活动配重式大臂俯仰机构设计原理及配重重量的确定

刘志鹏

华电重工股份有限公司上海分公司



活动配重式大臂俯仰机构设计原理及配重重量的确定

刘志鹏

华电重工股份有限公司上海分公司

摘要：根据重车调车机的大臂俯仰机构采用带活动配重的平行四连杆机构替代液压提升机构的情况，研究了曲柄摇杆的驱动机构及平面四连杆机构的配重臂系统，计算确定了活动配重在最经济情况下的所需重量。

关键词：翻车机； 重车调车机； 大臂俯仰； 活动配重

1前言

活动配重式大臂是采用一块跟随配重臂摆动的活动配重替代液压系统采用的平衡油缸,在重车调车机大臂起落时降低液压系统压力，使大臂运动平稳的一种重车调车机大臂布置方式[1]。

活动配重式大臂机构有2套运动副机构，一套为大臂、配重拉杆及配重梁所组成的平面四连杆机构运动副，另一套为大臂、驱动拉杆及由摆动马达带动的驱动臂所组成的曲柄摇杆机构运动副。2套机构运动副安装在设备车体(7)及支座(8)上，并在大臂上的提升铰点位置相同(见图1)。

1.大臂体　2.配重拉杆　3.配重臂　4.驱动拉杆5摆动油缸　6. 驱动臂　7.车体　8.支座图1　带活动配重的大臂机构

2设备设计参数的确定

2.1大臂体参数的确定

设备初步设计时，首先根据重车调车机车体布置形式，选择大臂在车体上铰点的位置，本项目选择距行走轨高度1 410 mm，据重调车机中心线800 mm的位置作为大臂铰点，此铰点被标记为O1。大臂前端与铁路车辆挂钩位置水平距离距重调机中心线常规为4 700 mm，高度可根据车辆重载后车钩至轨顶高度选取，本项目选择840 mm，此点被标记为A1。计算后可得出O1A1连线取整长度为3 941 mm，O1A1连线作为大臂轴线与水平线夹角为8.3°，大臂上配重拉杆及驱动拉杆铰点(标记为B1)，根据大臂设计细节及加工难度，选择L2(O1B1水平距离)为700 mm，L3(O1B1垂直高度)为290 mm，详见图2。

图2　大臂体结构设计

2.2驱动曲柄摇杆机构运动副中各项设备参数的确定

通过作图法得到驱动曲柄摇杆机构运动副中各项设备的参数。

驱动曲柄摇杆机构首先需要确定摆动油缸回转中心的位置(标记为O2)，此点位置采用如下方式确定：

将大臂体置于竖直状态，连接竖直状态及落下状态的B1及B'1点，并在水平或垂直方向合适位置，选择一条与B1B'1线相交的点(O2)作为回转中心。

测量O2B1及O2B'1距离，并按L5=(O2B1+O2B'1)÷2所得数值为半径，以O2点为圆心做圆与B1B'1交与A1及A'1点，L5即为驱动曲柄的长度，A2B1长度为驱动拉杆(4)两铰点间距离(L4)；驱动曲柄(摆动油缸)工作行程为180°，摆动油缸选型时最大行程184°，两侧各保留2°的余量。

本项目选择重调机中心相距250 mm做垂线，与B1B'1相交与O2点，测量O2B1尺寸为850.3 mm以及O2B'1尺寸为1 996.7 mm，得出L5长度为573.2 mm，此尺寸即为驱动臂铰点长度；测量A2B1长度为1 423.6 mm为驱动拉杆铰点间长度(L4)，详见图3。

图3　曲柄摇杆驱动机构参数

2.3配重臂及平面四连杆机构参数的确定

配重臂主铰点O3可布置在O2的上方，具体以配重臂在设计后与电缆滑车导轨及底座无干涉即可，本项目选择O3与重调机中心线相距550(与O1点水平距离1 350 mm)，与O1点垂直距离1 450 mm作为O3点位置。

配重臂铰点B3与O3水平距离为L2，垂直距离为L3，使大臂体与配重臂铰点组成平面四连杆机构。并得到O1O3(或B1B3)距离为1 981.1 mm，此长度为配重拉杆两铰点件距离，详见图4。

图4　平面四连杆活动配重配平机构参数

3配重臂活动配重重量的确定

3.1各构件中主要零件重量及重心的确定

各构件完成初步设计后，确定各构件中主要零件重量及重心数据，见表1。

表1　各构件中主要零件重量及重心数据

其中，配重拉杆、驱动拉杆、驱动臂由于质量较轻且重力臂较短，可简化后不参与设备受力计算，液压压力计算后预留一定余量即可[2]。

3.2各铰点间距离及角度的确定

根据图纸中各铰点位置，定义各铰点间距离及角度，见图5和表2。

大臂体轴线与水平面夹角定义为Q1(°)，大臂水平位置时，此角度为0°，大臂下落至接车位，此角度为负值，取-8.3°，大臂抬起至垂直位时，此角度为90°。在Q1为-8.3°及90°时，驱动臂与驱动连杆形成死点位置。

大臂体铰点至驱动回转铰点连线L11与大臂体铰点至提升铰点连线L6夹角定义为大臂摆动角Q2(°)

Q2=180°-α1-α2-Q1

配重铰点至大臂提升铰点距离定义为L15，按余弦定理则：

在非死点位置时，驱动臂轴线L4与L15夹角定义为Q3(∠A'2O2B'1) (°)，驱动拉杆轴线L5与L15夹角定义为Q4(∠A'2B'1O2) (°)，大臂体铰点至提升铰点连线L6与L15夹角定义为Q5(°)，按余弦定理则：

表2　各铰点间距离及角度定义和数据

图5　机构中各参数的定义图示

3.3驱动扭力计算

根据上述各项数据可知，大臂体在摆动至任意角度(Q1)时，大臂体及钩箱的重力矩定义为M1(kg·mm)，则：

同时，配重架的重力矩定义为M2(kg·mm)，则

为简化设计和计算，M1及M2均按正值设计，除2处死点状态及接近垂直状态区间外，应确保大臂俯仰过程中M1>M2，即液压系统在大臂抬起时提供提升动力，大臂落下时作为缓冲装置[3]；反之，则认为配重质量过大，不满足设计要求，见图6。

图6　非死点状态下曲柄摇杆驱动机构设计参数

定义M3(kg·mm)为M1与M2两重力矩差值，即大臂体重力矩与配重臂重力矩的力矩差，则：

M3=M1-M2

M3的力矩差作用在驱动拉杆上的拉力为定义为F1(N)，按图7可知

F1作用在驱动臂上的扭力定义为M4(N·mm)，按图7可知

根据液压选型，选取摆动油缸活塞直径为d=Φ125 mm，推动齿轮分度圆直径D=200 mm，则液压系统在此时的工作压力P(MPa)为：

图7　曲柄摇杆驱动机构受力计算

根据上述各项公式，可得出在不同配重(G4)重量时，大臂俯仰过程中作用在液压系统中产生的压强，并根据压力值及俯仰角度绘制坐标图(见图8)。

图8　配重质量对应液压系统工作压力

由图8可知，液压系统在配重重量约7.3 t时，液压系统最大工作压力为4 MPa，配重重量约7.6 t时，液压系统最大工作压力为2 MPa，选择配重重量约7.3 t时，设备配置最为经济，既节约了钢结构设计，液压系统也完全能满足工作要求且留有充足的余量。

由图8中还可发现，大臂在从最低点开始抬起时，液压系统工作压力迅速上升；在接近垂直状态时，液压系统工作压力逐渐下降，并在垂直状态时配重端的重力矩大于大臂重力矩。在这样的状态下，大臂抬起至竖直状态，由于配重端重力矩大于大臂体重力矩，大臂不会在液压系统故障时自由滑落，造成事故。而在大臂放下的过程中，放下中段的液压系统缓冲量较大，在接近终点时，液压系统基本无缓冲，液压系统工作非常平稳。

4 结语

带活动配重的大臂俯仰机构采用2种经典的连杆机构，并充分利用曲柄摇杆机构死点原理，使机构在两端极限停止位(特别是大臂竖直状态时)机构处于过死点状态，在没有外力的作用下，大臂机构不会由于自重的影响而使大臂自由滑落；活动配重为机械式结构，不受环境温度的影响，液压系统布置简单，取消了高压蓄能器，降低了系统工作压力，并在不同大臂长度时，均可通过调整配重装置，采用相同的液压系统及摆动油缸装置，增强设备的通用性，降低企业生产成本。

参 考 文 献

[1]成大先. 机械设计手册[M].北京： 化学工业出版社， 2013.

[2]张连东. SL6装船机卷扬系统平台力学行为及减振研究[D].秦皇岛：燕山大学， 2010.

[3]宋兴龙. 基于ANSYS的高空作业平台的有限元分析[D].南京：南京林业大学， 2009.

刘志鹏： 200122, 上海市浦东新区福山路458号同盛大厦21F

Activities-weight Arm Raise Mechanism Design Theory and Determination of Counterweight

Shanghai R&D Center, Huadian Heavy IndustriesLiu Zhipeng

Abstract:The shunting locomotive′s arm raising mechanism uses four-bar mechanism with movable counterweight to replace hydraulic lifting mechanism. Based on this situation, this paper studies the crank rocker driving mechanism and planar four-bar mechanism counterweight system,and determines the movable counterweight under the most economic situation.

Key words:car dumper; shunting locomotive; side arm raising mechanism; movable counterweight

收稿日期：2015-12-30

DOI：10.3963/j.issn.1000-8969.2016.03.006