張 維，王麗薇*，張 波

（1. 太原重工股份有限公司，山西 太原 030024；2. 太重（天津）濱海重型機械有限公司，天津 300452）

1 引言

臂架式斗輪堆取料機是一種高效率的散狀物料連續(xù)裝卸、轉運設備，廣泛應用于港口、電力、煤炭、冶金等行業(yè)的大型現代化儲料場。斗輪堆取料機主體屬于大型鋼結構，其自重較大，整機質量一般在200 t 以上，門座架作為斗輪堆取料機的基礎，需要承載其上部所有鋼結構重力，其結構強度和剛度直接影響整臺設備的運行穩(wěn)定性及安全性。

本文針對我公司研發(fā)的某型臂架式斗輪堆取料機門座架結構進行有限元靜力學分析，并給出改進建議，為提升堆取料機穩(wěn)定性和安全性提供參考依據。

2 堆取料機組成及工作原理

我公司研發(fā)的臂架式堆取料機如圖1所示，主要由斗輪機構、臂架機構、臂架輸送機、門柱、俯仰機構、行走機構、門座架、回轉平臺、回轉機構、平衡系統、尾車輸送機等組成。

圖1 某型臂架式斗輪堆取料機

堆取料機工作原理：取料時，臂架頭部斗輪機構將物料提取放至臂架輸送機上，輸送機將物料通過中心溜筒傳至地面皮帶機，地面皮帶機將物料輸出；堆料時，物料經由尾車輸送機送至中部轉運點，中部轉運點與臂架輸送機對接，輸送機反轉將物料堆至料場；俯仰機構與回轉機構聯合匹配動作，可實現物料均勻堆取。

3 門座架結構分析

常見門座架有四支腿四支點、三支腿四支點形式。四支腿四支點具有剛性好、抗傾翻力矩大優(yōu)點，多用于中小型斗輪機；三支腿四支點腿壓分配合理，在大型斗輪機上廣泛采用，但這種結構形式門座經常出現因強度不足使整機塌陷破壞情況，極易引發(fā)安全事故。

門座架除承載斗輪堆取料機自回轉軸承以上所有部分（包括物料）的重力外，在挖掘物料過程中，直接作用于斗輪機構的力也要傳遞至門座架結構，尤其是疊加俯仰運動、回轉運動或臂架輸送機帶載，門座架受力狀態(tài)會發(fā)生很大變化。因此，門座架結構設計時需保證強度及剛度具有足夠儲備。門座架結構采用傳統設計方法時，存在一定程度盲目性，常常依靠增加自重提升強度及剛度，而當自重增加到一定程度時，或削弱結構關鍵點強度和剛度，或造成材料冗余，這不僅無益于整體結構強度及剛度改善，有時甚至導致關聯部件無從設計。利用有限元靜力學分析方法，校核門座架僅受重力載荷下的結構強度及剛度，可以首先確保門座架結構合理性，然后再通過材料優(yōu)化配置，為滿足多變載荷工況要求創(chuàng)造有利條件。

3.1 有限元模型

門座架屬箱型梁結構，主要由不同厚度的鋼板焊接而成，材料為Q345B，彈性模量206 000 MPa，泊松比0.3，密度 7.85×10kg/m。

門座架三維模型如圖2所示，主要由環(huán)梁、支腿組成，如圖2a所示。另外，為增加環(huán)梁和支腿強度及剛度，還在其內部焊接了一些加強筋板，如圖2b所示。

圖2 門座架三維模型

門座架載荷及約束如圖3所示。門座架結構質量約22 t，其上部所有鋼結構質量約275 t。門座架自重及其上所有鋼結構重力通過施加重力載荷模擬。因門座架與行走機構采用鉸接連接形式，同時考慮運行過程中車輪組可在軌道水平面內有一定平移，故約束左側上支腿、下支腿鉸軸位置自由度，右側支腿鉸軸位置、、自由度。采用自由網格劃分方法，選擇4節(jié)點四面體單元對門座架進行網格劃分，單元尺寸50 mm，共劃分單元數534 074。

圖3 門座架載荷及約束

3.2 計算結果

門座架應力如圖4所示，等效應力最大值為339.0 MPa，位于環(huán)梁蓋板與右側支腿過渡連接處，此處蓋板厚度18 mm，蓋板材料屈服極限為325 MPa，按許用應力設計法，載荷組合A類，高危險度系數γ取值1，則查表得安全系數=1.48，即許用應力[]=220 MPa。由此可知，環(huán)梁蓋板處的最大應力已超出許用應力，這與門座架通常出現開裂位置基本吻合。

圖4 門座架應力云圖

門座架變形如圖5所示，絕對變形最大值（向）約為16 mm，位于環(huán)梁處，按結構設計經驗，門座架剛度值應不大于1/1 000，而兩側支腿跨度長約為10 783 mm，即剛度值為16/10 783≈1.5/1 000。由此可知，門座架剛度不滿足設計要求。

圖5 門座架變形云圖（Z向）

3.3 結果分析

門座架屬于高強度鋼焊接結構件，應特別注意防止焊縫開裂及控制高強度鋼材的結構變形。由門座架結構設計可知，環(huán)梁蓋板與右側支腿過渡連接處有多道交接焊縫，主要呈壓彎受力狀態(tài)，屬裂紋敏感區(qū)，通常早期表現為門座架變形大，致使行走機構的車輪發(fā)生“啃軌”，車輪磨損嚴重，若不及時處置，將極易產生重大安全隱患。

環(huán)梁蓋板與右側支腿過渡連接處由壓縮和彎曲受力產生的組合變形大小，主要取決于環(huán)梁抗彎剛度，若環(huán)梁抗彎剛度較大，則組合變形小。理論計算時，在最大剛度平面內，可以先不考慮向載荷影響，這并不會引起很大誤差，能夠滿足工程問題所需要的精度。彎曲強度計算公式

式中，為最大彎曲正應力；為彎矩；為抗彎截面系數。

依據式 (1)，在彎矩不變條件下，抗彎截面系數越大，最大彎曲正應力越小?？箯澖孛嫦禂蹬c截面幾何形狀尺寸有關。對于環(huán)梁而言，截面幾何形狀為矩形，應盡可能通過增加高度或寬度尺寸，以此降低最大彎曲正應力，使其不超過許用應力。

3.4 結構改進

（1）改進方案1

由門座架計算結果可知，門座架高應力區(qū)和大變形區(qū)主要集中于環(huán)梁區(qū)域，結構改進以環(huán)梁為主?？紤]到增加環(huán)梁高度，對結構整體設計及關聯部件影響較大，先采取改進方案1，將橫梁加寬，即保持蓋板和腹板厚度不變，僅增加蓋板和加強筋板寬度，改進方案1具體如圖6所示，將環(huán)梁上、下蓋板加寬，加強筋板寬度原設計值450 mm，可調整加寬至最大設計值650 mm。

圖6 門座架改進方案1

對門座架改進方案1進行有限元計算驗證。門座架加強筋板寬度達650 mm。采取改進方案1的應力和變形計算結果分別如圖7、圖8所示，等效應力最大值為213.0 MPa，仍位于環(huán)梁蓋板與右側支腿過渡連接處，但高應力區(qū)域顯著縮小，且與此位置毗鄰的內、外腹板應力狀態(tài)也得到明顯改善。絕對變形最大值（向）約為11 mm，位于環(huán)梁處，剛度值約為11/10 783≈1/1 000。

圖7 門座架應力云圖（改進方案1）

圖8 門座架變形云圖（改進方案1）

有限元計算驗證結果對比見表1，采取改進方案1，門座架等效應力最大值由339.0 MPa降至213.0 MPa，降幅約37%，絕對變形最大值由16.12 mm降至10.95 mm，降幅約32%。

表1 門座架結構改進前后有限元計算驗證結果對比

（2）改進方案2

經有限元計算驗證結果可知，門座架采取改進方案1后，應力和變形改善效果明顯，強度和剛度均已滿足設計要求，但強度和剛度儲備較小，有必要繼續(xù)采取措施，提升門座架強度和剛度水平。結構改進仍以環(huán)梁為主。考慮到與腹板內、外徑尺寸相比，腹板間加強筋板數量較少，采取改進方案2，即在改進方案1基礎上，增加加強筋板數量，由原設計8個增加至13個，同時遵循支腿附近加密布置原則，即每個支腿附近加強筋板數量由2個增加至3個，右側支腿與左側上支腿、左側下支腿之間加強筋板數量均由1個增加至2個。

對門座架改進方案2進行有限元計算驗證。采取改進方案2的應力和變形計算結果分別如圖9、圖10所示，等效應力最大值為197.7 MPa，仍位于環(huán)梁蓋板與右側支腿過渡連接處，與改進方案1相比，各支腿的應力均勻性提高，表明結構布置更趨于合理。絕對變形最大值（向）約為10 mm，位于環(huán)梁處，與改進方案1相比，剛度有一定提高。由此可知，通過增加加強筋板數量，并遵循支腿附近加密布置原則，對于提高門座架強度和剛度儲備是有效的。

圖9 門座架應力云圖（改進方案2）

圖10 門座架變形云圖（改進方案2）

采用不同改進方案的有限元計算驗證結果對比見表2，門座架等效應力最大值由213.0 MPa降至197.7 MPa，降幅約7%，絕對變形最大值由10.95 mm降至9.96 mm，降幅約9%。

表2 門座架結構改進方案有限元計算驗證結果對比

4 結束語

本文應用有限元靜力學分析方法，對某型臂架式斗輪堆取料機門座架結構進行設計及改進，得出以下結論：

1）門座架設計時應首先校核其僅在受重力載荷下的結構強度及剛度，然后再通過材料優(yōu)化配置，使結構強度及剛度具有足夠儲備，為滿足多變載荷工況要求創(chuàng)造有利條件。

2）門座架整體高度不變情況下，靠增加門座架環(huán)梁結構寬度尺寸可以有效提高門座架強度及剛度，結構寬度尺寸增至約1.44倍，等效應力最大值降幅約37%，絕對變形最大值降幅約32%。

3）門座架環(huán)梁蓋板與支腿過渡連接處有多道交接焊縫，主要呈壓彎受力狀態(tài)，屬裂紋敏感區(qū)，應考慮對此處結構進一步優(yōu)化。通過采取增加環(huán)梁加強筋板數量，并在支腿附近加密布置加強筋板，可進一步降低此處結構應力和變形最大值，提高門座架強度和剛度儲備水平。

如圖11所示，工程應用證明，我公司研制的某型臂架式斗輪堆取料機結構性能滿足規(guī)范要求，運行穩(wěn)定可靠。

圖11 某型臂架式斗輪堆取料機現場