力值约为198MPa,安全系数为4.1，满足设计要求。
3)与标准型相似，下节臂转轴处的钢板局部出现应力最大值，最大应力达156MPa,在许应力范围之内，安全系数为2.2，满足设计要求。
起重臂架 篇3
关键词：门座起重机,臂架系统,固定
某船厂的3060门机是一台大型的门座起重机, 总高度达到96m, 最大起重量和最大工作半径分别达到了30t和60m。2005年该门机在运行过程中变幅系统发生故障需进行检修。检修面临的问题是变幅机构检修时整个臂架系统将失去支撑, 将臂架系统全部拆解下来是不符合当时工期要求的, 同时在经济上也不合理。本文论证变幅机构检修时臂架系统的固定方案, 该方案成功应用于实际施工中。
1 门机结构
除行走部分外, 门机的工作部分主要集中在上部, 包括回转系统、起升系统及变幅系统, 本次检修主要涉及的部分为变幅系统, 包括了变幅机构及臂架系统。
臂架系统包括臂架、象鼻梁、拉杆、变幅拉杆、平衡梁 (配重) 。臂架系统各部件之间以销轴铰接, 臂架及平衡梁分别与平台及人字架以销轴铰接。
变幅机构固定在人字架上, 变幅螺杆为变幅机构的一部分, 变幅螺杆与臂架以销轴铰接。变幅螺杆的伸缩, 带动臂架系统各部件作相应的动作, 吊钩进行前后的近似水平的变幅运动。
2 方案策划
变幅系统检修, 必须将变幅螺杆与臂架的连接解除, 则整个臂架系统将失去支撑而坍塌。一般的做法是将臂架系统各部件按顺序拆除, 检修完成后再组装臂架系统。
该方案技术上是最保守可行的方案, 但方案的实施则存在以下障碍:1) 花费巨大。该门机臂架系统各部件重量大 (最重件44.7t) 、吊装高度高 (最大吊装高度96m) , 根据现场情况必须使用400t级别带超起的履带起重机全工况;2) 技术难度较高, 高空作业多隐患大。部件形状及在空中姿态不规则、部件吊装前必须对相关联部件在高空进行临时固定;3) 工期不允许。该门机在船厂的施工频率比较高, 停用时间太长将对该厂的生产造成很大的影响。
经过研究, 第二个方案提出来, 那就是将臂架系统临时固定, 拆除变幅螺杆与臂架的连接, 检修完成后再恢复连接, 解除临时固定。该方案无需使用大型起重机, 在固定部位可搭设施工平台, 施工时间大幅缩短, 得到一致通过。接下来就是要对方案进行细化及论证。该方案的实施关键在于选择合理的幅度后将臂架系统固定, 该幅度必须满足:1) 臂架系统达到相对的平衡状态, 临时固定力不需太大, 使固定材料尽量精简, 适合在高空焊接安装;2) 由于焊缝不适宜承受拉力, 该幅度下臂架系统应使固定材料承受支撑力;3) 幅度必须不能太大, 否则连接人字架及臂架的固定支撑过长, 支撑的稳定性较差, 材料笨重, 不适合在高空焊接安装。
3 方案论证及实施
3.1 臂架系统受力分析
通过选取不同幅度进行初步计算, 选定幅度为50.291m进行核算。
以配重及平衡梁为一整体作为分析对象, 设F1为变幅拉杆对其施加的力。以平衡梁与人字架的铰点为原点, 则其所受的力矩有自身重力矩、变幅拉杆的拉力矩, 为方便起见, 变幅拉杆以1/2的重力计算其施加在平衡梁上的力矩, 则有:
计算得:
以象鼻梁为分析对象, 设F2为拉杆对其施加的力。以象鼻梁与臂架铰点为原点, 则其所受的力矩有自身重力矩、拉杆对其力矩, 为方便起见, 拉杆以1/2的重力计算其施加在象鼻梁的力矩, 则有:
计算得:
以象鼻梁及臂架为一整体作为分析对象, 设F3为工字纲对其施加的力。以臂架根部铰点为原点, 则其所受的力矩有自身的重力矩、拉杆对其的力矩, 为方便起见, 拉杆及变幅拉杆以1/2的重力计算其施加在这一整体的力矩, 则有:
将F1及F2代入上式, 计算得:
上述计算过程为将吊钩放至地面的情况, 假设吊钩不放至地面, 则计算得:
——负号表示工字钢对臂架的方向为推力, 即受到挤压, 为典型的压杆, 用折减系数法校核其稳定性。
结论:该幅度下臂架系统给予固定材料的力的方向为压力, 且压力不大, 适合本固定方案。
3.2 工字钢校核
选定幅度为50.291m时人字架与臂架之间的距离为4m。使用4根4m14#工字钢, 每2根并排焊接为一整体, 将组合好的2根工字钢焊接在变幅平台与臂架之间, 作为螺杆拆除后的支撑, 单根组合工字钢所受的压力为3648kgf, 以2倍安全系数计算其受力, 则单根所受压力应为:N=F3×9.8=71500.8N。
其校核条件为
σ为应力;
ϕ为稳定系数;
A为横截面积。
对于2根14#组合工字钢, A=2×21.5=43cm2, IX=2×712=1424cm4, IY=2×[64.4+21.516× (8/2) 2]=817.3cm4, 由表18-5-3及λ的计算公式可知I越小, σ越大, 以IY来计算最后所得应力为最大应力。
lc为有效长度;
λ为长细比。
由λ查《机械设计手册-化学工业出版社》表18-5-3, 得ϕ=0.604
[σ]——Q235的许用应力
3.3 实施
将臂架收回至臂架与人字架距离为4m;4根14#工字钢由人工通过滑轮组吊运至人字架上, 每2根工字钢并排焊接成组合梁;2根组合梁焊接于臂架及人字架之间;臂架与人字架之间连接2个10t葫芦, 防止阵风等不利因素使臂架系统受力发生改变时焊缝开裂;在2根组合梁之间搭设工作平台, 拆除变幅机构, 2根组合梁在检修期间承担起临时固定的作用。
4 结论
此次检修成功, 在经济上及工期上均满足了船厂的要求, 产生了比较大的经济效益, 该方法在此类门座起重机臂架系统小范围检修有很好的借鉴意义, 可避免对门机进行大范围的拆卸安装。
参考文献
[1]马思群, 马瑞, 孙彦彬, 兆文忠.门座起重机臂架系统可靠性分析[J].大连交通大学学报, 2008 (5) .
单臂架起重机补偿滑轮组臂架设计 篇4
为了摆脱传统单臂架起重机臂架变幅时吊重和臂架自重产生较大势能变化的缺点, 本文设计的单臂架起重机, 采用油缸变幅和补偿滑轮组, 设计了吊重水平位移补偿系统。使吊重在变幅过程中实现接近水平线轨迹运动, 以减小吊重带来的未平衡力矩, 从而使得变幅机构能耗和臂架自重大为降低, 改善起重机工作性能。
本文将详细计算臂架结构工作原理, 计算过程, 并采用ANSYS有限元软件分析整个变幅动态过程中臂架的强度、刚度变化。
1 结构及其工作原理
如图1所示, 臂架采用油缸变幅, 使得变幅更加平稳。在变幅过程中, 臂架摆动所引起吊重的升降现象依靠起升钢丝绳卷绕系统收放钢丝绳来补偿, 使吊重能沿水平线或接近水平轨迹移动。
根据钢丝绳缠绕系统可得本文介绍的单臂架起重机补偿绳倍率为3, 臂架补偿滑轮组方案原理图如图2所示。
式中:FD为臂架幅度;L为臂架长度。
将臂架受力分解为沿着臂架方向的Fx和垂直于臂架方向的Fy, 计算可得:
式中, Q为起吊重量
2 臂架结构静态分析
本文选取的计算对象变幅范围为10~40 m, 根据式 (2) ~式 (4) 可计算得出表1所示数据。
由表1可见, 采用补偿滑轮组设计, 在各个幅度下, 臂架受力Fx远远大于Fy。
利用有限元软件ANSYS对臂架进行建模, 考虑到臂架是由管材焊接而成的桁架结构, 因此采用BEAM188单元进行建模, 并相应实常数进行设置:弹性模量E=210 GPa, 泊松比μ=0.3, 密度ρ=7.85×10-3kg/mm3, 重力加速度g=9.8 m/s2。分别选取最小幅度和最大幅度两种工况分析。
由图3~图6可得, 臂架在最小幅度最大应力122 MPa, 最大幅度247 MPa。安全系数取1.33, 许用应力σ=345MPa/1.33=259 MPa, 可知臂架强度满足要求。由图5可知臂架下铰点处局部应力较大, 可适当在此处结构加强。
3 臂架结构动态分析
本文设计的臂架自重远远轻于起吊重量, 臂架在变幅过程中受约束造成自身角速度及自重产生的变载荷, 因此对臂架位移采用变幅全过程动态分析。
臂架从最小幅度变幅到最大幅度需要42 s, 最大位移发生在臂架端部, 且沿着臂架力Fx远远大于垂直臂架力Fy, 且考虑到臂架顶部滑轮安装点为受力加载点, 对刚度要求较高, 故选取臂架端部滑轮安装铰点对x向进行刚度动态分析。
由图7可见, 臂架起吊重物瞬间, 滑轮安装铰点x向位移急剧变化, 出现一个峰值后有轻微回落;后续变幅过程, 位移变化平稳, 结构刚度设计满足要求。
4 结语
本文通过对补偿滑轮组臂架的静力学和动力学分析, 校核了该种臂架设计形式的强度、刚度, 从分析可知臂架结构力流传递顺畅, 自重极轻, 适合目前发展越发重要的轻量化设计。
参考文献
[1]Rules for the design of hoisting appliances:FEM 1.001-1998[S].
[2]起重机设计规范:GB3811-2008[S].
[3]张质文.起重机设计手册[M].北京:中国铁道部出版社, 1998.
起重臂架 篇5
1.确定修复方案
(1)上主弦管
上主弦管变形较大,变形部位长度约650mm,需割除变形部位并更换新管。有4根腹管与该部位主弦管连接,为此需将4根腹管切割开。
(2)下主弦管
下主弦管属于局部变形,需先将长度约120mm的一段切割下来,以便副臂架桁架结构释放应力后进行校正,然后更换长约540mm的新管。此段主弦管上有2根腹管连接,为此需将2根腹管切割开。
(3)腹管
损坏的腹管需整根更换。腹管与2根主弦管焊接的位置需用手砂轮机打磨,腹管与主弦管连接的相贯线要用机床加工出良好的接合面,这样焊接后才可以保证焊接部位结构强度。
(4)管件材质
修复所采用的管件均由原厂(三一重工)提供,其中主弦管的尺寸为Φ122mm×6mm,腹管尺寸为Φ65mm×4.5mm,材质及强度均与原机相同。
2.修复工艺
(1)切割受损管件
切割受损主弦管之前,先用火焰切割方法将副臂架后部封板(长约500mm)切下,以便切割受损主弦管。此时须注意:被切割内、外2块封板的切缝要避免在同一位置。
切割上主弦管之前,先将与上主弦管相连的腹管切开,切入点应距离主弦管10mm以上,以免伤及主弦管。切割与主弦管相连的腹管时,先采用火焰切割方法进行切割,切割后再用机械方式切除热影响区,如图2所示。切割上主弦管应采用切割机切断,避免动用明火。
切割下主弦管的方法与切割上主弦管相同。但是注意:切割位置应该距离上主弦管切割位置120mm以上,以防止因焊接部位过于集中而影响副臂架强度。
完成切割后,断面处用磨光机开出V形破口,如图3所示。与主弦管相连的腹管用磨光机和切割机加工为相贯线,相贯线外侧用磨光机加工出30°坡口。
切割完毕后,用角向磨光机磨削其余部位,磨削时不得损伤主弦管。要清除主弦管和腹管焊接区域的油漆和铁锈,使其表面光泽、平整、无毛刺。焊前将工件待焊处表面及周围100mm范围清理干净,直其至露出金属光泽,待焊区域周围应无油污、锈蚀、水分等杂物。
(2)选择焊条规格和焊接速度
主弦管和腹管属于高强度钢管,焊接时要求焊缝金属与母材近似,并达到与母材同等强度和韧性。焊接时使用DIN标准碱性低氢型焊条,所选焊条规格性能见附表。
用直径为2.5mm焊条焊接时,选取23V焊接电压、85A焊接电流,焊接速度为6.52cm/min。用直径为3.2mm焊条焊接时,取焊接电压23V、电流135A,焊接速度为10.35cm/min。
为了保证焊缝熔合处的焊接质量,采用德国钢铁学会“钢铁材料规程088号”文件进行线能量计算,确定焊接熔合区t8/5时间(即熔池温度由800℃冷却到500℃所需时间)为20s。
(3)估算管件的可焊性
采用碳当量法估算主弦管和腹管的可焊性水平。经查,主弦杆材料为StE70,斜撑杆(腹管)材料为StE47。因未能查得StE47准确化学成份,而用TTStE43和TT StE51的可焊性作参照进行估计。主弦杆高强钢碳当量为0.57,腹管StE47碳当量约为0.47,相当于30～35号优质碳钢的可焊性水平。因此焊接中应注意操作工艺并采取预热措施,以防焊缝产生内裂、边裂、焊口裂纹以及热影响区组织产生劣化。
(4)加工管件接口部位
因为主弦杆直径较大,屈强比高,矫正比较困难,并难以保证质量,故主弦杆采用局部更换、腹管采用整根更换办法。主弦杆与腹管为贴角焊,为保证贴面处间隙均匀、吻合良好,可采用镗床或其他机床加工贴合曲面。
(5)准备所需工具
为了防止焊缝收缩产生焊接变形,在副臂架中部腹管更换时,用专用的螺旋千斤顶将主弦杆固定;副臂架两端腹管更换时,除用千斤顶外,还要用一个完好吊臂与之连接。
(6)焊接要点
焊接之前,需将与副臂架连接的完好吊臂定位安装到位,再进行焊接。主弦管与主弦管、主弦管与腹管焊缝焊接前,须用远红外线热处理机将焊缝及其周围100mm范围预热至120℃左右,再进行焊接(在室内)。
主弦管与腹管贴角焊时,该焊缝分为2次焊接完成,焊缝高度为6mm。焊接第1道焊缝时,焊条原则上不摆动。待施焊区域温度降到200℃以下后,焊接第2道焊缝,此时焊条允许小幅度摆动。由于主弦杆对表面焊接疤痕产生的应力集中很敏感,因此焊接时不允许对着主弦管打弧,一定要用引弧板引弧。同时在焊前,须将主弦杆焊接区域附近的杆件涂抹上硅油,以防止焊渣飞溅在主弦杆上损伤其机械性能。
起重臂架 篇6
门座起重机自身体积和重量大、造价和运行成本都比较高,有关它的动力学分析逐渐被重视[1,2]。随着CAD技术、有限元分析方法和计算机技术的发展,有关门座起重机的动力学仿真研究成果也发表了很多[3,4],但当涉及到变幅阻力计算时,多围绕设计规范指定的阻力进行讨论。本文研究门座起重机在变幅工作时多体动力对变幅阻力的影响,运用数学矩阵法以及MATLAB编程的计算和绘图功能,对门座起重机四连杆多体组合臂架系统在变幅时的惯性阻力进行分析,并对数据变化情况进行归纳,揭示变幅过程中阻力随幅度的变化情况。
1变幅时四连杆多体杆件质心惯性阻力
1.1四连杆变幅机构参数
变幅机构动力学分析的已知参数如下:起重量25t,起升高度(轨上/轨下)28 m/16 m,工作幅度(最大/最小)33m/9.5m,变幅机构工作级别M7,变幅速度50m/min,起升速度50m/min,整机工作级别A8。
门座起重机臂架变幅机构模型如图1所示。其中,象鼻梁臂架铰点到拉杆铰点距离为l1、象鼻梁前段长为lAC、象鼻梁后段长为lAB、臂架长为lOA、拉杆下铰点到臂架下铰点水平距离为Dx、拉杆下铰点到臂架下铰点垂直距离为Dy、拉杆长为lBD、连杆铰点到臂架下铰点距离为lOE、连杆铰点到臂架上铰点距离为lAE,对重杠杆长为lDE、对重连杆长为lEF、活对重杠杆长为lDQ和lQF,对应工作幅度33m~9.5m的臂架转角为θ1,大拉杆与主臂架的交点I为象鼻架的回转瞬心。
1.2变幅驱动元
门座起重机四连杆变幅机构的运动是在变幅电机驱动的齿轮齿条的牵引下实现的,这里我们把齿轮齿条称做四连杆变幅机构的驱动元,即图1 中的齿条EG和在G点啮合的驱动齿轮。
变幅机构从最大幅度运动至最小幅度过程中,相对应齿条的运动分为启动加速、匀速、制动减速3个阶段,启、制动加减速度aEG=0.71m/s2,启、制动时间均为2s,匀速运动时间为26s。从最大幅度向最小幅度运动时,齿条杆的长度与时间t的关系为:
其中:lGE0为齿条的初始长度;vEG0为齿条的初始速度。
1.3各杆质心加速度
各杆随臂架与x轴的夹角θ1(t)运动,θ1对时间t的一次和二次导数即为臂架的角速度和角加速度,据此通过建模即可模拟并绘制臂架变幅机构各杆件质心的运动规律。
在图1建立的四连杆机构数学刚性模型中,象鼻架构件的长度为lAB,其方位角为θ2,则lAB为象鼻架构件的杆矢量;大拉杆的长度为lBD,其方位角为θ3,则lBD为大拉杆的杆矢量;其余构件可表示为相应矢量lOA和lDO,这样各杆矢量就形成一个封闭矢量多边形OABDO,且有lOA+lAB+lBD+lDO=0。通过建立四连杆运动方程,可得到拉杆、臂架、象鼻架和活对重的质心加速度:
其中:ω2、ε2、ω3、ε3、ω4、ε4分别为θ2、θ3、θ4对应的角速度和角加速度;g1=(mOE+0.5mAE)/mb,mOE为杆OE的质量,mAE为杆AE的质量,mb为臂架的质量;g2=(mOA+0.5mAE)/mb,mOA为杆OA的质量;g3=4lOA(mCB+mCA+mAB)/mxb,mCB为杆CB的质量,mCA为杆CA的质量,mAB为杆AB的质量,mxb为象鼻架的质量;g4= [2(mCB+mCA)/mxb]·lACsin(θ2-θ4)+[2(mCB+mAB)/mxb]·lABsinθ2;g5= [2(mCB+mCA)/mxb]·lACcos(θ2-θ4)+ [2(mCB+mAB)/mxb]·lABcosθ2。
1.4 变幅机构杆件质心惯性阻力
图2为变幅机构杆件质心惯性阻力P随幅度的变化曲线。各构件引起的惯性力在x、y方向的分量变化趋势与起重机运行的3个阶段对应,且x方向上分量较大,惯性力最大值出现在起重机的制动阶段;图2中质心惯性阻力P出现了3次跳跃,说明每次进入下一运动阶段时,惯性力都有一个突然变化,此时会对起重机各构件产生冲击。
变幅机构各构件的惯性力在齿条上引起的阻力P的计算公式为:
其中:Tx、Ty分别为构件加速度惯性力对O点的总力矩在x、y方向上的分量。
2各变幅阻力的分析
2.1自重未平衡阻力
自重未平衡阻力PWG为:
其中:Moz为各杆件自重载荷对主臂架下铰点O的力矩;MoQ为对重自重载荷对铰点O的力矩。
2.2起重物品非水平位移引起的变幅阻力PWQ
大拉杆与主臂架的交点I为象鼻架的回转瞬心,由瞬心功率法可得:
其中:PQ为起重载荷;lQ为起重载荷对其作用点所在杆件瞬心的力臂。
2.3 起升绳偏斜产生的变幅阻力Pa
起升绳偏斜α 角,它在象鼻梁端点上引起的水平力可按下式计算:
其中:PT为货物偏摆水平分力;d3为货物偏摆水平力PT对瞬心的力臂。
2.4 臂架上的风载荷引起的变幅阻力PW
计算由于作用在臂架系统上的风力在齿条中引起的拉力时,连杆、对重杠杆和对重上的风力可以忽略不计;作用在象鼻梁上的风力PWx可以近似认为作用于臂架端点上;作用在刚性拉杆上的风力PWl是以0.5PWl作用于臂架端点上,因为象鼻梁是两力构件,力PWl的作用线在象鼻梁两铰点的连线上。则臂架上的风载荷引起的变幅阻力PW为:
其中:PWb为臂架所受的风载荷,d4、d5、d6分别为PWl、PWx、PWb对瞬心的力臂。
2.5 离心力引起的变幅阻力Pl
起重机回转时,只考虑象鼻梁和臂架产生的离心力,可近似地认为象鼻梁质量集中于臂架端点上,它的离心力Plx就作用于这一点;臂架产生的离心力Plb,就其数值来说,等于质量集中于其重心所产生的离心力,但其合力作用点则比重心远,因为离心力是与质心距回转中心的距离成比例的。离心力引起的变幅阻力Pl为:
2.6 5种变幅阻力的总和P总
上述5种变幅阻力总和P总为:
总阻力P总随幅度的变化曲线如图3所示。由图3可知,5项工作性变幅阻力总和随幅度的减小而先减小后增大。
3 结论
基于变幅驱动机构从启动到制动实现的一个全幅度变幅行程的组合臂架多体动力学分析,得出变幅过程多体惯性力对变幅阻力的影响情况,与其他阻力比较来看,这一影响是不可忽视的。本文的研究对港口门座起重机变幅驱动机构精确设计具有一定指导意义。
参考文献
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