王 建 楊佳衛 朱彤彤
南通潤邦重機有限公司
臂架式起重機主要結構由全回轉X型支腿底盤、雙層組合梁結構轉臺、筒體式塔身和桁架型式臂架4大結構組成(見圖1)。

1.塔身 2.司機室 3.后拉式液壓油缸 4.拉桿 5.絞車房 6.電氣房 7.垂直支腿 8.懸掛 9.臂架 10.吊鉤 11.動力房 12.轉臺 13.底盤 14.擺動支腿圖1 臂架式起重機組成圖
針對臂架式起重機的輕量化設計主要從以下幾方面進行:①總體布局合理化,對各功能部件的布局進行局部調整,通過合理布局降低自重;②智能化下的輕量化設計,研究客戶實際使用工況,通過邏輯控制使設備,既滿足客戶的效率需求,又減少整機性能浪費;③材料輕量化,采用強度更高的材料替代、優化質量體積較大的鋼結構,從而降低整機自重;④依據行業標準,分析結構的應力分布與穩定性情況,從而為起重機的輕量化設計提供理論依據。
此機型輕量化設計的總體思路為:在確保整體穩定性的前提下,通過配重平衡吊重產生的彎矩,在滿足使用要求的前提下對回轉軸承重新選型,使回轉軸承的尺寸減小,這將會直接影響轉臺、塔架筒體直徑和臂架根部開檔距,整體結構輪廓尺寸相比較原機型明顯減小,整機自重有效降低。
優化前的機型回轉軸承型號為133.50.4500.002,回轉齒圈直徑4 500 mm,通過提供回轉速度、工作頻率、軸向力、徑向力以及傾覆力矩給回轉軸承廠家進行優化計算,選定新的回轉軸承型號為133.50.4000.03K,回轉齒圈直徑4 000 mm。在集裝箱工況和抓斗工況下靜載安全系數和安全工作壽命均滿足設計要求[1]。因原連接螺栓受力不足,需增加內外圈安裝螺栓數量,使螺栓的受力滿足要求。
回轉齒圈優化后,對應的結構也需進行優化。原回轉軸承尺寸較大,塔身尺寸較小,導致轉臺上端小下端大,無法用直筒結構,因此設計上采用上部圓錐過渡,易造成受力突變,筒體上端應力集中。由有限元分析可知[2],筒體與法蘭連接處出現285 MPa的應力集中,在應力云圖中通過標識檢查,稍遠離法蘭位置應力約100 MPa,突變明顯(見圖2)。

圖2 原筒體有限元應力分析結果
回轉軸承尺寸縮小后,轉臺筒體直徑與塔身筒體保持一致,可設計成直筒,制作簡單,同時筒體頂部受力應力突變即消除,最大應力約100 MPa,相連位置無突變、無應力集中。
在結構計算中各機構的速度和加速度參數是制約整機輕量化的因素之一,以回轉速度和回轉加速度為例:通過對吊具動作消耗時間研究發現,制約作業效率的主要因素是回轉速度(見表1),而回轉加速度影響臂架以及吊載的平面外慣性力[3],制約臂架的結構輕量化設計,臂架的自重加大同時會影響到吊載性能以及轉臺配重的質量。

表1 吊具工況各動作消耗時間
對運動參數進行優化,將回轉速度提高,加速時間適當延長,在不影響臂架結構計算的前提下,提高作業效率。在吊鉤工況中,回轉速度相對于優化前機型參數提高到1.58~2.92倍,在臂架中間幅度提高較少,兩端幅度提高較多。回轉加速時間從3 s延長到6 s,回轉加速度達到優化前機型的0.79~1.46倍,在中間頻繁工作幅度區間相對提高較少。
調整后,以優化前機型的臂架為載體,分別施加調整前后的回轉速度和回轉加速度,其余載荷相同,在臂架相同位置的主弦桿,應力只增加約10 MPa。因此,在滿足原有作業效率的前提下,臂架的結構即可相對應減輕。
綜上,調整回轉機構的速度和加速度的相對應關系,可以降低臂架的自重,從而降低轉臺配重的重量,達到輕量化的目的。
通過改變塔身和臂架連接鉸點處的結構形式。原設計采用雙層平臺,制作較為復雜,但對于鉸點耳板有一定的加強作用(見圖3)。而輕量化研究下的塔身采用單層平臺,筒體適當向上過渡,為鉸點耳板提供支撐,結構相對簡潔,雖應力有所增加,但滿足設計使用要求,可達到輕量化設計的目的(見圖4)。

圖3 雙層平臺設計 圖4 輕量化單層平臺設計
此外,通過改變臂架頭部滑輪的材質,降低臂架頭部的重量,同時臂架主撐管使用高強度材質,在臂架結構計算滿足要求的前提下,降低臂架的自重,從而將整機設計自重降低。
通過上述技術手段對此機型進行輕量化設計。其中塔身、轉臺、配重和臂架整體質量下降占原總重的6.22%,通過配套件的合理選型,以及在主結構尺寸變小的基礎上,附屬結構相應縮小,減輕的質量占原總重的1.82%。最終輕量化減重量占原總重的8.04%,達到了減重的目的。
整機輕量化研究設計以保持現有的設備的性能參數為基礎,同時保證產品的可靠性、穩定性,并降低產品自重。通過配套件選型優化、各機構工作速度和加速度優化、主結構的精細計算、局部設計細節處理等技術手段實現輕量化設計,不但提高了產品的競爭力,對節能降耗和綠色低碳生產也有重要的推動作用。