MG80/20t-60 m雙梁吊鉤門式起重機技術改造分析

李 超，錢紅飆，李 豪，郭曉光，魏 興，于業超

（1.大連益利亞工程機械有限公司，遼寧大連 116023；2.大連船舶重工集團有限公司，遼寧大連 116001）

0 引言

MG80/20t-60 m-A6雙梁吊鉤門式起重機，主要用于鋼結構分段等物品的吊運。設備的主體門架鋼結構由2根主梁、剛性支腿、撓性支腿等組成（圖1）。主梁為等截面箱型結構；剛性支腿為變截面箱型結構；撓性支腿為等截面圓管結構。

圖1 整機外形

根據廠內生產需要，對該設備進行技術改造：①跨度由60 m增加到68 m；②起升高度由22 m增高到25 m；③主起升額定起重量由80 t降低到60 t，副起升額定起重量不變。

改造原則：工藝簡單；制作方便；重量輕；用料少；滿足其他起重機設計規范及產品標準要求。

1 技術改造方案

技術改造主要包括4個內容：①改造主起升卷筒結構，以滿足起升高度即容繩量的要求；②改造主梁，以滿足跨度要求；③改造剛性、撓性支腿，以滿足起升高度要求；④改造附屬結構及其他。

1.1 主起升卷筒技術改造方案

為了不改變小車軌距尺寸，影響主體結構，確定主起升卷筒改造方案如下：①保持卷筒原有長度和直徑不變；②重新選擇鋼絲繩，減小卷筒繩槽節距，提高容繩量。

因此，新卷筒繩槽節距應滿足式（1）要求。

式中L— 卷筒長度，mm

L1—— 卷筒端部長度，mm

L2— 固定繩需長度，mm

Lg— 中部長度，mm

Hm——起升高度，mm

m—— 滑輪倍率，m=5

D0—— 卷筒計算直徑，mm（D0=D+d0=800+26=826 mm）

z1—— 固定繩安全圈數，z1=2

重新選擇主起升機構鋼絲繩。

（1）鋼絲繩最大靜拉力見式（2）。

式中PQ—— 額定起升載荷，kN（PQ=Q+Gg）

Q—— 額定起重量，t

Gg— 吊鉤組重量，t

α—— 卷筒卷入支數，α=2

η0—— 滑輪組效率，取0.96

（2）鋼絲繩破斷拉力應滿足式（3）。

式中n— 鋼絲繩安全系數，n=5.6。

（3）選擇鋼絲繩。鋼絲繩26NAT6×19W+FC1670，破斷拉力Sp=373 kN＞357.3 kN。對應卷筒繩槽節距為P=29 mm＜29.7 mm，滿足技術改造要求。

1.2 主梁技術改造方案

單根主梁全長64.1 m，分為兩段，通過法蘭連接。接頭位置及形式如圖2所示。

圖2 改造前接頭位置及形式

主梁改造方案：①將主梁從接頭處斷開，中間增加一段加長梁，截面與原主梁相同；②新主梁底部增加副梁，以提高主梁強度及改善主梁剛度性能。新主梁截面如圖3所示。

圖3 新主梁截面

1.3 剛性支腿技術改造方案

剛性支腿整體成八字形，頂部通過法蘭與主梁連接，支腿結構為變截面箱型，上寬下窄。為滿足25 m起升高度要求，剛性支腿需增高3 m。具體改造方案如下：①在支腿頂部與主梁底部間加節增高支腿，截面與支腿頂部相同；②增高支腿頂部與主梁用法蘭連接；3底部與原支腿頂部進行焊接。改造前后剛性支腿外形對比見圖4。

圖4 剛性支腿改造前后外形對比

1.4 撓性支腿技術改造方案

撓性支腿整體成人字形，頂端通過柔性鉸支座與主梁連接。整體由頂部A字頭結構和2根鋼管支腿組成，之間通過法蘭連接。支腿鋼管直徑900 mm，內部設有加強筋，為滿足25 m起升高度要求，撓性支腿需增高3 m。具體改造方案如下：①保留原頂部A字頭結構待用；②切除原鋼管支腿兩端法蘭，在原鋼管支腿主體結構的基礎上焊接同截面增長支腿，并重新焊接兩端新法蘭。改造前后撓性支腿外形對比見圖5。

圖5 撓性支腿改造前后外形對比

1.5 附屬結構及其他技術改造方案

根據改造后的主體結構尺寸，重新調整小車軌道長度、主梁欄桿及導電架長度、小車導電滑車數量、剛性支腿梯子平臺數量和重新鋪設電纜，更換相關電氣元件等。

2 門架主體鋼結構有限元分析

2.1 載荷及組合

作用在起重機主體鋼結構上的載荷主要有：自重載荷、起升載荷、慣性載荷和正常工作狀態風載荷等，根據不同工況，采用載荷組合A或B進行計算。

2.2 工況描述

工況1—— 載荷組合B1：小車位于柔腿側極限位置，滿載起升，考慮大車運行機構加速度、起升載荷的動載效應和整機自重振動影響，同時沿大車運行方向施加最大工作狀態風載荷。

工況2— 載荷組合B1：小車位于跨中位置，滿載起升，考慮大車運行機構加速度、起升載荷的動載效應和整機自重振動影響，同時沿大車運行方向施加最大工作狀態風載荷。

工況3— 載荷組合B1：小車位于剛腿側極限位置，滿載起升，考慮大車運行機構加速度、起升載荷的動載效應和整機自重振動影響，同時沿大車運行方向施加最大工作狀態風載荷。

工況4：車位于跨中位置，滿載懸停，只考慮小車及吊物引起的靜載荷。

工況5：小車位于跨中位置，滿載懸停，只考慮各部分結構的自身質量。

2.3 有限元計算

2.3.1 有限元模型

門架主體鋼結構采用ANSYS有限元軟件進行分析計算。其中，板材采用板殼單元SHELL63進行構建；型鋼采用梁單元Beam188進行構建。模型采用自由方式劃分網格，節點數為111 585，單元數為115 463。門架主結構有限元模型見圖6。

2.3.2 邊界條件

門架主結構約束形式如圖7所示。

（1）剛性支腿。約束支承處1的平動自由度：UX（主梁方向）、UY（豎直方向）、UZ（大車運行方向）；支承處2的平動自由度：UX、UY。

（2）柔性支腿。約束支承處4的平動自由度：UX、UY、UZ；支承處 3的平動自由度：UX=20 mm（即允許有20 mm的水平位移）、UY。

2.3.3 加載

（1）自重載荷。通過施加豎直方向重力加速度由程序自動計算。考慮簡化建模使結構自重有所減小，采用增大材料密度的方法對自重載荷進行補償。

圖6 門架主體結構有限元模型

圖7 門架結構約束形式

（2）小車自重載荷及起升載荷。小車自重載荷及起升載荷以集中載荷（小車輪壓）形式作用在相應的節點處。

（3）門架慣性載荷和風載荷。門架慣性載荷和風載荷以均布載荷形式作用在結構上。

（4）小車及吊重風載荷。小車及吊重風載荷以集中載荷形式作用于主梁相應的節點處。

2.3.4 計算結果

工況1的最大應力111.11 MPa出現在內側柔腿與下橫梁連接處（圖8）；工況2的最大應力145.28 MPa，出現在主梁跨中上蓋板處（圖9）；工況3的最大應力127.41 MPa，出現在下橫梁與大車平衡梁連接處（圖10）；工況4的整機Y方向位移云圖，主梁跨中最大位移為68.92mm（圖11）；工況5的門架結構前四階固有頻率分別為 42 Hz，1 Hz，1.52 Hz和 2.41 Hz（圖 12）。有限元分析結果匯總見表1。判斷標準：

圖8 工況1門架結構應力云圖

圖9 工況2門架結構應力云圖

圖10 工況3門架結構應力云圖

圖11 工況4門架結構位移云圖

圖12 工況5門架結構四階模態圖

表1 有限元計算結果匯總

（1）強度：門架主體結構材料為Q345B，厚度＜16 mm，許用應力252 MPa；

（2）靜剛度：本起重機工作級別為A6，且跨度比較大，取靜剛度數mm；

（3）動剛度：GB/T 30561—2014《起重機剛性橋式和門式起重機》中規定，帶有駕駛室結構的垂直自振頻率不應小于2 Hz，可是對于大跨度起重機而言，一般很難達到這一點。參考ISO 22986—2007等相關資料，本設備許用垂直自振頻率取（1.31～1.57）Hz，水平自振頻率取 0.5 Hz。

可見，改造后的門架結構滿足起重機設計規范及使用要求。

3 結論

提出針對MG80/20t-60m-A6雙梁吊鉤門式起重機的技術改造方案，通過ANSYS有限元軟件對設備改造后的主體鋼結構進行分析計算，計算結果表明，改造方案滿足使用要求。

［1］GB/T 3811—2008，起重機設計規范［S］.北京：中國標準出版社，2008.

［2］張志文.起重機設計手冊［M］.北京：中國鐵道出版社，1998

［3］GB/T 1591—2008，低合金高強度結構鋼［S］.北京：中國標準出版社，2008.

［4］國際標準化組織.ISO 22986：2007 Cranes-Stiffness-Bridge and gantry cranes［S］.