蔡晨晨，陳 力，朱 勇

（南通中遠(yuǎn)重工有限公司技術(shù)部，江蘇 南通226100）

0 引言

門式起重機(jī)（又稱龍門起重機(jī)）是橋架通過兩側(cè)支腿支撐在地面軌道上的橋架型起重機(jī)，具有場(chǎng)地利用率高、作業(yè)范圍大、適應(yīng)面廣、通用性強(qiáng)等特點(diǎn)。主要用于室外的貨場(chǎng)（如港口）、料場(chǎng)貨、散貨的裝卸作業(yè)。門式起重機(jī)的門架上部橋架（含主梁和端梁）、支腿、下橫梁等部分構(gòu)成。為了擴(kuò)大起重機(jī)作業(yè)范圍，主梁可以向一側(cè)或兩側(cè)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(zhuǎn)擴(kuò)大起重機(jī)作業(yè)范圍[1]。隨著造船業(yè)的飛速發(fā)展，造船用門式起重機(jī)被造船企業(yè)廣泛采用。但隨著造船快速化對(duì)門式起重機(jī)的功能水平和運(yùn)行可靠性要求越來越高。以往對(duì)門式起重機(jī)結(jié)構(gòu)分析采用傳統(tǒng)的理論計(jì)算方法，這種方法不僅計(jì)算公式繁多，而且很多參數(shù)需要估算和簡(jiǎn)化，勢(shì)必會(huì)造成計(jì)算精度不準(zhǔn)確。而且，主梁內(nèi)部隔板、加強(qiáng)筋分布復(fù)雜，很難通過這種方式計(jì)算。

隨著計(jì)算機(jī)分析軟件的快速發(fā)展，各類有限元分析軟件應(yīng)運(yùn)而生，為機(jī)械設(shè)計(jì)注入新的動(dòng)力，利用它能對(duì)設(shè)計(jì)初級(jí)階段的模型進(jìn)行數(shù)值模擬仿真。目前，國(guó)內(nèi)學(xué)者在起重機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)和有限元分析中，大多采用有限元分析軟件ANSYS對(duì)起重機(jī)的單主梁、雙主梁結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，而對(duì)起重機(jī)整機(jī)的分析計(jì)算文獻(xiàn)較少。為更加準(zhǔn)確預(yù)測(cè)結(jié)構(gòu)的應(yīng)力和變形情況，考慮起重機(jī)剛腿、撓腿對(duì)主梁結(jié)構(gòu)的影響，本文利用大型通用軟件ANSYS Workbench對(duì)雙梁門式起重機(jī)的整機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度、剛度分析，并提出優(yōu)化設(shè)想，為門式起重機(jī)整機(jī)結(jié)構(gòu)的有限元分析提供理論參考。

1 結(jié)構(gòu)模型建立

某雙梁門式起重機(jī)一臺(tái)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(zhǎng)度10 000 mm雙梁懸臂門式起重機(jī)進(jìn)行工況分析，主要參數(shù)如下：

小車1總質(zhì)量約12 000 kg，軌距3 000 mm，基距2 720 mm，小車2總質(zhì)量約13 000 kg，軌距3 000 mm，基距3 410 mm，小車輪數(shù)各4只。起升機(jī)構(gòu)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(jié)構(gòu)采用Q235B板材焊接制造，中等定位精度要求。其總體結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。

圖1 起重機(jī)整體結(jié)構(gòu)模型

雙梁門式起重機(jī)整機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，建立有限元模型過程中無法將所有因素都考慮進(jìn)去，因此需要對(duì)起重機(jī)進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化和一些假設(shè)，建立既有利于有限元分析計(jì)算，又能較真實(shí)的反映結(jié)構(gòu)模型實(shí)際工作狀態(tài)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(jié)構(gòu)不參與計(jì)算，在建模的過程中可忽略，僅保留主梁、剛性腿、撓性腿結(jié)構(gòu)。此外，主梁內(nèi)部隔板結(jié)構(gòu)尖角較多，為避免分析中出現(xiàn)應(yīng)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(jié)構(gòu)面板、腹板、及內(nèi)部隔板，BEAM梁?jiǎn)卧獊砟M內(nèi)部加強(qiáng)角鋼。

2 約束及載荷施加

模型約束要盡量反應(yīng)實(shí)際情況，約束施加在門式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)支承輪位置。支承輪所在部位簡(jiǎn)化的四個(gè)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(dāng)水平力大于靜摩擦力時(shí)可以發(fā)生側(cè)移。但實(shí)際上，在起重機(jī)靜止不動(dòng)情況下，靜摩擦力一般足以提供側(cè)向約束。所以沿小車軌道方向的位移應(yīng)該約束。車輪在制動(dòng)情況下與軌道同樣是靜摩擦約束。由于采取全驅(qū)動(dòng)方式，沿大車軌道方向的位移也都應(yīng)該約束。所以四個(gè)點(diǎn)在三個(gè)方向的位移UX、UY、UZ都應(yīng)該約束。根據(jù)車輪與軌道的接觸特性，轉(zhuǎn)動(dòng)自由度ROTX、ROTY、ROTZ都不應(yīng)該約束。

圖2 63t起重機(jī)整體載荷約束有限元模型

起重機(jī)大車運(yùn)行方向?yàn)閆方向；起重機(jī)高度方向?yàn)閅方向；沿著起重機(jī)主梁方向（即小車運(yùn)行方向）為X方向。

2.1 起升載荷

兩小車在主梁鋼軌上運(yùn)行時(shí)，由于起升機(jī)構(gòu)在起、制動(dòng)會(huì)產(chǎn)生鉛垂慣性力，為考慮計(jì)算的準(zhǔn)確性考慮起升動(dòng)載系數(shù)φ2，由《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》可知，φ2可由穩(wěn)定起升速度υq和起升狀態(tài)級(jí)別β2確定[2]，即

式中，φ2min是與起升狀態(tài)級(jí)別相對(duì)于起升動(dòng)載系數(shù)最小值，工作級(jí)別為中級(jí)時(shí)，查手冊(cè)可知φ2min=1.1。

β2是按起升狀態(tài)級(jí)別設(shè)定的系數(shù)，查手冊(cè)可知β2=0.34。

υq為穩(wěn)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(cè)試了6個(gè)節(jié)點(diǎn)在以上3種情況下系統(tǒng)測(cè)得數(shù)據(jù)與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)比較，數(shù)據(jù)誤差小于5%，表明系統(tǒng)能夠較準(zhǔn)確采集到環(huán)境數(shù)據(jù)，能夠滿足一般的檢測(cè)需求。

求得起升動(dòng)載系數(shù)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(shí)，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(jī)本身的結(jié)構(gòu)、機(jī)械設(shè)備、電氣設(shè)備以及在起重機(jī)工作時(shí)，始終積結(jié)在它的某個(gè)部件上的物料等質(zhì)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(gè)小車的四個(gè)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(jù)《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》的工況組合表，選取一個(gè)典型工況（A3工況）進(jìn)行組合分析，小車起升機(jī)構(gòu)（懸吊起升額定起重量）、小車行走機(jī)構(gòu)、大車行走機(jī)構(gòu)均同時(shí)動(dòng)作，分別對(duì)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(xué)特性及結(jié)果分析

表1 有限元計(jì)算結(jié)果

當(dāng)兩小車滿載于小車主梁跨中和主梁端部，跨中位置產(chǎn)生的等效應(yīng)力值為166.44 MPa，主梁端部位置，忽略隔板尖端點(diǎn)產(chǎn)生的應(yīng)力集中現(xiàn)象，剛腿與主梁接觸位置的最大應(yīng)力值為168.91 MPa。Q235B的屈服強(qiáng)度為235 MPa，按類載荷組合計(jì)算時(shí)，安全系數(shù)取1.34，則Q235鋼的許用應(yīng)力 [σ]=σs/1.34=175 MPa。

故，σ＜[σ]，結(jié)構(gòu)的靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)規(guī)范要求。有限元計(jì)算結(jié)果見圖5、圖6所示。

圖5 小車滿載于跨中應(yīng)力云圖

圖6 小車滿載于端部應(yīng)力云圖

當(dāng)兩小車滿載于小車主梁跨中和主梁端部，主梁產(chǎn)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(jù)《起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》[4]可知：

主梁跨中撓度：

結(jié)果可知，結(jié)構(gòu)的靜剛度滿足設(shè)計(jì)規(guī)范要求。有限元計(jì)算結(jié)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(jié)束語

本文通過ANSYS Workbench對(duì)63t+32/5t-30m雙梁門式起重機(jī)整機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，得出以下結(jié)論：

（1）通過靜力學(xué)分析結(jié)果可知，最大等效應(yīng)力和最大靜撓度均小于材料的許用應(yīng)力值，故該門機(jī)的設(shè)計(jì)滿足結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度和靜剛度要求。

（2）主梁跨中靜剛度為16.86 mm，遠(yuǎn)小于許用撓度L/800=37.5 mm，結(jié)構(gòu)存在裕量，為后續(xù)主梁的優(yōu)化提供基礎(chǔ)。

（3）此次分析中考慮了無風(fēng)工作情況下，小車滿載于主梁跨中和端部?jī)煞N正常工況，為更加準(zhǔn)確預(yù)測(cè)門式起重機(jī)結(jié)構(gòu)的應(yīng)力和變形情況，今后需綜合考慮有風(fēng)工況和特殊載荷工況下的載荷組合對(duì)結(jié)構(gòu)的影響。