單梁門式起重機(jī)支腿結(jié)構(gòu)設(shè)計及靜力學(xué)性能分析

陳 崢，余靜嫻，董浩明，陸長勝，盧仁群

（1.武漢市特種設(shè)備監(jiān)督檢驗所，湖北武漢 430019；2.武漢科技大學(xué)冶金裝備及其控制教育部重點實驗室，湖北武漢 430081；3.武漢科技大學(xué)機(jī)械傳動與制造工程湖北省重點實驗室，湖北武漢 430081）

0 引言

門式起重機(jī)是從橋式起重機(jī)衍生出來的一種行走式起重機(jī)[1]，因門式起重機(jī)在地面軌道行走，其工作范圍長，具有場地空間利用效率高、可作業(yè)區(qū)域大、復(fù)雜外部環(huán)境適應(yīng)性與通用性強(qiáng)等特點[2]。本研究以單梁門式起重機(jī)為對象進(jìn)行其支腿結(jié)構(gòu)設(shè)計及靜力學(xué)性能分析，目的是實現(xiàn)門式起重機(jī)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，達(dá)到其輕量化設(shè)計的目的。

1 單梁門式起重機(jī)的主要參數(shù)及技術(shù)要求

根據(jù)起重機(jī)設(shè)計技術(shù)規(guī)范及現(xiàn)場作業(yè)要求，單梁門式起重機(jī)一般由電動主梁、支腿、端梁等組成，其工作特性為間歇性循環(huán)往復(fù)工作，主要技術(shù)參數(shù)見表1。

根據(jù)該單梁門式起重機(jī)技術(shù)參數(shù)及工作要求，擬采用箱梁式主梁，剛性L 形支腿的結(jié)構(gòu)設(shè)計[3-4]，所選主要材料為Q235 鋼的型材。

2 門架起重機(jī)支腿結(jié)構(gòu)及力學(xué)特性

門架起重機(jī)支腿結(jié)構(gòu)如表2 所示，取α=77.21°，確定后的各結(jié)構(gòu)尺寸值見表3，根據(jù)支腿主截面計算其力學(xué)性能值見表2。

3 門架起重機(jī)載荷分析

3.1 門架起重機(jī)主梁引起的均布壓力

門架起重機(jī)主梁自重引起的等效均布載荷由式1 計算。

式中，φ1為起沖擊系數(shù)，查文獻(xiàn)[5]，取φ1=1.1；q 為主梁自重引起均布力。，查閱文獻(xiàn)[5]，取主梁質(zhì)量Gq=6300 kg，代入計算得，qj=φ1q=1.1×22.05=24.26 N/cm。

3.2 小車車輪壓力分析

門架起重機(jī)的單主梁小車有2 個垂直車輪輪壓：

表1 單梁門式起重機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)

表2 門架式起重機(jī)支腿力學(xué)性能

表3 門架起重機(jī)支腿結(jié)構(gòu)尺寸值 m

其輪壓計算公式為：

式中，φ2為動力系數(shù)，φ2=1+0.01vq=1+0.01×7=1.07，取φ2=1.1；Gxc為小車重量。，式中，G0為吊具重量，由文獻(xiàn)[5]，選G15 的10 t 吊鉤組G0=219 kg，代入數(shù)據(jù)計算得，（1.1×2963+1.1×（8000+219）×9.8）=60 125.5 N。

3.3 小車滿載制動引起慣性力分析

門架起重機(jī)小車在制動時，其慣性力與車輪和軌道之間粘著力有很大的聯(lián)系，即：

式中，pxg為慣性力，f 為粘著系數(shù)，取f=0.15，V 為輪壓，計算得：8218.77 N。

3.4 大車制動慣性力分析

（1）主梁自重引起的慣性力計算。

在本設(shè)計中，大車車輪總數(shù)為4，主動車輪數(shù)為2，代入計算得主梁自重引起慣性力大小為：

（3）支腿自重引起慣性力計算公式：

式中，Gt為單只支腿質(zhì)量：

式中，qt為支腿單位長度自重，qt=（0.7～0.9）qj=（16.98～21.83）N/cm，取qt=21 N/cm，則單只質(zhì)量為：Gt=qt×（h`+H2+H3）=21×（7.18+0.4+1.2）×=1881.43 kg。代入計算得

3.5 風(fēng)載荷分析

（1）加載于起升重物的風(fēng)力計算為：

當(dāng)Q=8 t 時，查文獻(xiàn)[5]，得Fω=6 m2；C=1.2，qfⅡ為工作狀態(tài)最大風(fēng)壓，由文獻(xiàn)[5]可以最高可達(dá)（沿海），代入求得：

（2）加載于小車上的風(fēng)力為：

式中，F(xiàn)xc為小車迎風(fēng)面積，由參照文獻(xiàn)[6]，得Fxc=6 m2，代入求得：

（3）加載于主梁上的風(fēng)力為：

式中，F(xiàn)q為主梁橫向的迎風(fēng)面積，F(xiàn)q=H（L+2L1）=1.22×28=34.2 m2，代入求得：CqfⅡFq=1.2×250×34.2=10 260 N。

（5）加載于支腿上的風(fēng)力為：

式中，F(xiàn)t=HB=7×1.675=11.73 m2，代入數(shù)據(jù)求得：

4 門架起重機(jī)支腿的靜力學(xué)性能分析

4.1 起重機(jī)門架平面內(nèi)支腿內(nèi)力值分析

計算門架起重機(jī)的支腿內(nèi)力，需要分別在門架平面和支腿平面進(jìn)行計算[3]。

（1）主梁均布自重產(chǎn)生的支腿內(nèi)力計算。考慮安全系數(shù)，需要把門架當(dāng)作無懸臂，則帶懸臂側(cè)力為：。彎矩為：MC=MD=-Hh=-5515.18×8.75=-48 257.83 N·m。

（2）滿載時小車輪壓引起的主梁內(nèi)力分析①小車位于跨中引起的彎矩分析。根據(jù)小車位于跨中工況及彎矩分析，根據(jù)起重機(jī)結(jié)構(gòu)，式中：a=c=8 m，k=2 m。則其側(cè)力為=22 499.95 N。其彎矩為：MC=MD=-Hh=-22499.95×8.75=-196 874.56 N·m。②小車位于懸臂端引起的內(nèi)力分析。當(dāng)小車位于懸臂端時，根據(jù)內(nèi)力分析，其中S=3.2 m，則其側(cè)力為：

其彎矩為：MC=MD=Hh=16199.97×8.75=141 749.74 N·m。

（4）小車制動時慣性力引起的支腿內(nèi)力分析。由小車制動時引起的慣性力引起的支腿內(nèi)力分析，其側(cè)力值為：×（8218.77+1500+1800）=5759.39 N，其彎矩為：MC=MD=-HAh=-5759.39×8.75=-50 364 366 N·m。

根據(jù)計算，在門架平面內(nèi)支腿彎矩合成值見表4。

表4 在門架平面內(nèi)的支腿彎矩合成 N·m

4.2 起重機(jī)支腿平面內(nèi)支腿內(nèi)力值分析

考慮到當(dāng)小車在支腿位置時支腿所受到的內(nèi)力最大，此時作用在支腿頂部上的垂直載荷為：

式中，GC為起重機(jī)控制室重量估計值；Gct為起重機(jī)控制室梯子重估計值；Gdp為起重機(jī)電氣組件的總重，代入相應(yīng)估計值得PC=168372 N，則其產(chǎn)生的內(nèi)力值見表5。

表5 因PC載荷作用而產(chǎn)生的內(nèi)力值

支腿所受的主梁扭矩為：Mn=G1l1+G2l2+G3l3=141 496.42 N·m，則其支反力=23 582.74 N，彎矩為：M1=V1l1=23582.74×1.2=28 299.28 N·m，M2=V2l2=23 582.74×4.8=113 197.14 N·m，M3=Mn=141 496.42 N·m。

則支腿平面內(nèi)的彎矩見表6。

5 門架起重機(jī)支腿結(jié)構(gòu)有限元分析

有限元分析是有限單元法在設(shè)計檢驗中的應(yīng)用，通過使用有限元分析，能夠分析設(shè)計的各種特性，通過模擬檢驗產(chǎn)品的合理安全性，能夠大大減少設(shè)計成本、提高設(shè)計效率。通過對門架架構(gòu)進(jìn)行有限元分析，能夠直觀看到起重機(jī)的使用情況，檢測起重機(jī)門架的剛度、強(qiáng)度等力學(xué)特性。ANSYS Workbench[7-9]是ANSYS 公司發(fā)布的具有更高的可視化、集成化、參數(shù)化等特點的新型分析平臺。本次門架結(jié)構(gòu)有限元靜力學(xué)分析采用ANSYS Workbench 中的靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析組件(Static Structural)進(jìn)行其靜力學(xué)性能分析。

表6 支腿平面內(nèi)的彎矩 N·m

圖1 支腿結(jié)構(gòu)三維模型

根據(jù)門架起重機(jī)門架結(jié)構(gòu)的尺寸參數(shù)來構(gòu)建門架結(jié)構(gòu)的三維模型，并進(jìn)行了必要的簡化：對于焊接部分一律采用鋼整體結(jié)構(gòu)；去掉螺栓孔之類的小孔；去掉主梁、支腿和下橫梁內(nèi)部的加勁板等，將門架整體建模成為一個零件模型，門架結(jié)構(gòu)模型如圖1 所示。

根據(jù)所創(chuàng)建的分析模型，賦予模型材料特性為Q235，然后通過默認(rèn)的結(jié)構(gòu)分析劃分方式，劃分網(wǎng)格，劃分網(wǎng)格后的起重機(jī)結(jié)構(gòu)如圖2 所示。

圖2 起重機(jī)結(jié)構(gòu)網(wǎng)格模型

根據(jù)計算的小車在懸臂端和小車在主梁跨中兩種工況載荷值，分別對起重機(jī)模型進(jìn)行門架自重、小車車輪壓力、大車滿載制動引起慣性力、大車制動慣性力、風(fēng)載荷壓力等載荷施加，具體施加方式見圖3 和圖4。

圖3 小車在懸臂端施加的載荷與約束

（1）小車位于懸臂端總變形分析。如圖5 所示，起重機(jī)最大變形兩在小車懸臂段，最大變形量為10.01 mm。另主梁支腿坐支腿上部變形量由測點法測得大約在5 mm 左右。支腿變形量最大部位位于左支腿頂部位置，大小為5 mm 左右，遠(yuǎn)離小車的右支腿頂部變形量則在3 mm 左右。下橫梁變形則相對較小，左右支腿變形大小分別在0.4 mm 及0.3 mm 左右。

圖4 小車位于跨中所施加的載荷與約束

（2）小車位于跨中總變形分析。小車位于跨中時，從圖6 可以看出：主梁跨中變形最大，為6.5 mm 左右。支腿變形量在支腿頂部為2.5 mm 左右，相反支腿下部變形則在0.6 mm 左右，之所以不是支腿根部變形最大，推測原因主要是由于主梁自重和滿載小車重量對支腿產(chǎn)生的傾覆力矩引起。

6 總結(jié)

根據(jù)門架結(jié)構(gòu)起重機(jī)結(jié)構(gòu)分析及載荷計算，分別計算了各種工況下，起重機(jī)支腿的彎矩及內(nèi)應(yīng)力值，并根據(jù)計算結(jié)果進(jìn)行了支腿結(jié)構(gòu)的變形有限元分析，根據(jù)分析結(jié)果，起重機(jī)支腿結(jié)構(gòu)在各種工況下，其結(jié)構(gòu)變形量符合要求，并結(jié)合分析，可以在支腿結(jié)構(gòu)方面進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，計算結(jié)果及有限元分析結(jié)果，為其優(yōu)化設(shè)計提供理論依據(jù)，為門架起重機(jī)結(jié)構(gòu)的輕量化設(shè)計提供設(shè)計依據(jù)。

圖6 小車在懸臂端總變形