某门座起重机大车平衡梁局部起鼓变形的有限元分析

某门座起重机大车平衡梁局部起鼓变形的有限元分析

褚悦

中船第九设计研究院工程有限公司  上海市杨浦区 200000

摘要：介绍了某门座起重机行走机构大平衡梁结构出现的局部起鼓变形情况，应用有限元软件Ansys对平衡梁结构进行三维计算与分析，制定平衡梁结构的加强修护方案，并对优化后的方案进行有限元分析，论证加强结构的有效性。

关键词：门座式起重机；平衡梁；起鼓变形；有限元分析

一、前言

近年来，随着我国船舶业的蓬勃发展，门座起重机作为重要的装卸设备，在现代港口及船厂具有广泛的应用。由于其使用频繁，且常年在露天或恶劣天气条件下工作，载荷工况复杂多变，极易引发变形及疲劳问题。大车平衡梁作为起重机行走机构的重要部件，通过铰接的形式连接台车与主结构，起着支撑整机结构质量、传递轮压等重要作用，其结构与强度将直接影响门机的正常使用，因此对平衡梁结构变形的分析十分重要。本文对某船厂一台门座起重机大车平衡梁结构起鼓变形维修进行过分析，通过结构受力分析，来判断起鼓变形原因，并根据计算分析结果制定相应的加强修护复方案，论证其对结构的有效性。

二、平衡梁受力情况及起鼓变形部位

该门座式起重机额定起重量为75t，整机自重1335t，轨距12m，基距17m，海陆侧共布置4组大车行走机构，每组设大平衡梁一组，中平衡梁(I)1组，中平衡梁(II)3组，小平衡梁3组，车轮9只。平衡梁钢结构采用Q345B焊接而成，如图一所示。平衡梁所受垂直方向力主要由整机自重与工作载荷引起，水平方向力主要由工作时的惯性力及风载荷引起[1] 。

图1 行走机构示意图

在日常检修中，发现在中平衡梁与小平衡梁连接铰点处发生起鼓变形，主要集中在中平衡梁腹板拐角处至重磅板焊缝上部，起鼓变形处圆弧的长度约为280mm，宽度约为200mm，起鼓最大处的高度约为46mm。具体图变形情况见图二。

图2 起鼓变形区域示意图

该门座起重机平衡梁与上部钢结构门架链接均是铰接结构，受力明确。起重机在静载时 主要承受起重机自重带来的压应力；在工作状态下，由于小车在满载运行过程中的频繁起 、制动以及吊钩吊重的起升动载荷，使平衡梁受到了交变弯曲应力的作用 。根据平衡梁受力情况，此处平衡梁起鼓变形主要由垂直方向的挤压变形和水平方向局部弯曲应力叠加而产生。由于此处受力复杂，静强度计算难以准确计算局部的应力集中情况，本案例采用有限元分析工具，通过Creo进行三维建模，后将模型导入Ansys进行有限元计算。

三、平衡梁有限元计算与分析

1、平衡梁有限元模型与加载

运用Ansys进行应力分析时，为保证结构受力与当前使用情况一致，在Creo中参照起鼓变形后的结构进行建模。并且为了求解精度与单元质量的准确，建模时对平衡梁进行了适当的简化。将Creo中的实体模型整体导入采Ansys，在划分网格时，采用映射分网规则划分六面体网格，考虑到计算的准确性，在起鼓变形的圆弧区域，将网格着重细化，如图3所示。设置单元类型为Solid45，共有94649个单元与173546节点。

图3 网格划分示意图

设置加载条件时，将大平衡梁腹板处固定约束，并约束销轴连接处两圆孔周围节点的径向位移和轴向位移。按照小车满载并处于最不利位置的工况条件施加载荷[2]，经过计算，在中间圆孔下表面施加16000N 的垂直力以及2500N的水平力。

2、应力计算结果与分析

经计算，如图4所示，平衡梁腹板起鼓变形区域应力集中现象明显，在鼓包处的最高点应力最大值为 400 MPa；腹板应力最大值显示在重磅板上边缘与腹板交接的焊缝处，其应力值达到401MPa。除去应力集中后，平衡梁最大应力约 200 MPa。虽然平衡梁整体应力在设计范围内，但最大理论应力值已超出材料屈服极限 345 MPa，。

图4 平衡梁起鼓变形应力云图

起重机大车平衡梁的箱型截面钢结构是由翼缘板与腹板焊接而成的，其中加有纵向助板支撑，其中翼缘板板厚为16mm，腹板板厚为14mm，整板在下料 、焊接等制造过程中不可避免地存在初挠度。腹板在受力过程中为受压板，由于初挠度的存在，腹板在起始状态时弯曲应力集中在腹板中心点，此时腹板的屈服点便在板的中心点。随着载荷的不断增加，当中心点区域处的最大应力达到屈服极限时，该区域的材料首先屈服，应力暂时不再增大。此时如载荷继续增加，该板屈服点区域变向四周扩散，由腹板上两侧边尚未屈服的材料继续承载，并且承受更大的载荷，所增加的应力将按线性情况进行分配，从而使得腹板上的应力分散。

这个应力重新分布的过程，虽然可以使材料受力趋于平均，但随着腹板两侧受力增加，使得腹板松弛，从而引起初挠度的增加，腹板中心塑性区域扩大，当载荷无法传递时，便会引起腹板材料产生的进一步屈曲变形。由于各级平衡梁之间是铰接结构，腹板截面存在拐角，并且铰轴连接处焊有重磅板，因此在腹板应力分散的过程中，突变的结构与焊缝破坏了腹板的几何连续性，使得载荷在腹板弯曲处至重磅板焊缝处产生了较大的应力集中。并且在工作过程中，频繁的起、制动引起的交变弯曲应力反复施加在腹板上，使得腹板应力超过了材料的屈服极限，从而在平衡梁腹板拐角处产生起鼓变形。因此，为了解决平衡梁腹板起鼓变形问题，杜绝更大的安全生产隐患，关键在于改善腹板拐角处的应力集中问题，增强平衡梁结构强度。

四、平衡梁修复设计及计算

1、平衡梁修复设计

首先对于平衡梁腹板与重磅板连接处的应力集中现象，使用MT探伤检测平衡梁腹板与重磅板连接处的焊缝质量[3]，若经检测，平衡梁腹板与重磅板连接处外部存在细小焊缝裂纹，则应将裂纹区域打磨光滑，同时检测是否有深层次的裂纹存在，若没有裂纹，则修补焊缝并保证焊缝圆滑过渡。若平衡梁腹板处有开裂的焊缝，则应用碳弧气刨方法清理开裂处缺陷及裂纹周边50mm的区域。碳刨前将清理区域进行预热，预热温度不低于65℃。碳刨结束后，应再次进行探伤以确定完全清除缺陷，并将其打磨成适合焊接的U型坡口，打磨后补焊。补焊后对修补区域进行后热处理，保证返修焊接后的表面与相邻表面平滑过渡。在焊缝冷却到环境温度后，对补焊区域进行MT 探伤以确保无缺陷产生。

平衡梁腹板与重磅板连接处焊缝检测修复完成之后，将会适度改善该处的应力集中现象，但并未从根本上解决局部应力过大而导致起鼓变形的问题，因此需要进一步加强该区域的结构强度。对于已经投入生产任务的门座机，出于经济成本和工艺要求的限制，当下无法通过增加平衡梁的板厚或改变腹板结构来提高平衡梁的强度；并且由于平衡梁为封闭狭小的箱体，在其内部加强工艺操作较复杂，因此此次选择在平衡梁腹板钢结构的外侧增加一块长100mm的补强板，并在补强板的上下方分别均匀增加三块肋板，如图5所示，以此来降低平衡梁腹板截面突变水平和应力集中程度，在可操作性良好的基础上保证今后的使用性能。为了验证平衡梁修复方案的有效性，将Creo中建立的修复模型导入Ansys进行进一步分析。

图5 平衡梁修复模型图

2、平衡梁修复有限元模型与加载

将Creo中的实体模型整体导入采Ansys，在划分网格时，采用映射分网规则划分六面体网格，在起鼓变形的圆弧区域将网格细化，设置单元类型为Solid45，共有97712个单元与184345节点。依照上述同样条件约束与加载，得到的计算结果如图六所示。

图6 平衡梁修复模型应力云图

由图6可以看出，修复后的平衡梁腹板应力最大值仍然在重磅板上边缘与腹板交接的焊缝处，其应力值降低至269 MPa，仅为修复前应力的67%；平衡梁腹板起鼓变形区域仍然存在应力集中现象，在鼓包处的最高点应力最大值降低至220MPa，仅为修复前应力的55%。除去应力集中后，平衡梁最大应力约为150MPa。平衡梁整体应力下降明显，已符合设计范围。

计算结果表明， 修补方案是安全可靠的，新增的补强板可以将原先通过焊缝传递到结构上的力部分转移到补强板上，再通过补强板传递到腹板，改变了载荷的传递路径，分散了原先腹板起鼓变形及焊缝处的载荷，使得修复后的平衡梁结构的受力情况得到有效的改善，减小了应力集中。此外平衡梁重磅圈局部区域的总应力水平大大降低，也有利于钢结构疲劳强度的提高，防止出现裂纹等缺陷。

五、总结

大车平衡梁作为起重机行走机构的重要部件，对起重机的正常使用和使用安全十分重要。在起重机使用的过程中，由于其自身设计不合理或使用不规范等原因出现起鼓变形问题，影响平衡梁的性能，进而影响到起重机行走机构的正常使用。因此在行走机构的设计阶段，尽量加强对结构强度及疲劳的考虑，保证设计的合理性。同时在制造过程中严控制造工艺与质量，针对平衡梁起鼓变形问题的具体原因，进行有效的预防和控制，减少起鼓变形问题的发生，有效保证起重设备的使用质量和安全。

参考文献

[1] 成大先．机械设计手册．北京：化学工业出版社，2002．

[2] 张质文，虞和谦，王金诺，等．起重机设计手册．北京：中国铁道出版社，2001．

[3] 陈瑞锦. 浅析轮胎吊大车平衡梁开裂成因及防控[J]. 电气传,2016,46(11):69-71.