32/10 t-15 m門式起重機主體結構設計分析

葛俊禮，龍志成，尹 輝，郭勤先，胡小佳，劉達味，黃自松

(1.河北港口集團港口機械有限公司 河北 秦皇島 066000；2.新疆德勤互力工業(yè)技術有限公司，新疆 烏魯木齊 830022)

32/10 t-15 m門式起重機主體結構設計分析

葛俊禮1，龍志成2，尹 輝1，郭勤先1，胡小佳1，劉達味1，黃自松1

(1.河北港口集團港口機械有限公司 河北 秦皇島 066000；2.新疆德勤互力工業(yè)技術有限公司，新疆 烏魯木齊 830022)

對32/10 t-15 m門式起重機整機穩(wěn)定性進行計算，并建立三維模型?；陟o態(tài)設計-動態(tài)補償計算方法應用Workbench有限元分析軟件，對兩種危險工況下的起重機主體結構進行受力分析，得到各部分應力云圖和變形云圖，對該起重機結構的設計方案進行驗證，為起重機總體設計提供了可靠依據(jù)。

門式起重機；有限元；穩(wěn)定性；應力；變形；

0 前言

門式起重機是一種重要的起重機械， 在多種行業(yè)中都有比較廣泛的應用。作為一種大型承重機械，在施工中對其結構的強度和剛度有著非常高的要求， 因此對門式起重機結構的分析很有必要。針對國內(nèi)某港務有限公司抓斗維修用門式起重機，其主體結構設計采用了港口起重機常用的靜態(tài)設計——動態(tài)補償?shù)脑O計方法。能滿足該設備的廠區(qū)內(nèi)抓斗維修和進行開閉斗試驗功能，保證了使用過程中設備滿足強度、靜剛度的要求。

1 起重機結構及設計參數(shù)

該門式起重機配有主、副兩套起升機構，采用箱梁結構形式，支腿與主梁之間為剛性連接，行走機構與下橫梁之間通過柔性鉸連接，左側(cè)支腿有司機室。其主體結構如圖1所示。

32 t -15 m門式起重機主梁總跨度15 m,主梁底高15 m，基距8.5 m，共8個行走輪，每側(cè)4個，每2個一組(輪中心相距700 mm)。維修抓斗規(guī)格：72 t抓斗、64 t抓斗、40 t抓斗。72 t抓斗的自重為24 t(不含開閉鋼絲繩)，開閉實驗最大起重量小于10 t，抓斗打開時最大高度7.339 m。，最大寬度5.898 m?；驹O計參數(shù)見表1。

圖1 門式起重機主體結構圖

主鉤副鉤起吊重量/t3210跨度/m1515最大起升高度/m1412起升速度/m·min-10.5～5(變頻)7運轉(zhuǎn)速度/m·min-11.5～1520起重機最大寬度/m11起重機材料Q345B

2 整機穩(wěn)定性計算

根據(jù)GB/T3811-2008，對于無懸臂梁的龍門起重機，僅需驗算橫向(大車運行)的非工作狀態(tài)的穩(wěn)定性。非工作狀態(tài)的起重機受沿大車軌道方向的暴風侵襲。其抗傾覆穩(wěn)定性校核計算式為

∑M=0.475(G1+G2)B-1.15F1h1≥0

(1)

式中，G1、G2為橋架和小車重力，分別為600 kN和48 kN，橋架重力包括除小車重力和大車運行機構重力以外的所有整機的重力；B為大車運行機構二臺車與下橫梁鉸接孔中心距，B=8.5 m；F1為橫向作用于橋架及小車上的風力(按非工作狀態(tài)風壓計算)；h1為橋架與小車橫向擋風面積自支腿鉸接點量起的形心高度,h1=12.4 m。起重機非工作狀態(tài)下的最大計算風載為

(2)

式中，C1為主梁和支腿風力系數(shù)1.55；C2為其余結構風力系數(shù)1.2；Φ為擋風折減系數(shù)，取0.1；A1為主梁和支腿的迎風面積52 m2；A2為其余結構迎風面積28 m2；q為非工作狀態(tài)下的最大計算風壓，q=800 N/m2；

抗傾覆穩(wěn)定性校核計算為

∑M=970 510 N·m>0

(3)

所以該工況抗傾覆穩(wěn)定性滿足要求。

3 主體結構靜力分析

3.1 建立計算模型并劃分網(wǎng)格

根據(jù)設計圖，應用Solidworks建模軟件建立32/10 t-15 m門式起重機主體結構分析模型。建模時力求精確，以避免模型對計算結果的影響。導入Workbench中的靜結構分析模塊并劃分網(wǎng)格， 本吊機門架結構有限元模型共離散為62 952個單元，293 568個節(jié)點，如圖2所示。

圖2 起重機網(wǎng)格圖

3.2 載荷組合

針對該起重機的計算類別和要求，采用第Ⅱ類載荷組合進行計算。即起重機起吊額定起重量的物品，克服最大靜阻力，猛烈啟動和制動，受工作狀態(tài)下的最大風壓作用，軌道或路面狀況不好，爬越最大坡度。本文強度校核采用許用應力法，即彈塑性材料許用應力為

(4)

式中，σs為材料的屈服極限[1]；ns為安全系數(shù)。在結構受載荷組合Ⅱ時，安全系數(shù)取1.33，小車材料為Q345，則許用應力為259MPa。

進行靜力分析時，通常選取在實際工作中可能面臨的最不利的工況，通過分析各結構的應力與變形，檢驗其在各種工況下的強度與剛度是否滿足要求。由此，對于該起重機，選取主、副兩套起升機構位于跨中滿載和主、副兩套起升機構位于主梁左極限滿載兩種工況，分析門架結構所受的載荷。

天車位于跨中滿載工況為工況1，受到的載荷為：門架結構(含司機室、梯子欄桿)自重，主副兩套起升機構、吊具、載重量以及風載荷。主副兩套起升機構、吊具及其載重量施加在跨中主梁最中間位置。司機室及司機室平臺重量施加在門架左側(cè)支腿上，梯子欄桿重量均布添加到主梁上表面。主副兩套起升機構位于主梁左極限滿載工況時為工況2，此時龍門吊受到的載荷為：主副兩套起升機構、吊具及其載重量施加在跨中主梁最左側(cè)位置，其余載荷與工況1相同[2-3]。

由于門式起重機工作受力的特點,計算時只需對起重機的行走鉸點軸面施加全約束。部分計算載荷見表2。

表2 計算載荷表

3.3 門式起重機主體結構靜力分析及有限元計算結果分析

圖3 工況1等效應力分布云圖

圖4 工況1等效變形分布云圖

圖5 工況2等效應力分布云圖

圖6 工況2等效變形分布云圖

將對應計算載荷施加到有限元模型上進行求解，經(jīng)Workbench靜力分析計算，得出兩種危險工況下，該門式起重機主體結構的等效應力值及變形值如圖3～圖6所示。計算結果中的等效應力為第四強度理論—形狀改變比能理論所得應力值。根據(jù)起重機設計規(guī)范，對于使用較頻繁的龍門吊，其工作級別為A6，對A6級起重機，主梁垂直靜撓度f與主梁跨度L的關系[4，5]為

f≤L/800

(5)

式中，L為跨度，15m。由式(5)可知，此時主梁允許垂直靜撓度不得大于18.75mm。

從圖3可以看出，工況1時吊機在運行時，除去應力奇點，整體等效應力不超過30MPa，主梁受最大等效應力為25MPa，發(fā)生在有副起升機構主梁中間內(nèi)側(cè)部位，小于許用應力259MPa，因此工況1情況下，門架結構強度滿足要求。從圖4 可以看出，結構最大變形發(fā)生在兩個上端梁上，變形量為3.3mm，小于容許撓度18.75mm，故此工況1時門架剛度滿足要求。同樣，分析工況2計算結果：從圖5 可以看出，在工況2時，門架結構除去應力奇點，整體等效應力不超過30MPa，主梁最大受等效應力為23MPa，發(fā)生在有副起升機構主梁左內(nèi)側(cè)部位，小于許用應力。由圖6 可知，結構最大變形量為2.4mm，發(fā)生在主梁中部偏左位置，小于容許撓度。因此工況2情況下門架強度和剛度也均滿足要求。

4 結語

(1)對32/10t-15m門式起重機整機穩(wěn)定性進行計算，并通過有限元分析軟件Workbench對兩種工況下龍門吊受力狀況進行計算，得到各部分受力云圖和變形圖，兩種工況下最大等效應力分別為25MPa和23MPa，兩種工況下最大等效變形分別為3.3mm和2.4mm，參照起重機設計規(guī)范中，得出最大等效應力和總變形均在允許的范圍內(nèi)，其剛度和強度滿足設計要求；

(2)通過計算得到最大垂直靜撓度，為主梁的上供設計提供理論數(shù)據(jù)支撐；

(3)應用Workbench有限元分析方法能夠?qū)ζ鹬貦C結構的設計方案進行驗證，為起重機總體設計提供了可靠依據(jù)。

[1]GB3811-1983，起重機設計規(guī)范[S].

[2] 王金諾,于蘭峰.起重運輸機金屬結構[M].北京:中國鐵道出版社，2002.

[3] 劉會議,黃府.特大型龍門吊主梁結構優(yōu)化設計[J].設計與研究,2013,40(11):35-45.

[4] 劉金萍.龍門吊結構有限元分析[J].機械管理開發(fā),2014，126(06):23-25.

[5] 劉力.懸臂式龍門吊結構的有限元分析[J].機械工程師,2013,(07):100-102.

Main structure design and analysis of 32/10 t-15 m gantry crane

GE Jun-li1, LONG Zhi-cheng2，YIN Hui1, GUO Qin-xian1, HU Xiao-jia1, LIU Da-wei1, HUANG Zi-song1

(1. Hebei Port Group Port Machinery Co., Ltd, Qinhuangdao 066000, China； 2. Xinjiang Deqin Huli Industrial Technology Co., Ltd., Urumqi 830022, China)

The stability of 32/10t-15m gantry crane was calculated and a 3D model was developed. Based on the method of static design-dynamic compensation, the stress of main structure was analyzed by using the finite element software named Workbench when gantry crane was working on two dangerous conditions, then the stress cloud and deformation cloud were obtained to verify the structure design of gantry crane. So it can provide a reliable basis for the overall design of gantry crane.

gantry crane; finite element; stability; stress; deformation

2016-05-16；

2016-07-09

葛俊禮(1985-)，男，博士，河北港口集團港口機械有限公司研發(fā)部。

TH213.5

A

1001-196X(2017)03-0074-04