三角桁架門式起重機結構的計算及測試分析

曹 明，胡靜波

（南京市特種設備安全監督檢驗研究院，江蘇 南京 210019）

起重機屬于機電類特種設備，廣泛用于交通、電力、建筑、港口等生產流通領域。門式起重機是起重機中最常見的型式之一，包括金屬結構、運動機構、電氣系統和安全保護裝置等部分。其中金屬結構一般占整機重量的70%以上，起到支撐整機和承載吊重的雙重作用。

一直以來，對起重機金屬結構安全性的計算、評價和研究都是業內關注的重點。傳統上，對于起重機金屬結構的設計計算是采用材料力學理論計算方法，但其中會有很多經驗公式和簡化算法可能會導致計算結果與實際情況的差別。近年來，隨著計算機和仿真技術的發展，計算機有限元越來越多的應用在起重機金屬結構的計算中。該方法可建立起重機的實際模型，通過設置不同的邊界條件和載荷分布獲得起重機的應力分布情況。但在使用這種方法時，考慮到計算機的算力問題，也會對模型進行一定程度的簡化，同時邊界約束條件的設定是否正確也直接影響計算結果的正確性。檢驗機構在對金屬結構進行評估時，一般會采用現場應力測試，以電測法為主，通過在金屬結構上貼應變片后現場加載的方式，可獲得貼片位置結構的實際應力值，但該方法存在現場貼片難度大以及測點選擇的隨機性等問題。本文將這3種方式同時應用于金屬結構的計算與分析中，并對其結果進行驗證和比對。

門式起重機主梁類型分為箱型、桁架和型鋼等3種型式。桁架結構具有良好的穩定性和較小的迎風面積，通常用于露天施工現場。本文選取MQ50-32A3型桁架式門式起重機為分析對象，其額定起重量為50t，跨度為32m，工作級別為A3，材質為Q235B。

1 材料力學計算

該起重機的主要參數如下：

起重量：PQ=50t；

大車跨度：L=32m；

小車自重：PXC=5000kg；

主梁自重：PZL=12580.5×2=25161kg；

桁架全高度：H=2315mm。

1.1 主梁截面特性

主梁截面如圖1所示，根據此圖紙尺寸計算主梁截面特性。

截面總慣性矩為：Ix=Ix1+Ix2+Ix3=2379696.87cm4；Iy=Iy1+Iy2+Iy3=257944.94cm4。

1.2 強度計算

計算小車在跨中吊起額定載荷的工況，對此時上弦桿、下弦桿和腹桿上各自的跨中部位即最大受力處進行分析。

圖1 桁架截面

（1）上弦桿。

（2）下弦桿。

最大受拉處結構強度

（3）斜腹桿。

2 有限元計算

2.1 模型建立

該起重機的主梁和支腿間采用高強度螺栓連接，為方便模擬計算，建模時可簡化為剛性連接。主梁托架與支腿、支腿與拉桿、支腿與穩定桿之間的連接通過圓柱銷連接，在建模時將圓柱銷連接簡化為剛性連接。按照起重機實際尺寸在有限元分析軟件ANSYS中建立幾何模型。

根據結構類型的不同，在軟件中采用不同的網格劃分方式：采用Sweep方式對起重機的上弦桿、腹桿以及小車軌道進行網格劃分；采用hex-dominant方式對下弦桿、主梁托架、主支腿進行網格劃分；對其他零部件選擇自由方式劃分。對于不同位置的零部件調節網格尺寸大小，最終劃分后的網格模型包含2244880個節點、755760個單元，如圖2所示。

2.2 邊界條件及加載

按照Q235的常規屬性進行材料設置：密度為7.85×103kg/m3，彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.3。該起重機的主梁兩端與支腿通過高強度螺栓連接，在有限元分析的建模階段已經被簡化為剛性連接，不需要再額外進行約束。在靜剛度測試過程中，大車機構處于靜止狀態，在分析時可在大車車輪處施加不同的約束。在試驗過程中，理論上大車車輪與軌道應當始終保持接觸，因此固定約束所有車輪的重力方向自由度和沿軌道方向的自由度，約束一邊支腿2個車輪垂直于軌道方向的自由度，另一邊支腿不應約束該自由度。

因為在起重機靜力試驗時沒有考慮到風載和振動等特殊載荷，因此在模擬仿真時也只需要考慮包括起重機自重載荷和額定載荷在內的常規載荷即可。主梁及附件自身質量作為自重載荷處理，小車質量和起吊的額定載荷一起作為集中載荷加載在小車的4個車輪處。

2.3 強度計算結果

考慮小車在跨中起吊額定載荷工況，計算后的整機Von Mises應力分布如圖3所示，從該圖可以主梁上弦桿以及下弦桿應力分布比較均勻，在跨中及附近位置應力比較大。主梁跨中上弦桿局部應力分布如圖4所示，從圖中可見除輪壓處最大應力為146MPa外，其他應力都分布在100MPa左右；跨中下弦桿局部應力分布如圖5所示。從圖中可見，最大受拉處的應力為106MPa。

3 應力測試

采用電測法進行起重機現場應力測試。該結構為桁架結構，主應力方向明確，貼片方式采用沿主應力方向貼單片應變片。參考理論計算和有限元分析結果確定17個測點，測點分布如圖6所示。

圖4 主梁跨中上弦桿局部應力云圖

圖5 主梁跨中下弦桿應力云圖

圖6 桁架應力測試測點分布圖

應力測試選用靜態應變測試儀作為測試儀器，采樣頻率為1s。電測法應力測試獲得的應力為工作應力，因此需要盡量避免小車自重的影響。在測試過程中，首先將起重小車停在主梁端部，調整測試儀器，記錄應變片空載狀態下的讀數；接著將起重小車開至跨中部位，起吊額定載荷，待數據穩定后，記錄額載跨中時應變片讀數。選取跨中部分測點的測試結果見表1。其中結構應力值為測試應力值加上結構自重應力的結果，結構自重應力可從有限元分析獲得。負數代表測點受到壓應力，正數代表測點受到拉應力。

表1 部分測點靜態應力測試結果

4 比較分析

根據起重機械設計規范，金屬結構的安全系數為1.48。該起重機的金屬結構材質為Q235B，其屈服極限為235MPa，則結構的最大許用應力應為158.8MPa。假定應力測試選點的測點1—測點4分別為理論計算和有限元計算中上下弦桿的最大應力點，則結構的允許值、材料力學計算、有限元分析和現場應力測試結果比較如圖7所示。

圖7 3種方法各位置應力比較

從圖7可以看出，材料力學計算方法的保守程度最大，現場應力測試結果相對偏小。以下弦桿受拉位置即測點3為例，材料力學計算結果為132MPa，有限元計算結果為107MPa，而現場應力測試結果為82.4MPa，應力測試與材料力學計算差值達37.5%。

材料力學的計算結果偏大是由于使用了較多的保守經驗公式和簡化方法，使得計算結果可能與現實情況有一定的偏差。計算結果偏于安全，這在設計中是完全可以接受的，但同時也有可能會造成一定的材料浪費。有限元計算結果與材料力學方法的結果偏差可能來源于模型的簡化程度和網格劃分的合理性，現場應力測試數據偏小可能是由于現場貼片的位置和角度與理論有所偏差。相對來說，有限元計算結果更接近結構現場的現實情況。

5 結束語

本文以材料力學方法、有限元分析和現場應力測試的方法對同一桁架門式起重機的金屬結構進行了分析。通過3種方法結果的比較可知，有限元模擬分析方法對起重機金屬結構進行計算更快捷和方便，但同時也應當采用理論計算和現場測試的方法對有限元分析方法的結果進行驗證。本文的分析過程和結論可為同類型起重機金屬結構的設計、檢測和安全評估提供新的思路和途徑。