折臂式随车起重机连杆机构的计算分析

李聪 张亚鹏 翟海强

摘要：受力分析计算是起重机设计的基础，尤其对于流动式起重机而言。在折臂式随车起重机中，变幅机构的设计极为重要，因其对油缸及结构件的受力、起重机整机性能的发挥起着非常重要的作用。在中人吨位的随车起重机设计中，变幅机构往往设置有曲柄摇杆机构（或称为连杆机构），可以极人地改善油缸的受力，并对机构的设计优化有积极的影响。以某随车起重机第一变幅机构设计为例，讨论连杆机构的计算分析及设计原则。

关键词：折臂式随车起重机;连杆机构;计算分析

中图分类号：U469.6+4收稿日期：2022-01-05

DOI： 10.19999/j.cnki.1004-0226.2022.04.013

本文以某型号折臂式起重机设计为例，介绍在起重机设计中变幅机构设计的要点及原则。起重机的变幅机构一般为第一变幅机构及第二变幅机构。第一变幅机构由第一变幅油缸、转台、第一节臂组成;第二变幅机构由第一节臂、第二变幅油缸、第二节臂组成。由于起重机主要进行吊载重物的动作，故在变幅机构的设计中，主要关注变幅油缸的受力及第一、第二节臂的结构件受力情况。

l 起重機模犁简化

本文所述的折臂式起重机，额定起升力矩为175 kN-m。经过方案设计，可将起重机主要执行机构简化为如图1所示的模型。

在图l起重机简化模型中，油缸与臂的铰接点设计极为重要。在本文所选起升力矩背景下，第二变幅机构可不进行曲柄摇杆设计，第二变幅油缸的受力变化曲率较人，但受力不人。选用吊臂油缸缸径为160 mm时，其油缸受力变化曲线如图2所示。

如图2所示，第二变幅油缸受力最人值不到570 kN，相应的油缸所需压力也较小，无需进行连杆设计，仅从结构上保证无十涉，受力相对较小即可。

相对来说，第一变幅机构由于力臂更大，如不考虑连杆机构，则第一变幅油缸受力最人值为850 kN，受力较人，因此需进行结构优化，此时连杆机构的设计就非常重要。

2 连杆机构模型分析

对图l的起重机模型做进一步简化后，可知第一变幅机构主要由图3所示的五点位置所决定，即A、B、C、D、E的位置决定了变幅机构的性能特性，故对连杆机构的优化主要是对此五点的坐标位置进行优化，最终确定该结构的关系。

如图3所示，该机构本质上是一种曲柄摇杆机构，在连杆机构中，能做整周回转运动的称之为曲柄，只能在一定范围内摆动者称为摇杆[1]。如果连杆中有一个为曲柄，另一个为摇杆，则称为曲柄摇杆机构。成为曲柄的条件即是某个运动副中有周转副存在，在本例中，D为周转副。D成为周转副的条件为：

BE+BC>CD+DE

（l）

DC

（2）

分析式（1）式（2）可知，组成周转副的两杆中必有一杆为最短杆，有最短杆参与构成的转动副都是周转副。

如图3所示，将起重机第一变幅机构简化为该模型后，可将起重机所承受载荷等效为对该机构的翻转力矩M， AB则等效为油缸作用线，A、B为油缸铰接点，将起重机展开后，五点位置可变化为如图4所示的模型。

通过分析可知，油缸AB作用线受力计算如下：

（3）

（4）

在图4所示的状态下，∠EBA=127°，∠CBA=57°，经计算得FAB=0.83FBE即在连杆机构作用下，油缸作用力约为无连杆机构油缸作用力的83%，故在结构空问尺寸允许的状况下，变幅机构增加连杆机构可在一定程度上优化油缸的受力。在初步确定了连杆机构位置后，另一项重要工作即为优化连杆机构铰接点位置，以对油缸受力情况进行优化。

3 连杆机构优化设计

在变幅机构油缸的实际受力中，通过手动分析计算仅是初步确定各结构尺寸的受力关系，在确定了边界条件后，对连杆机构进行优化分析。本文所示的变幅机构在对铰接点位置进行了微调后，对油缸受力情况进行了优化。油缸的受力优化分为两个方面：

a.减小油缸所受最人推力：b.在起重机变幅运动过程中，使变幅油缸的受力变化范围减小，即使油缸受力曲线更加平缓，减小受力冲击。

针对以上内容，在本文中所限定的起重机第一变幅机构外形尺寸约束下，对铰接点C、D、E的位置进行微调，在软件分析的帮助下，对油缸受力前的分析如图5所示。

在对铰接点进行调整后，油缸受力前的分析如图6所示。

如图6所示，第一变幅机构油缸在受力优化前最大值为700 kN，且局部曲线变化斜率较人，不利于变幅机构稳定，在对机构进行调整后，油缸优化后最大值为650 kN，且油缸受力曲线趋于平缓，达到了变幅机构优化设计的目的。

在油缸最人压力分析完成后，另一项重要工作是确定油缸缸径、安装距及行程，以确定最终起重机方案的布置。在本例中，根据油缸最人受力分析，初选第一变幅机构油缸缸径为180 mm，第二变幅机构油缸缸径为160 mm，综合计算后，对两油缸所需的压力进行分析，并最终确定起重机安装空间及外形尺寸。

根据上述油缸受力变化，在对油缸选型后，计算油缸所受压力并分析，如图7所示。

通过图7可知，经过综合选型，将油缸压力控制住26 MPa左右，并考虑液压系统背压，起重机系统压力确定为30 MPa即可满足系统要求。

在变幅机构运动的过程中，可进一步分析油缸所需行程的位置，从而确定油缸所需最大行程。在此基础上，可由油缸缸径及安装距进一步论证油缸设计的合理性，根据油缸安装距及行程，最终设计变幅油缸。在本义所运动状态下，油缸工作行程曲线如图8所示。

经上述分析可知，起重机变幅机构的设计要综合考虑的方面很多，既要考虑油缸实际受力工况，也要考虑油缸的外形结构设计是否可满足起重机整机布置情况，因为在折臂式随车起重机设计中，对外形尺寸的要求越来越严，使得起重机设计需重点关注重要机构的设计及布置，其中变幅机构设计是重中之重，因为变幅机构的设计直接影响到起重机的起升性能，并确定了整机的液压系统工作流量及压力情况。

在变幅机构完成初步计算后，一般需对该结构进行受力分析，以进一步确认分析结果。在本文所受压力状况下，对变幅机构受力仿真分析如图9所示。

由图9分析可知，该变幅机构的最人剪切应力约为528 MPa，符合高强材质钢板的强度要求，该机构设计方案合理、可行。

4 结语

起重机连杆机构设计作为变幅机构的重要组成部分，对起重机的设计布置起着重要作用，起重机设计的成功与否，与各机构的设计关系极人。变幅机构作为起重机的重要执行机构，是影响起重机起升性能的重点所在，故在设计过程中，对变幅机构及连杆机构应做系统性分析，充分考虑影响该机构的各个方面，以系统地进行设计计算，从而最终确定起重机布置方案。

参考文献：

[1]孙恒，陈作摸，葛文杰.机械原理[M].北京：高等教育出版社，2013

作者简介：

李聪，男，1987年生，工程师，研究方向为流动式起重机及起重装置。785FB949-08A6-471D-8783-37112E228E33