薛闖，喬軍凱，劉新波

（河南衛(wèi)華重型機械股份有限公司，河南長垣 453400）

0 引言

軌道式集裝箱門式起重機（RMG）具有節(jié)約成本、環(huán)保高效、轉運方便、免維護程度高等優(yōu)勢正逐漸替代輪胎式集裝箱門式起重機（RTG），RMG因其高效化的特點，使用比較頻繁，通常在滿載和額定速度下連續(xù)工作，并且能適應工作環(huán)境強化的集裝箱裝卸，隨著RMG的自動化、智能化、系列化、無人化的港機發(fā)展方向，這些都對起重機的結構布置有了更高的要求，在設計過程中應考慮其具有足夠的強度、合適的剛度和抗風震、防傾覆的穩(wěn)定性。馬世輝等[1]對RMG門架結構進行設計及有限元分析，得出鋼結構設計的合理性和安全性對起重機的工作性能起決定性作用的結論。丁敏等[2]通過有限元分析軟件對起重機的整機結構進行驗證比較，發(fā)現(xiàn)結構的合理性對起重機的安全、效率有著積極意義。

1 門架模型的建立

以某內河港區(qū)堆場用軌道式集裝箱門式起重機為例，起重機的設計和制造滿足港口連續(xù)循環(huán)裝卸滿載集裝箱的要求，并保證天工駕駛員嚴格按照操作流程并及時保養(yǎng)維護的情況下，起重機每日連續(xù)作業(yè)時間為20 h，有效工作天數為330 d，使用壽命不小于30 a，可供裝卸ISO標準的20、40 ft集裝箱，軌道面以上滿足堆三過四的高度要求，其基本參數如表1所示。

表1 軌道集裝箱門式起重機基本參數

起重機主要金屬結構為雙箱型結構，主梁采用偏軌雙梁箱型結構，應具有足夠的強度和剛度，能消除軌道不平整對結構產生的影響，并防止結構振動。結構采用Q355B鋼材焊接而成，不能焊接的部位優(yōu)先采用高強度螺栓聯(lián)接，主梁和支腿及支腿和下橫梁之間用高強度螺栓連接，高強度螺栓應當按規(guī)定力矩使用扭力扳手緊固螺母，結合面應接觸均勻，對接縫處出現(xiàn)的間隙應用耐老化的填料填充，以防滲水，各法蘭處的角焊縫均按要求采用雙面連續(xù)焊。門架一側采用剛性支腿，另一側采用柔性支腿，通過柔性支腿可以允許整機鋼結構有一定偏斜量，避免發(fā)生啃軌，如圖1所示。

從圖1中可以看出，此起重機有以下特點：

1）起重機跨度為30 m,兩端懸臂總長為28.5 m，為了運輸和安裝方便，需要對主梁解體制作；

2）40 ft集裝箱長度為12.2 m，為順利轉運集裝箱，主結構采用U形支腿，受力狀態(tài)好，門腿內的寬度方向凈空間為15 m；

3）懸臂一端為18.5m，另一端為10 m，主結構增加馬鞍架和斜拉桿改善主梁的水平剛度和垂直高度；

4）大車運行機構配有防風鐵楔、液壓夾軌器等防風裝置，保證起重機在工作狀態(tài)的最大風速20 m/s下起重機不發(fā)生滑移，起重機還設置有錨定裝置和防風系纜裝置，大車移動到錨定裝置后將錨定插板放下能滿足非工作狀態(tài)下最大風速45 m/s的強風作用下起重機不滑移、不傾覆。

2 門架的加載分析

根據GB/T 3811—2008《起重機設計規(guī)范》[3]，當起升機構在起升或者制動這種不穩(wěn)定的運動狀態(tài)下，要考慮起升機構的動載和沖擊系數及小車和整機制動產生的慣性載荷。

2.1 載荷系數

由滿載起升速度Vh=30 m/min=0.5 m/s，得：

1）起升沖擊系數φ1=1+α=1+0.05=1.05；

2）按軌道集裝箱機械的動力特性，起升狀態(tài)級別按HC3級別，取β2=0.6，工作載荷引起的動載系數φ2=φ2min+β2·Vh=1.2+0.6×0.5=1.5；

3）考慮機構啟動或制動時力突然變化結構的增大系數φ5=1.2。

2.2 整機自重載荷

整機結構自重PG=180 t，包含大車運行機構、結構及附屬件的質量。吊具下額定載荷PQ=40.5 t，小車自重Gxc=25 t，下旋轉吊具自重Gd=12 t，得到起升基本載荷PQ+Gxc+Gd=40.5+25+12=77.5 t，試驗載荷PS=1.25PQ=1.25×40.5=50.625 t。

2.3 水平慣性載荷

小車吊運集裝箱在水平面內進行橫向或者縱向移動時，由整機機構產生的水平方向的慣性力PH=φ5ma，其中：m為運行部分的質量；φ5為系數，考慮起重機起升機構制動力突然變化時的動力系數，1≤φ5≤2，平均取φ5=1.5；a為起升或制動時小車運行或大車運行的加速度。由V小車=30 m/min=0.5 m/s，V大車=40 m/min=0.67 m/s，由起重機設計手冊表1-3-7[4]得：a小車=0.15 m/s2；a大車=0.2 m/s2。

得到軌道式集裝箱起重機慣性力計算表，如表2所示。

表2 慣性力計算表 N

2.4 風載荷

風載荷一般為起重機作業(yè)狀態(tài)下的最大風力和非作業(yè)狀況下極限天氣的最大風載荷，在計算風載荷時，應按照當地環(huán)境最不利條件對起重機結構的影響，計算公式為

式中：C為風力系數，由結構件的長細比查表1-3-11，取C=1.9；Kh為風力高度變化系數，考慮軌道式集裝箱門機的整機高度，按結構頂部取Kh=1.2；q為計算風壓，N/m2，工作狀態(tài)風壓q工作=0.625V2=0.625×202=250 N/m2，極限天氣風壓q非工作=0.625V2=0.625×402=1000 N/m2；A為總迎風面積，m2；主梁、支腿及馬鞍等主要結構件按最大迎風面積產生的風載荷，小車、吊具及吊重引起的風載荷垂直于大車軌道方向作用于相應結構連接點處。主梁、支腿、馬鞍等主要迎風結構件為箱型結構，經過計算沿大車運行方向迎風面積為210 m2，沿小車運行方向的迎風面積為120 m2。代入上式，得到P工作=119700 N，P非工作=273600 N。

3 工況分析

軌道式集裝箱起重機在連續(xù)作業(yè)時會有很多工況，考慮起重機的工作環(huán)境風載荷、工作狀況滿載及空載、小車位置跨中及極限的不同，得到的結果自然不一樣，我們主要取起重機的極限狀態(tài)進行分析即可。各工況描述如表3所示。

表3 各工況描述

4 有限元分析結果

軌道式集裝箱起重機主要結構件包括2件主梁、2件剛性支腿、2件柔性支腿、2件馬鞍、2件拉桿、2件下橫梁、2件端梁及走臺欄桿、梯子平臺等附屬結構件，考慮到計算時間的長短，整機對網格的精度要求不高，在保證誤差不大的前提下，盡可能減少單元數，確定模型坐標系，如圖2所示。

圖2 有限元模型

圖3 滿載小車位于跨中靜剛度

圖4 滿載小車位于左極限靜剛度

圖5 滿載小車位于右極限靜剛度

4.1 材料特性

針對結構件材料的拉伸、壓縮和彎曲許用應力，按不同的載荷組合規(guī)定相應的安全系數和基本許用應力[5]，如表4所示。

表4 材料許用應力

其中，[σⅡ]、nⅡ為有風工作工況下的許用應力和安全系數；[σⅢ]、nⅢ為非工作工況下的許用應力和安全系數[6]。材料的其它力學特性：材料密度ρ＝7.85×10－6kg/mm3；彈性模量E=2.06×105MPa；泊松比ν=0.3；剪切模量G=81000 N/mm2。

4.2 計算結果

在工作載荷下，工況一、工況二、工況三整機模型按簡支梁約束，在極限風速下，工況四、工況五整機處于錨定狀態(tài)，4個支腿全部約束。

對于軌道式門式起重機，跨度L＝30000 mm，有效懸臂L1＝15000 mm，L2＝5000 mm，根據靜剛度計算工況，計算中不考慮結構自重、動載系數和放大系數，剛度、強度計算結果如表5、表6所示。

表5 靜剛度計算結果

表6 強度計算結果

表5中靜剛度均滿足要求，符合國家標準。

表6中所有工況強度均滿足許用應力要求，符合國家標準，且風力作用對鋼結構強度影響不大。 結果云圖如圖6圖～10所示。

圖6 滿載小車跨中整機應力圖

圖7 滿載小車左極限整機應力圖

圖8 滿載小車右極限整機應力圖

圖9 空載小車順大車方向整機應力圖

圖10 空載小車順小車方向整機應力圖

5 結論

AYSYS用于起重機的力學分析，驗證其剛度、強度是否滿足要求，大大降低了計算工作量，結果準確可靠，為實際的工程應用提供了理論支持。本文從不同的載荷分布情況進行分析，得到不同工況作業(yè)時的應力云圖和應變云圖，并計算出最大應力和最大變形量，計算整體結構和其部件的應力和應變是否在材料的許用范圍內，驗證其結構是否合理，是否滿足強度與剛度的要求，并針對其不足問題進行修改。從分析結果不難看出，應力集中大都分布在主梁與支腿連接處，符合實際使用效果，在后期設計和制造過程中可以通過增加支腿腹板的厚度、主梁筋板的寬度來增加其整體強度。