單梁門式起重機支腿結構設計及靜力學性能分析

陳 崢，余靜嫻，董浩明，陸長勝，盧仁群

（1.武漢市特種設備監(jiān)督檢驗所，湖北武漢 430019；2.武漢科技大學冶金裝備及其控制教育部重點實驗室，湖北武漢 430081；3.武漢科技大學機械傳動與制造工程湖北省重點實驗室，湖北武漢 430081）

0 引言

門式起重機是從橋式起重機衍生出來的一種行走式起重機[1]，因門式起重機在地面軌道行走，其工作范圍長，具有場地空間利用效率高、可作業(yè)區(qū)域大、復雜外部環(huán)境適應性與通用性強等特點[2]。本研究以單梁門式起重機為對象進行其支腿結構設計及靜力學性能分析，目的是實現門式起重機的結構優(yōu)化設計，達到其輕量化設計的目的。

1 單梁門式起重機的主要參數及技術要求

根據起重機設計技術規(guī)范及現場作業(yè)要求，單梁門式起重機一般由電動主梁、支腿、端梁等組成，其工作特性為間歇性循環(huán)往復工作，主要技術參數見表1。

根據該單梁門式起重機技術參數及工作要求，擬采用箱梁式主梁，剛性L 形支腿的結構設計[3-4]，所選主要材料為Q235 鋼的型材。

2 門架起重機支腿結構及力學特性

門架起重機支腿結構如表2 所示，取α=77.21°，確定后的各結構尺寸值見表3，根據支腿主截面計算其力學性能值見表2。

3 門架起重機載荷分析

3.1 門架起重機主梁引起的均布壓力

門架起重機主梁自重引起的等效均布載荷由式1 計算。

式中，φ1為起沖擊系數，查文獻[5]，取φ1=1.1；q 為主梁自重引起均布力。，查閱文獻[5]，取主梁質量Gq=6300 kg，代入計算得，qj=φ1q=1.1×22.05=24.26 N/cm。

3.2 小車車輪壓力分析

門架起重機的單主梁小車有2 個垂直車輪輪壓：

表1 單梁門式起重機的主要技術參數

表2 門架式起重機支腿力學性能

表3 門架起重機支腿結構尺寸值 m

其輪壓計算公式為：

式中，φ2為動力系數，φ2=1+0.01vq=1+0.01×7=1.07，取φ2=1.1；Gxc為小車重量。，式中，G0為吊具重量，由文獻[5]，選G15 的10 t 吊鉤組G0=219 kg，代入數據計算得，（1.1×2963+1.1×（8000+219）×9.8）=60 125.5 N。

3.3 小車滿載制動引起慣性力分析

門架起重機小車在制動時，其慣性力與車輪和軌道之間粘著力有很大的聯系，即：

式中，pxg為慣性力，f 為粘著系數，取f=0.15，V 為輪壓，計算得：8218.77 N。

3.4 大車制動慣性力分析

（1）主梁自重引起的慣性力計算。

在本設計中，大車車輪總數為4，主動車輪數為2，代入計算得主梁自重引起慣性力大小為：

（3）支腿自重引起慣性力計算公式：

式中，Gt為單只支腿質量：

式中，qt為支腿單位長度自重，qt=（0.7～0.9）qj=（16.98～21.83）N/cm，取qt=21 N/cm，則單只質量為：Gt=qt×（h`+H2+H3）=21×（7.18+0.4+1.2）×=1881.43 kg。代入計算得

3.5 風載荷分析

（1）加載于起升重物的風力計算為：

當Q=8 t 時，查文獻[5]，得Fω=6 m2；C=1.2，qfⅡ為工作狀態(tài)最大風壓，由文獻[5]可以最高可達（沿海），代入求得：

（2）加載于小車上的風力為：

式中，Fxc為小車迎風面積，由參照文獻[6]，得Fxc=6 m2，代入求得：

（3）加載于主梁上的風力為：

式中，Fq為主梁橫向的迎風面積，Fq=H（L+2L1）=1.22×28=34.2 m2，代入求得：CqfⅡFq=1.2×250×34.2=10 260 N。

（5）加載于支腿上的風力為：

式中，Ft=HB=7×1.675=11.73 m2，代入數據求得：

4 門架起重機支腿的靜力學性能分析

4.1 起重機門架平面內支腿內力值分析

計算門架起重機的支腿內力，需要分別在門架平面和支腿平面進行計算[3]。

（1）主梁均布自重產生的支腿內力計算。考慮安全系數，需要把門架當作無懸臂，則帶懸臂側力為：。彎矩為：MC=MD=-Hh=-5515.18×8.75=-48 257.83 N·m。

（2）滿載時小車輪壓引起的主梁內力分析①小車位于跨中引起的彎矩分析。根據小車位于跨中工況及彎矩分析，根據起重機結構，式中：a=c=8 m，k=2 m。則其側力為=22 499.95 N。其彎矩為：MC=MD=-Hh=-22499.95×8.75=-196 874.56 N·m。②小車位于懸臂端引起的內力分析。當小車位于懸臂端時，根據內力分析，其中S=3.2 m，則其側力為：

其彎矩為：MC=MD=Hh=16199.97×8.75=141 749.74 N·m。

（4）小車制動時慣性力引起的支腿內力分析。由小車制動時引起的慣性力引起的支腿內力分析，其側力值為：×（8218.77+1500+1800）=5759.39 N，其彎矩為：MC=MD=-HAh=-5759.39×8.75=-50 364 366 N·m。

根據計算，在門架平面內支腿彎矩合成值見表4。

表4 在門架平面內的支腿彎矩合成 N·m

4.2 起重機支腿平面內支腿內力值分析

考慮到當小車在支腿位置時支腿所受到的內力最大，此時作用在支腿頂部上的垂直載荷為：

式中，GC為起重機控制室重量估計值；Gct為起重機控制室梯子重估計值；Gdp為起重機電氣組件的總重，代入相應估計值得PC=168372 N，則其產生的內力值見表5。

表5 因PC載荷作用而產生的內力值

支腿所受的主梁扭矩為：Mn=G1l1+G2l2+G3l3=141 496.42 N·m，則其支反力=23 582.74 N，彎矩為：M1=V1l1=23582.74×1.2=28 299.28 N·m，M2=V2l2=23 582.74×4.8=113 197.14 N·m，M3=Mn=141 496.42 N·m。

則支腿平面內的彎矩見表6。

5 門架起重機支腿結構有限元分析

有限元分析是有限單元法在設計檢驗中的應用，通過使用有限元分析，能夠分析設計的各種特性，通過模擬檢驗產品的合理安全性，能夠大大減少設計成本、提高設計效率。通過對門架架構進行有限元分析，能夠直觀看到起重機的使用情況，檢測起重機門架的剛度、強度等力學特性。ANSYS Workbench[7-9]是ANSYS 公司發(fā)布的具有更高的可視化、集成化、參數化等特點的新型分析平臺。本次門架結構有限元靜力學分析采用ANSYS Workbench 中的靜態(tài)結構分析組件(Static Structural)進行其靜力學性能分析。

表6 支腿平面內的彎矩 N·m

圖1 支腿結構三維模型

根據門架起重機門架結構的尺寸參數來構建門架結構的三維模型，并進行了必要的簡化：對于焊接部分一律采用鋼整體結構；去掉螺栓孔之類的小孔；去掉主梁、支腿和下橫梁內部的加勁板等，將門架整體建模成為一個零件模型，門架結構模型如圖1 所示。

根據所創(chuàng)建的分析模型，賦予模型材料特性為Q235，然后通過默認的結構分析劃分方式，劃分網格，劃分網格后的起重機結構如圖2 所示。

圖2 起重機結構網格模型

根據計算的小車在懸臂端和小車在主梁跨中兩種工況載荷值，分別對起重機模型進行門架自重、小車車輪壓力、大車滿載制動引起慣性力、大車制動慣性力、風載荷壓力等載荷施加，具體施加方式見圖3 和圖4。

圖3 小車在懸臂端施加的載荷與約束

（1）小車位于懸臂端總變形分析。如圖5 所示，起重機最大變形兩在小車懸臂段，最大變形量為10.01 mm。另主梁支腿坐支腿上部變形量由測點法測得大約在5 mm 左右。支腿變形量最大部位位于左支腿頂部位置，大小為5 mm 左右，遠離小車的右支腿頂部變形量則在3 mm 左右。下橫梁變形則相對較小，左右支腿變形大小分別在0.4 mm 及0.3 mm 左右。

圖4 小車位于跨中所施加的載荷與約束

（2）小車位于跨中總變形分析。小車位于跨中時，從圖6 可以看出：主梁跨中變形最大，為6.5 mm 左右。支腿變形量在支腿頂部為2.5 mm 左右，相反支腿下部變形則在0.6 mm 左右，之所以不是支腿根部變形最大，推測原因主要是由于主梁自重和滿載小車重量對支腿產生的傾覆力矩引起。

6 總結

根據門架結構起重機結構分析及載荷計算，分別計算了各種工況下，起重機支腿的彎矩及內應力值，并根據計算結果進行了支腿結構的變形有限元分析，根據分析結果，起重機支腿結構在各種工況下，其結構變形量符合要求，并結合分析，可以在支腿結構方面進行優(yōu)化設計，計算結果及有限元分析結果，為其優(yōu)化設計提供理論依據，為門架起重機結構的輕量化設計提供設計依據。

圖6 小車在懸臂端總變形