基于有限元的橋式起重機小車車架優化設計

張曉飛， 王洪新， 鄔志軍， 劉建樹， 葛干

（皖西學院機械與車輛工程學院，安徽六安237012）

0 引 言

現代起重設備具有大型化、高速化、專用化、智能化、精確化、制造柔性化等特點和發展趨勢[1]。目前，國外許多知名的起重機制造企業都采用了輕量化的設計方法，并取得比較客觀的經濟效益。在保證起重設備使用性能的前提下，減小起重機小車車架的質量，可以簡化起重設備結構，降低外形高度，減小起重機整機設備的質量，從而達到降低產品成本和能耗的目的，可以促進起重設備產品的開發升級，提高產品的市場競爭力。

1 橋式起重機小車車架受力分析

橋式起重機小車作為起重機與貨物直接接觸的設備，其質量主要由車架決定。小車車架主要由減速器側端梁、電動機側端梁、主動輪側橫梁、中間橫梁、從動輪側橫梁及滑輪臂架組成。各部件均由不同規格的鋼板焊接而成，具有制造安裝容易、迎風面積小、承載能力大、穩定性強等優點，適用于中小起重量及工作繁忙的場合[2]。本文主要針對某廠的10 t/16 m規格起重機小車車架進行優化設計，具體參數如表1、表2所示。

表2 起重機主要部件質量參數 kg

橋式起重機小車結構要滿足強度、剛度要求,也沒有必要讓結構的承載能力過于富余。小車的工況不同，所承受的載荷也不同，對其最惡劣的工況進行分析，如果滿足強度要求，則其他工況也相應滿足要求。起重機的工作示意圖如圖1所示，其中：x方向為小車運動方向，z方向為重物起升方向，y方向為大車運動方向。

圖1 橋式起重機工作示意圖

圖2 極端情況下小車受力簡圖

小車正常工作（違規操作除外，如翻車等）分為3種工況，分別為：1）小車滿載時起升、卸載重物情況；2）小車滿載時在橋梁上起動、制動情況；3）小車滿載時大車起動、制動情況。這3種情況下，小車分別會在x方向、y方向、z方向受到最大的外部載荷作用，其中部分載荷的計算涉及到滑輪組的倍率。相比較小車自身的重力來說，起吊的重物的重力要大得多，而且小車和大車突然啟動的加速度要遠小于重力加速度，所以起重機小車工作最不利的情況是3種工況同時發生（如圖2），即：滿載狀態下，在重物起升的瞬間，大小車同時啟動，此時小車架受到x、y、z方向的載荷的矢量和，此時，小車車架所承受的沖擊載荷要遠遠比其他工況所承受的沖擊載荷大得多。10 t/16 m規格起重機載荷計算如表3所示。

表3 極端情況下車架受力值 N

橋式起重機工作時會頻繁地進行起吊重物，重物的載荷完全由小車車架承擔，小車橫梁在此載荷作用下會產生彈性下撓變形，從而造成電動機及滑輪組運行阻力增加，影響起重機的工作效率及性能。為了避免此情況的出現，須對小車車架撓度進行校核。

起重機的撓度和最大許用應力值的計算[3]：

式中：L為起重機最短梁的長度，本文即橫梁的長度，L=1704 mm；n為安全系數，此處取1.5；σ為材料的屈服極限，此處材料為Q235，屈服極限[σ]=235 MPa。計算得：[f]=0.85 mm；σmax=156.7 MPa。

2 橋式起重機小車有限元模型的建立

橋式起重機小車有限元模型的建立分為對模型的簡化、網格劃分及約束和載荷施加等3個方面。

2.1 模型的簡化

橋式起重機小車的結構比較復雜，如果完全按照實物建立模型進行分析，不僅計算量會很大，而且也會影響網格劃分質量，影響分析的結果。完全相同的實體模型實際上是不必要的，有時候甚至是不可能的。所以，在建立有限元模型時，在不影響最終分析結果的前提下，將一些不必要的細節進行壓縮簡化處理是必要的。本文在建立有限元模型時，把一些孔、螺栓及倒角等不影響整體機構性能的特征刪除，利于單元的規則，通過CREO軟件分別對小車架的各個組件（端梁、橫梁、滑輪臂架、蓋板等）進行三維建模，然后利用軟件的裝配模塊，對各個組件進行裝配，如圖3所示。這種板式焊接結構在我國目前橋式起重機小車的設計中具有代表性，許多廠家都是以這種方式進行生產的。

圖3 橋式起重機小車車架三維模型

2.2 網格劃分

網格劃分是有限元模型建立的重要一環，對分析結果和精度產生直接影響[4]。在ANSYS Workbench中劃分網格時，考慮到小車車架由鋼板焊接成型，各鋼板連接處應力分布不規則，故選擇6面體單元進行網格劃分。網格尺寸過大會影響分析結果的精度，而過小則會造成分析過程計算量過大[5]。在保證不影響分析結果的前提下，網格尺寸盡可能選取較大尺寸，結合小車的結構尺寸，網格尺寸選擇0.02 m。對于有些組件采用sweep方式劃分網格時出現錯誤，采用自由網格對這些組件進行二次劃分[6]。

圖4 小車車架模型的網格劃分

劃分完成后，共有222 075個節點，30 657個單元，如圖4所示。

小車車架材料為Q235鋼，具體參數如表4所示，在定義材料時可直接選為結構鋼。對小車進行力和約束的添加，如圖5所示。

表4 小車架材料屬性

圖5 小車車架的約束和載荷

3 對有限元模型的分析和求解

對小車車架等效應力進行求解，對小車車架位移進行求解，求解的結果如圖6和圖7所示。通過應變分布圖可以得出：在小車極限工況下，滑輪臂架位移最大為0.38 mm。通過應力分布圖可以得出：小車在最不利工況下，最大應力發生在靠近從動輪的橫梁上，最大值為127.5 MPa。

圖6 小車架位移分布圖

分析結果與式（1）、式（2）對比，可見小車的變形和最大應力比極限值要小很多。故小車車架在一定程度上材料的利用有富余，有比較大的優化空間。

4 對小車車架的優化

優化設計是改進現有設計并尋求最優方案的一種方法[7]。本文采用有限元軟件Workbench中的優化模塊Goal Driven Optimization (目標驅動優化) 對模型進行優化設計，最終目的是在不改變小車結構的前提下減少小車的質量，提高材料的利用率。以小車車架的質量作為設計的目標函數，以最不利工況下的最大位移、最大應力作為約束條件，建立數學模型：

圖7 小車架應力分布圖

約束條件：

h(x)≤156.7 MPa；

g(x)≤0.85 mm；

x1;x2;x3;x4;x5;x6=1;2;3;4;5;6……。

其中：F(x)為起重機小車質量；x1、x2、x3、x4、x5、x6分別為減速器側端梁的上頂板和下底板厚、主動輪側橫梁和中間橫梁縱板厚度、卷筒側端梁上頂板和下底板厚度；h(x)、g(x)為小車最大應力及最大變形量。由于鋼板的厚度嚴格遵照國家標準，是一個離散變量，所以各鋼板的厚度取國家標準厚度。

優化前后小車車架鋼板厚度如表5所示。優化后的車架應變圖、應力圖如圖8、圖9所示。

可以看出，在優化的基礎上完成圓整以后，小車車架僅比簡化后的原車架輕了91.17 kg，減少了13.6%，符合本次優化設計的目標。

表5 原車架和優化后的車架參數對比

5 結 論

本文通過對10 t/16 m規格的橋式起重機小車車架的優化設計研究，提出了一套針對起重機小車車架輕量化的設計方法和實例依據，從而可以大大提高產品開發設計的效率和質量。但是本文只考慮了現有小車結構鋼板厚度的優化，實際生產中涉及到整體結構優化問題時，還需做更進一步的討論和研究。

圖8 圓整后小車車架位移圖

圖9 圓整后小車車架應力圖