MG80/20t-60 m双梁吊钩门式起重机技术改造分析

2018-06-02钱红飙郭晓光于业超

设备管理与维修 2018年4期

关键词：架结构门架卷筒

李超，钱红飙，李豪，郭晓光，魏兴，于业超

（1.大连益利亚工程机械有限公司，辽宁大连 116023；2.大连船舶重工集团有限公司，辽宁大连 116001）

0 引言

MG80/20t-60 m-A6双梁吊钩门式起重机，主要用于钢结构分段等物品的吊运。设备的主体门架钢结构由2根主梁、刚性支腿、挠性支腿等组成（图1）。主梁为等截面箱型结构；刚性支腿为变截面箱型结构；挠性支腿为等截面圆管结构。

图1 整机外形

根据厂内生产需要，对该设备进行技术改造：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主起升额定起重量由80 t降低到60 t，副起升额定起重量不变。

改造原则：工艺简单；制作方便；重量轻；用料少；满足其他起重机设计规范及产品标准要求。

1 技术改造方案

技术改造主要包括4个内容：①改造主起升卷筒结构，以满足起升高度即容绳量的要求；②改造主梁，以满足跨度要求；③改造刚性、挠性支腿，以满足起升高度要求；④改造附属结构及其他。

1.1 主起升卷筒技术改造方案

为了不改变小车轨距尺寸，影响主体结构，确定主起升卷筒改造方案如下：①保持卷筒原有长度和直径不变；②重新选择钢丝绳，减小卷筒绳槽节距，提高容绳量。

因此，新卷筒绳槽节距应满足式（1）要求。

式中L— 卷筒长度，mm

L1—— 卷筒端部长度，mm

L2— 固定绳需长度，mm

Lg— 中部长度，mm

Hm——起升高度，mm

m—— 滑轮倍率，m=5

D0—— 卷筒计算直径，mm（D0=D+d0=800+26=826 mm）

z1—— 固定绳安全圈数，z1=2

重新选择主起升机构钢丝绳。

（1）钢丝绳最大静拉力见式（2）。

式中PQ—— 额定起升载荷，kN（PQ=Q+Gg）

Q—— 额定起重量，t

Gg— 吊钩组重量，t

α—— 卷筒卷入支数，α=2

η0—— 滑轮组效率，取0.96

（2）钢丝绳破断拉力应满足式（3）。

式中n— 钢丝绳安全系数，n=5.6。

（3）选择钢丝绳。钢丝绳26NAT6×19W+FC1670，破断拉力Sp=373 kN＞357.3 kN。对应卷筒绳槽节距为P=29 mm＜29.7 mm，满足技术改造要求。

1.2 主梁技术改造方案

单根主梁全长64.1 m，分为两段，通过法兰连接。接头位置及形式如图2所示。

图2 改造前接头位置及形式

主梁改造方案：①将主梁从接头处断开，中间增加一段加长梁，截面与原主梁相同；②新主梁底部增加副梁，以提高主梁强度及改善主梁刚度性能。新主梁截面如图3所示。

图3 新主梁截面

1.3 刚性支腿技术改造方案

刚性支腿整体成八字形，顶部通过法兰与主梁连接，支腿结构为变截面箱型，上宽下窄。为满足25 m起升高度要求，刚性支腿需增高3 m。具体改造方案如下：①在支腿顶部与主梁底部间加节增高支腿，截面与支腿顶部相同；②增高支腿顶部与主梁用法兰连接；3底部与原支腿顶部进行焊接。改造前后刚性支腿外形对比见图4。

图4 刚性支腿改造前后外形对比

1.4 挠性支腿技术改造方案

挠性支腿整体成人字形，顶端通过柔性铰支座与主梁连接。整体由顶部A字头结构和2根钢管支腿组成，之间通过法兰连接。支腿钢管直径900 mm，内部设有加强筋，为满足25 m起升高度要求，挠性支腿需增高3 m。具体改造方案如下：①保留原顶部A字头结构待用；②切除原钢管支腿两端法兰，在原钢管支腿主体结构的基础上焊接同截面增长支腿，并重新焊接两端新法兰。改造前后挠性支腿外形对比见图5。

图5 挠性支腿改造前后外形对比

1.5 附属结构及其他技术改造方案

根据改造后的主体结构尺寸，重新调整小车轨道长度、主梁栏杆及导电架长度、小车导电滑车数量、刚性支腿梯子平台数量和重新铺设电缆，更换相关电气元件等。

2 门架主体钢结构有限元分析

2.1 载荷及组合

作用在起重机主体钢结构上的载荷主要有：自重载荷、起升载荷、惯性载荷和正常工作状态风载荷等，根据不同工况，采用载荷组合A或B进行计算。

2.2 工况描述

工况1—— 载荷组合B1：小车位于柔腿侧极限位置，满载起升，考虑大车运行机构加速度、起升载荷的动载效应和整机自重振动影响，同时沿大车运行方向施加最大工作状态风载荷。

工况2— 载荷组合B1：小车位于跨中位置，满载起升，考虑大车运行机构加速度、起升载荷的动载效应和整机自重振动影响，同时沿大车运行方向施加最大工作状态风载荷。

工况3— 载荷组合B1：小车位于刚腿侧极限位置，满载起升，考虑大车运行机构加速度、起升载荷的动载效应和整机自重振动影响，同时沿大车运行方向施加最大工作状态风载荷。

工况4：车位于跨中位置，满载悬停，只考虑小车及吊物引起的静载荷。

工况5：小车位于跨中位置，满载悬停，只考虑各部分结构的自身质量。

2.3 有限元计算

2.3.1 有限元模型

门架主体钢结构采用ANSYS有限元软件进行分析计算。其中，板材采用板壳单元SHELL63进行构建；型钢采用梁单元Beam188进行构建。模型采用自由方式划分网格，节点数为111 585，单元数为115 463。门架主结构有限元模型见图6。

2.3.2 边界条件

门架主结构约束形式如图7所示。

（1）刚性支腿。约束支承处1的平动自由度：UX（主梁方向）、UY（竖直方向）、UZ（大车运行方向）；支承处2的平动自由度：UX、UY。

（2）柔性支腿。约束支承处4的平动自由度：UX、UY、UZ；支承处 3的平动自由度：UX=20 mm（即允许有20 mm的水平位移）、UY。

2.3.3 加载

（1）自重载荷。通过施加竖直方向重力加速度由程序自动计算。考虑简化建模使结构自重有所减小，采用增大材料密度的方法对自重载荷进行补偿。

图6 门架主体结构有限元模型

图7 门架结构约束形式

（2）小车自重载荷及起升载荷。小车自重载荷及起升载荷以集中载荷（小车轮压）形式作用在相应的节点处。

（3）门架惯性载荷和风载荷。门架惯性载荷和风载荷以均布载荷形式作用在结构上。

（4）小车及吊重风载荷。小车及吊重风载荷以集中载荷形式作用于主梁相应的节点处。

2.3.4 计算结果

工况1的最大应力111.11 MPa出现在内侧柔腿与下横梁连接处（图8）；工况2的最大应力145.28 MPa，出现在主梁跨中上盖板处（图9）；工况3的最大应力127.41 MPa，出现在下横梁与大车平衡梁连接处（图10）；工况4的整机Y方向位移云图，主梁跨中最大位移为68.92mm（图11）；工况5的门架结构前四阶固有频率分别为 42 Hz，1 Hz，1.52 Hz和 2.41 Hz（图 12）。有限元分析结果汇总见表1。判断标准：

图8 工况1门架结构应力云图

图9 工况2门架结构应力云图

图10 工况3门架结构应力云图

图11 工况4门架结构位移云图

图12 工况5门架结构四阶模态图

表1 有限元计算结果汇总

（1）强度：门架主体结构材料为Q345B，厚度＜16 mm，许用应力252 MPa；

（2）静刚度：本起重机工作级别为A6，且跨度比较大，取静刚度数mm；

（3）动刚度：GB/T 30561—2014《起重机刚性桥式和门式起重机》中规定，带有驾驶室结构的垂直自振频率不应小于2 Hz，可是对于大跨度起重机而言，一般很难达到这一点。参考ISO 22986—2007等相关资料，本设备许用垂直自振频率取（1.31～1.57）Hz，水平自振频率取 0.5 Hz。

可见，改造后的门架结构满足起重机设计规范及使用要求。