結構分析軟件在桁架門式起重機設計中的運用

（桂林市特種設備檢驗所，廣西 桂林 541004）

起重機械的金屬結構設計目前通常采用計算機輔助設計，尤其是對桁架式結構的起重機，手工計算復雜，效率低，結果精度也達不到要求。現在用有限元軟件建立三維模型分計算是實現起重機械計算機輔助設計的趨勢。本文以桁架式門式起重機為例，用ANSYS實現對該起重機的計算機輔助設計。總體思路：建立該起重機的三維模型，通過多種不同的載荷組合模擬實際使用中的不同的工況，計算出在每種載荷下的應力應變值，運用許用應力法驗證計算結果。通過施加不同的載荷組合，得出不同工況下起重機的強度、靜剛度和支腿的穩定性等多項指標來判斷設計是否合理。

1 起重機設計主要參數

材料選擇起重機制造領域常用牌號Q-235A，在常溫下，彈性模量為2.16×105MPa,屈服極限為235 MPa，松泊比為0.3，質量密度為7 800 kg/m3。起重機的工作屬性如表1所示。

表1起重機工作屬性表

柔性支腿主肢為軸心受壓構件，其幾何特性參數如下：

柔性支腿主肢材料：Q235（取σg=235 MPa）

柔性支腿主肢計算長度：I=10 000 mm

柔性支腿主肢截面面積：A=4 736mm2

柔性支腿主肢截面慣性距：I=6.9×107mm4

2 結構分析的邊界約束條件

整體約束情況如圖1所示。由于對門式起重機的整體進行分析中，支點不包括在Y和Z軸上的變形，所以對其4個支點的Y軸和Z軸進行約束，對其在X，Y，Z軸上的回轉自由度不進行約束，明細如表2。

圖1門式起重機簡化圖

表2約束點及約束方位明細表

注：UX，UY，UZ分別為沿X，Y，Z軸的位移自由度；ROTX，ROTY，ROTZ: 分別為繞X，Y，Z軸的回轉自由度；1代表約束；0代表自由。

3 建立模型

通過參數化設計進行建模時，采用分塊化建模方法能夠提升建模的效率。建立模型是將實體通過參數化表達為計算機能識別的虛擬物體，所以模型建立的好壞對分析結果至關重要。為了簡化模型，小車和門架按照實際尺寸進行建模，對于小車上的零部件則以質量點來代替。

以單元SHLll63來模擬門架和小車的鋼板，以單元BEAM189來模擬門架和小車的型鋼 。用單元MCP184來模擬支撐點的約束，對于小車上的零部件，如減速機、制動器等則是以MASS21來代替。其機構的單元劃分如表3所示。

表3單元劃分明細表

4 載荷組合

作用在起重機上的載荷可以總體的分為自重載荷、工作載荷、外界附加載荷（運行沖擊載荷、風載荷、慣性載荷等），在此列出3種常規載荷組合，在不同的工況通過ANSYS來計算其應力分布值和剛度值，以此來辨別設計是否達標。載荷組合表如表4所示。其中：PW1為工作狀態風載；PW2為非工作狀態風載。

表4工況組合明細表

5 計算工況及求解

限于篇幅，在此只列出工況2的計算圖和相應結果。其他工況用文字描述計算結構。

5.1 工況2

載荷組合：運行沖擊和水平側向力，風載和慣性力。

（1）強度計算結果：對三維模型施加載荷運算后，由應力云圖可以看出，小車位于跨中時，在主梁上弦桿的位置出現最大應力值127 MPa（如圖2所示）。

圖2 工況2應力計算云圖

（2）剛度計算結果：通過下圖可以看出，小車在主梁上弦桿跨中部時主梁的撓度值為15.77 mm，出現在主梁中部的右側位置（如圖3所示）。

圖3工況2剛度計算圖

（3）小結：最大應力出現在主梁上弦桿跨中部，最大應力值為127 MPa，小于Q235許用應力值176 MPa，最大撓度值為15.77 mm，小于許用撓度值47 mm，強度剛度均滿足設計要求。

5.2 工況1和工況3

工況1：最大應力出現在主梁上弦桿跨中部，最大應力值為123 MPa，小于Q235許用應力值176 MPa，最大撓度值為15.53 mm，小于許用撓度值47 mm，強度剛度均滿足設計要求。

工況3：最大應力出現在主梁上弦桿跨中部，最大應力值為103MPa，小于Q235許用應力值176MPa，最大撓度值為3.07mm，小于許用撓度值47mm，強度剛度均滿足設計要求。

6 支腿穩定性計算

支腿幾何特性參數如下。

主肢材料為Q235（取σg=235MPa），主肢計算長度為I=10 000 mm，主肢截面面積為A=4 736 mm2，主肢截面慣性距為I=6.9×107mm4

6.1 柔性支腿主肢

柔性支腿主肢為軸心受壓構件，其長細比為：

由λ2＜λ＜λ1可以判斷柔性腿為中等柔度壓桿，臨界應力：σcr=a-bλ =304-1.12 × 87.7=205.7 ΜPa（a、b是與材料性質有關的常數）。

6.2 剛性支腿主肢

剛性腿主肢為壓彎構件，長細比：

根據ANSYS模型輸出數據可知，在工況2，小車位置位于腿側極限位置時，主肢承受的軸向壓力和彎矩分別為：F＝1.31×105N，M＝1.03×107N·mm.

式中：

F為作用在支腿上的壓力，N；

Mf為作用在支腿上的彎矩，N·m；

I為支腿的截面慣性距，mm4；

W為構件長細比的失穩系數（查表得W=1.61）

7 結束語

起重機械屬于特種設備，其安全性關乎生命財產的安全，設計桁架起重機不僅僅是憑借經驗，還要有科學的數據計算來提升設計的可靠性，本文基于ANSYS的有限元分析，結合傳統計算，成功地實現了較為完整的起重機整體結構分析和計算。計算結果顯示，本起重機金屬結構的強度、剛度、支腿的穩定性均滿足要求，對起重機械的設計驗證性分析有一定的借鑒作用。

[1]陳瑋璋.起重機械金屬結構[M].北京:人民交通出版社，1998.

[2]邵蘊秋.Ansys10.0有限元分析實例導航[M].北京:中國鐵道出版社，2004.