大跨度门式起重机刚性支腿对结构刚度的影响分析外文文献翻译、中英文翻译、外文翻译.doc

PAGE PAGE 1 大跨度门式起重机刚性支腿对结构刚度的影响分析 官保华，甄圣威，曾庆敦 ( 华南理工大学 土木与交通学院，广东 广州 510640) 摘要: 利用有限元软件对某公司设计的 83 m 跨度 A5 型门式起重机的刚度进行分析，求得的主梁挠度超出《通用门式起重机》( GB/ T14406 － 93) 的规定，且结构产生较大的侧向位移． 通过对刚性支腿结构设计进行修改，使得主梁最大挠度下降 69. 2% ，侧向位移下降 62. 6% ． 关键词: 门式起重机; 刚性支腿; 吊车梁; 侧偏 中图分类号: TU32 文献标志码: A 文章编号: 1007-7162( 2011) 04-0083-04 随着船海工业的发展，大跨度、大吨位吊车的应用越来越广泛，以满足造船业生产的灵活性和建造大型船只时对吊装吨位的需求． 箱型梁有刚度大和抗偏扭性能好等诸多优点［1］，使之广泛运用于大跨度吊车梁中． 由于吊车梁对容许挠度有严格的规定［2 － 3］，超出此规定不但会影响吊车的正常使用，且由于主梁振幅较大，将大大降低疲劳使用寿命，所以对主梁的刚度验算显得尤为必要． 通过对文献［4 － 8］的调研发现，对门吊鲜有关于侧向刚度的研究报道，仅文献［8］提及了造船门式起重机门架反变位技术，但未进行深入的理论研究． 由于大跨度门吊多采用一刚一柔两条支腿的形式，由结构力学［9］分析可以发现，这种结构在受竖向力作用后必然会发生侧偏，这种侧偏对结构是非常不利的，这一点将在后面的论述中详细说明． 在发现设计不满足规范要求后就盲目地加大结构尺寸、提高结构刚度的做法显然是不明智的，也是不经济的，应首先考虑通过结构上的优化改造来达到预期效果． 本文通过对门式起重机刚性支腿的设计改造，在不增加建造成本，不改变门吊净空的基础上，不但使主梁的刚度满足规范要求，而且极其明显地改变了门式起重机侧偏位移较大的情况，充分说明了刚性支腿在门式起重机结构上所起的作用． 门式起重机的结构形式 本文以某公司设计的 ME150 + 110 /25 － 83A5 型门式起重机为例，设计最大起重量 200 t，主梁跨度 83 m，高达 55 m，梁高 5 m 且由双梁构成． 根据《起重机设计手册》［10］，当梁跨度大于 30 m 时，采用一个刚性支腿一个柔性支腿相结合的结构形式，可以减小因超静定产生的水平支反力，故其中一侧可设置为刚性支腿，与水平梁采用固定式连接; 另一侧设置为柔性支腿，采用球铰与主梁连接． 刚性支腿下端宽 1. 25 m，上端宽 5 m． 其结构简图如图 1 所示． 图 1 门式起重机原始设计示意图 由结构力学的分析易知，图 1 所示结构在主梁受到竖向荷载后，主梁除会产生向下挠曲以外，还会 产生向右的沿着梁轴向的侧偏． 小量的侧偏是允许的，但当侧偏较大时，不但会影响门吊的正常使用， 而且存在安全隐患，甚至可能由于倾斜过大导致门 吊的整体倾覆． 有限元模型及计算结果 本文对图 1 所示龙门吊车结构使用通用有限元软件 ANSYS，依据原设计图纸建立整体模型． 对组成梁与支腿的各板件选用 shell63 单元，各加劲肋和轨道则选用 beam188 单元． 不考虑细部的螺栓连结和外围辅助配套设施( 如栏杆、扶梯等) 对结构响，建立有限元模型如图 2 所示 图 2 龙门吊车结构的有限元模型 吊车的额定起重量为 200 t，小车分上下两部，上部小车自重 40 t，下部小车自重 45 t． 主梁钢材采用 Q345B，两支腿钢材均采用 Q235B． 通过结构力学［9］中的影响线理论求得主梁挠度的最不利载荷位置如图 3 所示． 荷载则通过计算出的轮压以集中力的形式加到轨道位置上． 下小车轮压: P1 = αβγQP1max = 1. 05 × 1. 13 × 1. 4 × 182 =302. 32( kN) ; 上小车轮压: P2 = αβγQP2max = 1. 05 × 1. 13 × 1. 4 × 175 × 2 =81. 4( kN) ． 其中，根据规范［3］，取动力系数 α = 1. 05，对于箱形结构，荷载增大系数 β = 1. 13，吊车竖向荷载分项系数γQ = 1. 4． P1max 、P2max 是下、上小车的主钩轮压． 图 3 主梁挠度最不利荷载布置图 在结构自重和吊车满载起吊的条件下，同时考 虑最不利工况，计算结果如下: 主梁最大挠度( 如图 4 所示) 为 δ = 260. 9 mm． ( 1) 主梁沿轴向的侧偏位移( 如图 5 所示) 为 U = 492. 8 mm． ( 2) 根据《通用门式起重机》( GB / T14406 － 93 ) ［2］ 第 4. 2. 8 条，起重机的静态刚性规定为: 对于 A5 型起重机，起重机的额定起重量与