63T雙梁門式起重機整機結構有限元分析

蔡晨晨，陳 力，朱 勇

（南通中遠重工有限公司技術部，江蘇 南通226100）

0 引言

門式起重機（又稱龍門起重機）是橋架通過兩側支腿支撐在地面軌道上的橋架型起重機，具有場地利用率高、作業范圍大、適應面廣、通用性強等特點。主要用于室外的貨場（如港口）、料場貨、散貨的裝卸作業。門式起重機的門架上部橋架（含主梁和端梁）、支腿、下橫梁等部分構成。為了擴大起重機作業范圍，主梁可以向一側或兩側伸出支腿以外，形成懸臂。也可采用帶臂架的起重小車，通過臂架的俯仰和旋轉擴大起重機作業范圍[1]。隨著造船業的飛速發展，造船用門式起重機被造船企業廣泛采用。但隨著造船快速化對門式起重機的功能水平和運行可靠性要求越來越高。以往對門式起重機結構分析采用傳統的理論計算方法，這種方法不僅計算公式繁多，而且很多參數需要估算和簡化，勢必會造成計算精度不準確。而且，主梁內部隔板、加強筋分布復雜，很難通過這種方式計算。

隨著計算機分析軟件的快速發展，各類有限元分析軟件應運而生，為機械設計注入新的動力，利用它能對設計初級階段的模型進行數值模擬仿真。目前，國內學者在起重機結構優化設計和有限元分析中，大多采用有限元分析軟件ANSYS對起重機的單主梁、雙主梁結構進行分析，而對起重機整機的分析計算文獻較少。為更加準確預測結構的應力和變形情況，考慮起重機剛腿、撓腿對主梁結構的影響，本文利用大型通用軟件ANSYS Workbench對雙梁門式起重機的整機結構進行強度、剛度分析，并提出優化設想，為門式起重機整機結構的有限元分析提供理論參考。

1 結構模型建立

某雙梁門式起重機一臺小車1額定起重量63 000 kg，小車2主鉤、副鉤額定起重量分別為32 000 kg和5 000 kg，中間跨距30 000 mm，懸臂長度10 000 mm雙梁懸臂門式起重機進行工況分析，主要參數如下：

小車1總質量約12 000 kg，軌距3 000 mm，基距2 720 mm，小車2總質量約13 000 kg，軌距3 000 mm，基距3 410 mm，小車輪數各4只。起升機構速度6 m/min，小車行走速度40.5 m/min，大車行走速度38 m/min。主體結構采用Q235B板材焊接制造，中等定位精度要求。其總體結構模型如圖1所示。

圖1 起重機整體結構模型

雙梁門式起重機整機結構復雜，建立有限元模型過程中無法將所有因素都考慮進去，因此需要對起重機進行必要的簡化和一些假設，建立既有利于有限元分析計算，又能較真實的反映結構模型實際工作狀態的模型。

主梁與剛性腿、撓性腿均采取法蘭剛性連接。它們之間不存在位移而采用Bonded連接。在分析過程中，主梁上的兩小車、支腿大車行走及主梁上的欄桿扶手等結構不參與計算，在建模的過程中可忽略，僅保留主梁、剛性腿、撓性腿結構。此外，主梁內部隔板結構尖角較多，為避免分析中出現應力奇異，可將其改為圓角處理。

本文利用ANSYS workbench的DM模塊中建立模型，主梁、剛腿、撓腿采用SHELL殼單元模擬結構面板、腹板、及內部隔板，BEAM梁單元來模擬內部加強角鋼。

2 約束及載荷施加

模型約束要盡量反應實際情況，約束施加在門式起重機大車運行機構支承輪位置。支承輪所在部位簡化的四個底面，如圖2所示。車輪與軌道之間有20～30 mm的間隙，理論上當水平力大于靜摩擦力時可以發生側移。但實際上，在起重機靜止不動情況下，靜摩擦力一般足以提供側向約束。所以沿小車軌道方向的位移應該約束。車輪在制動情況下與軌道同樣是靜摩擦約束。由于采取全驅動方式，沿大車軌道方向的位移也都應該約束。所以四個點在三個方向的位移UX、UY、UZ都應該約束。根據車輪與軌道的接觸特性，轉動自由度ROTX、ROTY、ROTZ都不應該約束。

圖2 63t起重機整體載荷約束有限元模型

起重機大車運行方向為Z方向；起重機高度方向為Y方向；沿著起重機主梁方向（即小車運行方向）為X方向。

2.1 起升載荷

兩小車在主梁鋼軌上運行時，由于起升機構在起、制動會產生鉛垂慣性力，為考慮計算的準確性考慮起升動載系數φ2，由《起重機設計手冊》可知，φ2可由穩定起升速度υq和起升狀態級別β2確定[2]，即

式中，φ2min是與起升狀態級別相對于起升動載系數最小值，工作級別為中級時，查手冊可知φ2min=1.1。

β2是按起升狀態級別設定的系數，查手冊可知β2=0.34。

υq為穩定（額度）起升速度，小車1、小車2起升速度均為 6 m/min，則 υq=0.1 m/s。

表2測試了6個節點在以上3種情況下系統測得數據與實測數據比較，數據誤差小于5%，表明系統能夠較準確采集到環境數據，能夠滿足一般的檢測需求。

求得起升動載系數φ2=1.1+0.34×0.1=1.134，取 φ2≈ 1.13。

式中，mQ為額度起升重量，小車1起升重量mQ1=63 t，小車2主起升重量mQ2=35 t。

m0為吊鉤組重量，小車1吊鉤組m01=1.4 t，小車2吊鉤組m02=0.9 t；g為重力加速度，取g=9.8 m/s2。在小車1起升滿載時，則起升載荷

PQ=（63 000+1 400）× 9.8=631 120 N

2.2 自重載荷

自重載荷是指起重機本身的結構、機械設備、電氣設備以及在起重機工作時，始終積結在它的某個部件上的物料等質量的重力荷載。自重載荷由ANSYS workbench施加重力加速度自行求得[3]，而小車1和小車2的自重載荷分別為pG1=12 000×9.8=117 600 N和pG2=13 000×9.8=127 400 N。兩小車的模型未建，采用載荷的形式代替小車1和小車2的自重，并且施加在主梁的軌道位置，起重荷載均分在每個小車的四個輪子上。

小車1滿載施加集中力p1=PQφ2+pG1=830 765.6 N。

小車2不工作，僅考慮自重，即p2=pG2=127 400 N。

根據《起重機設計手冊》的工況組合表，選取一個典型工況（A3工況）進行組合分析，小車起升機構（懸吊起升額定起重量）、小車行走機構、大車行走機構均同時動作，分別對小車位于主梁跨中（如圖3）和主梁懸臂端部（如圖4）施加集中力p和重力加速度g。

圖3 小車滿載于主梁跨中

圖4 小車滿載于主梁端部

3 靜力學特性及結果分析

表1 有限元計算結果

當兩小車滿載于小車主梁跨中和主梁端部，跨中位置產生的等效應力值為166.44 MPa，主梁端部位置，忽略隔板尖端點產生的應力集中現象，剛腿與主梁接觸位置的最大應力值為168.91 MPa。Q235B的屈服強度為235 MPa，按類載荷組合計算時，安全系數取1.34，則Q235鋼的許用應力 [σ]=σs/1.34=175 MPa。

故，σ＜[σ]，結構的靜強度滿足設計規范要求。有限元計算結果見圖5、圖6所示。

圖5 小車滿載于跨中應力云圖

圖6 小車滿載于端部應力云圖

當兩小車滿載于小車主梁跨中和主梁端部，主梁產生的最大總位移分別16.86 mm和26.69 mm。由于中等定位精度要求，根據《起重機設計規范》[4]可知：

主梁跨中撓度：

結果可知，結構的靜剛度滿足設計規范要求。有限元計算結果如圖7、圖8所示。

圖7 小車滿載于跨中主梁總位移云圖

圖8 小車滿載于端部主梁總位移云圖

4 結束語

本文通過ANSYS Workbench對63t+32/5t-30m雙梁門式起重機整機結構進行有限元分析，得出以下結論：

（1）通過靜力學分析結果可知，最大等效應力和最大靜撓度均小于材料的許用應力值，故該門機的設計滿足結構靜強度和靜剛度要求。

（2）主梁跨中靜剛度為16.86 mm，遠小于許用撓度L/800=37.5 mm，結構存在裕量，為后續主梁的優化提供基礎。

（3）此次分析中考慮了無風工作情況下，小車滿載于主梁跨中和端部兩種正常工況，為更加準確預測門式起重機結構的應力和變形情況，今后需綜合考慮有風工況和特殊載荷工況下的載荷組合對結構的影響。