PZQ1400型附著自升塔式起重機下承座環梁的有限元分析

趙小偉，張騫，石小飛，曾光

(華電鄭州機械設計研究院有限公司，鄭州 450015)

0 引言

塔式起重機(以下簡稱塔機)是機械化建筑施工中不可缺少的起重機械[1]。PZQ1400型塔機金屬結構主要由塔身、上承座、下承座、臂架、中心塔等結構組成。下承座的上部通過回轉軸承與上承座相連接，下部分別通過抱瓦和螺栓與塔身和頂升套架相連接。設計計算時主要考慮2種危險工況:正常工作時，下承座與塔身接頭相連接，并承受所有上部結構重量和吊重；當塔機在頂升引入標準節時，下承座與塔身的連接接頭松開，只與頂升套架接頭相連，套架承受上部結構所有的重量。PZQ1400型塔機主要技術參數：最大起重量，60 t；最大工作幅度，80 m；最大起重力矩，13 800 kN·m。本文對此型塔機的下承座環梁結構進行上述危險工況下的有限元分析。

1 下承座環梁的金屬結構

此機型下承座環梁金屬結構由板材焊接而成，采用箱型截面，腹板折彎成圓弧板，下承座結構如圖1所示。上部回轉圈鉆有一圈螺栓孔與回轉軸承剛性連接，下部通過水平撐桿連接標準節引進裝置，四周通過銷軸與下承座的支腿連接，以銷軸連接代替傳統的螺栓連接，使得下承座安裝拆卸方便快捷。

圖1 下承座結構

2 下承座環梁結構有限元分析

2.1 有限元模型的建立

本文以自主研發的新產品——平臂吊PZQ1400型塔機的下承座環梁為研究對象。環梁采用箱梁結構。首先在Creo軟件中建立起下承座環梁的三維實體模型，然后在其集成界面中將模型導入有限元分析軟件的Workbench中進行網格劃分和有限元分析，其中的網格劃分單元采用實體單元，如圖2所示。

圖2 環梁結構有限元模型

2.2 邊界條件及簡化

為了縮短建模和分析計算的時間，在實際建模過程中作出相應的簡化處理，省略了一些不影響主體結構受力的次要結構(如引進裝置、梯子平臺等)，并通過施加重力加速度來保證模型的自重[2]。

表1 環梁四周銷軸孔處的載荷大小 kN

為便于加載，彎矩轉化為水平方向的力和豎直方向的力來施加。分析計算時對回轉軸承法蘭盤平面施加6個方向自由度的全約束。

2.3 載荷的施加

下承座環梁結構載荷施加情況如圖3所示，臂架沿塔身截面方向的示意如圖4所示。設計分析計算時，主要考慮以下2種最不利的載荷組合工況：工況1為頂升工況，液壓油缸側向(圖4中塔身截面的A，D側)頂升，臂架沿塔身截面中心線方向；工況2為工作工況，臂架沿塔身截面對角線方向。

下承座所受的豎向力和不平衡力矩傳遞到支腿上，再通過支腿與環梁的連接銷軸傳遞到環梁四周的銷軸孔處，作用到環梁四周銷軸孔處的載荷見表1。

圖3 環梁結構載荷施加情況

圖4 臂架沿塔身截面方向示意

按表1中的載荷在相應的有限元模型的位置上施加水平和豎直方向上的載荷：對于環梁來說，A，D處X方向載荷的負值和B，C處X方向載荷的正值表示載荷方向為向環梁外部；A，D處的X方向載荷的正值和B，C處X方向載荷的負值表示載荷方向為向環梁內部。

3 下承座環梁的強度和剛度分析

3.1 工況1環梁的強度和剛度

此工況下，臂架方向沿塔身截面中心線的方向，環梁應力和位移云圖如圖5、圖6所示。

圖5 工況1環梁應力

圖6 工況1環梁位移

環梁的最大應力出現在銷軸連接耳板對應筋板與回轉法蘭腹板連接處，應力值為182.86 MPa，采用材料為Q345C，安全系數取1.34，許用應力為345/1.34=257.5 MPa，故滿足材料許用應力要求。在環梁銷軸連接耳板與上翼緣板連接處出現極大應力值，293.47 MPa,在極限應力范圍內，滿足應力要求。環梁最大靜位移出現在銷軸連接耳板與上翼緣板連接處，位移值小，剛度好。

3.2 工況2環梁的強度和剛度

此工況下，臂架方向沿塔身截面對角線的方向，環梁應力和位移如圖7～9所示。

圖7 工況2下環梁應力

圖8 工況2下環梁局部應力

圖9 工況2下環梁位移

環梁的最大應力出現在銷軸連接耳板對應筋板與回轉法蘭腹板連接處，應力值為205.73 MPa，滿足材料許用應力要求。在回轉圈脖子內側的加強筋板與固定約束法蘭面連接處出現極大應力值329.19 MPa，接近材料的屈服應力，由于其筋板剛度的問題，形狀突變導致應力集中現象，因此也滿足應力要求。環梁最大靜位移出現回轉圈脖子內側加強筋板與固定約束法蘭面連接處，位移值較小，剛度好。

環梁箱型梁下蓋板局部應力如圖10所示，環梁主結構箱型梁下蓋板最大應力為95.89 MPa。

圖10 工況2下環梁箱型梁下蓋板局部應力

工況2比工況1的極大應力大，工作工況下，回轉圈脖子內側加強筋板與固定約束法蘭面連接處應力情況接近材料的極限，加強勁的自身剛度不足導致形狀突變而產生應力集中，宜采用適當修改筋板幾何尺寸的辦法來消除此現象。

4 環梁的主結構強度的傳統計算

環梁可簡化為受均布載荷作用的簡支梁(忽略與軸承連接的大法蘭，即脖子)，環梁截面尺寸如圖11所示。

圖11 環梁截面尺寸

起重機在正常工作工況時的應力比頂升工況的應力更大，所以取工作工況下的應力來計算產生的均布載荷，并忽略環梁自身的重量。

工作工況下豎向力產生的均布載荷

(1)

式中：V為整體塔機作用至下承座處的豎向力，3 100 kN；d為回轉軸承連接法蘭螺栓中心線直徑(外齒)，2.955 m。

彎矩產生的均布載荷

(2)

環梁所受均布載荷

q=qG+qM=334+1 904=2 238(kN/m) ，

(3)

式中：M為不平衡彎矩，13 050 kN·m。

跨中彎矩

2 353 (kN·m) ，

(4)

式中：l為塔身截面中心線尺寸，2.9 m。

最大彎曲正應力

117.7 (MPa)<[σ] ，

(5)

式中：環梁材料為Q345C，板厚在16 mm與35 mm之間，屈服應力σs=325 MPa，安全系數n取1.34，許用應力[σ]=σs/n=242 MPa。另外，考慮到連接軸承的大法蘭的作用，環梁的實際彎曲應力要小于該值。

5 結論

(1)通過比對分析下承座環梁截面的應力結果，有限元分析結果和傳統計算結果基本一致，說明模型簡化和載荷施加的合理性。

(2)通過運用三維設計軟件Creo建立起下承座環梁的實體模型，然后導入到Workbench有限元分析軟件中對其進行危險工況下的有限元分析，為同類型結構的設計提供了一種途徑。