論文900t提梁機主梁結(jié)構分析和有限元模型

1、900t提梁機主梁結(jié)構設計和有限元分析摘要 利用三維建模軟件 Solidworks 對900t提梁機主梁進行結(jié)構設計，并用ANSYS軟件對其進行有限元分析，其中分析內(nèi)容包括對900t提梁機主梁的靜態(tài)分析、模態(tài)分析和瞬態(tài)分析，以此驗算提梁機主梁結(jié)構的強度和剛度是否符合設計要求。關鍵字 900t提梁機主梁有限元分析靜態(tài)分析模態(tài)分析瞬態(tài)分析剛度強度1、研究背景及意義隨著社會進步的不斷發(fā)展， 生產(chǎn)技術的 不斷發(fā)提高，各施工環(huán)境對吊裝機械越來越 苛刻的要求，同時整體吊裝工程越來越普 遍，這就要求吊裝機械的起重能力、作業(yè)幅 度和高度越來越大，大型起重機的市場需求 隨之增長很快。就其功能來說，提梁機是將預制

2、好的鋼 筋混凝土梁段吊裝到預定的位置上。由于它必須受到現(xiàn)場地勢情況、梁片重量以及相鄰 橋墩的跨度等多方面因素的影響，因而造就了提梁機在設計和施工上的難度。針對不同的工作環(huán)境，就需要有滿足相應生產(chǎn)條件的 架橋機，這不僅是行業(yè)上的一大挑戰(zhàn)，同時也使得各種各樣的提梁機應運而生。國內(nèi)大型吊裝用起重設備已由過去單 一的抱桿方式，逐步擴大發(fā)展成為以高性 能、更安全可靠的大型移動式起重機為核心 的吊裝設備。而且大型移動式起重機機動性 和作業(yè)靈活性等特點也深受業(yè)內(nèi)的青睞。除此以外，浮式起重機和龍門起重機也都擔負 著海上和造船用大型吊裝工作。其中，用于 海上吊裝的浮式起重機國內(nèi)最大噸位已達 到38000kN,適

3、于固定場合吊裝的龍門起重 機最大噸位為9000kN。常用的大型移動式起 重機主要有輪式起重機和履帶起重機，國內(nèi)在這方面正逐步向大噸位發(fā)展。發(fā)達國家早在20世紀70年代就已生產(chǎn)制造和廣泛使用 大型移動式起重機，而且仍在不斷研究新技 術和新結(jié)構，向更大噸位挑戰(zhàn)。2、國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀國內(nèi)履帶起重機和輪式起重機的開發(fā) 能力還主要處于中小噸位級別。從產(chǎn)品規(guī) 模、噸位大小和可靠性方面與國外還是有一 定差距，這需要我們在不斷消化吸收國外先 進技術的基礎上， 立足于國際化配套， 更快 地提升產(chǎn)品質(zhì)量和性能，擴大生產(chǎn)規(guī)模。在國外，吊裝業(yè)已非常成熟與完善，其 吊裝用起重機已得到了長足發(fā)展。目前工程起重機的設計與制造

4、主要集中在德國、美國和日本。國外公司產(chǎn)品型譜的覆蓋面很大， 且非常細致，產(chǎn)品都很適應市場需求。3、提梁機結(jié)構簡單介紹900t提梁機用于 32m 25m 20m的吊梁 的起吊運輸，其結(jié)構如下圖1所示，提梁機 采用雙門型結(jié)構，滿足運梁車縱向從提梁機 下穿行要求，裝車時不受運梁車長度限制。 提梁機采用輪軌式，可以在縱、橫向軌道上走行，在預定轉(zhuǎn)向位置完成 90轉(zhuǎn)向，滿足提升、搬運預制場所有梁體的要求。圖1提梁機結(jié)構組成1-主梁2-枕梁3-支腿4-梯形梁5-主梁連接桿6-端部滑 輪梁4、提梁機主梁結(jié)構參數(shù)提梁機主梁橫跨度 40m寬有6m,額定 載重900t，卷揚機提拉速度最高位 1.5m/min，提梁機

5、最大走行速度 2Km/h,起 重小車占梁寬度為 2.5m，卷揚機占梁寬度為1.5m，吊梁最重 900t，長為 32m 25m 20m, 空載最大風力極限 11級，滿載最大風力極 限6級。5、提梁機主梁有限元模型有限元分析采用 SOLIDWORK對提梁機 進行三維實體建模，再導入ANSYS進行有限 元計算，計算過程中模型各個部分均與實際 設備相對應，簡化掉梁上的走道和小車，把 簡化掉的部分轉(zhuǎn)化為載荷加載在主梁上，對于梁上的圓角圓孔倒角簡化，以便于ANSYS分析。有限元網(wǎng)格劃分：單元類型選擇為SOLID 10 NODE 187，全局單元尺寸為 1m 采用自由映射網(wǎng)格劃分，節(jié)點數(shù)為 23255， 單

6、元數(shù)為12048。提梁機主框架金屬結(jié)構主材為Q345C彈性模量E =2.06 105MPa ，密度為 7850Kg/m3,泊松比為0.3，屈服極限345Pa, 許用應力259Pa,安全系數(shù)1.33。建立的有限元網(wǎng)格劃分模型圖，如圖2所示。3玄忙：圖2有限元網(wǎng)格劃分模型圖&提梁機主梁靜力學分析提梁機主梁靜力分析主要要考慮提梁 機主梁自重、起重小車重量、滑輪組重量、 卷揚機重量以及其他在 ANSYST限元網(wǎng)格劃 分模型中忽略的部分重量，還有風力載荷。提梁機主梁自重根據(jù)自定義 ANSYS的 重力加速度后軟件自動加載有限元模型上， 兩組起重小車、定滑輪組等共重2X15t按集 中荷載施加在主梁上

7、的起重小車所占主梁 表面面積2 X 2.5 X 1.5血2所在的節(jié)點上，卷 揚機組件共重2X15t按集中荷載施加在主梁 端部表面面積 2X 1.5 X 1.5血2所在的節(jié)點 上，其他組件2t按集中荷載施加在主梁上 整個表面上，在右端面以面載荷的方式加載 風力載荷，在主梁兩端底部底面面積 2X 1.5 X 2.5怦的位置加載全局約束。同時只有當兩起重小車位于主梁中部 處，主梁空載時形變才會最大，有最大位移 和最大節(jié)點應力。如下圖3所示為提梁機主梁空載時的受 力情況，圖4所示為提梁機主梁有限元模型 空載時約束和載荷。耳他組件栽荷FG二二二起垂小車和定滑輪組載荷氏巻揚機載荷F3卷揚機趣荷FJ圖3提梁

8、機主梁空載時的受力情況圖4提梁機主梁空載時約束和載荷當網(wǎng)格劃分完后，進行加載求解，并查 看結(jié)果如下，圖5所示為主梁變形圖，圖 6 所示為主梁節(jié)點應力圖，可以從中知道在本 文提梁機主梁模型參數(shù)下，最大位移為 8.231mm,該點處于主梁下表面的最中間的 線上，節(jié)點最大應力為94.6MPa，也處于主梁下表面最中間的直線上。由于這兩個主梁 所選用材料的材質(zhì)均為Q345C而Q345C的屈服極限為345MPa故此提梁機的支柱在作 業(yè)過程中是安全可靠的。OISJI Jj-TUjCT圖5提梁機主梁有限元模型空載時變形圖尢沁K LOT DM.L'12+OE_9»E-IE-13IC-3S. I

9、4ECT2圖6提梁機主梁空載時節(jié)點應力圖7、提梁機主梁模態(tài)分析模態(tài)是機械結(jié)構的固有振動特性，每一個模態(tài)具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài) 振型。結(jié)構模態(tài)是由結(jié)構自身的特性與材料 特性所決定的，與外載荷等條件無關。模態(tài)分析是研究結(jié)構動力特性的一種 方法，它可以用來確定結(jié)構的振動特性，即:固有頻率和振型，而結(jié)構的固有頻率和振型 是承受動態(tài)載荷結(jié)構設計中的重要參數(shù)。同時，模態(tài)分析也可以作為其他動力學分析問 題的出發(fā)點，比如：瞬態(tài)動力學分析、諧響 應分析和譜分析。本文分析的提梁機有限元模型節(jié)點總 數(shù)為23255，對于這樣具有幾萬個自由度的 系統(tǒng)，若求出其全部的固有頻率和振型向量 是非常困難的。由振動理論

10、可知，在結(jié)構的振動過程中起主要作用的是較低階固有頻 率所對應的振型，較高頻率所對應的振型在 振動過程中對結(jié)構的振動影響較小，并且由于結(jié)構中阻尼的存在， 高頻所對應的振型將 迅速衰減。結(jié)構的固有頻率有無窮多個，但真正影響提梁機動態(tài)性能的頻率多集中在前幾階。 因此，在進行模態(tài)分析時，選取提梁機結(jié)構 的前五階固有頻率分析，且前五階主振型圖 圖7圖11如下所示，提梁機第一至五階固 有頻率及振型見表 1。表一提梁機第一至五階固有頻率及振型階次頻率(Hz)振型16.0123整機在YZ平面內(nèi)擺動211.324整機呈現(xiàn)彎曲振動形式313.904整機呈現(xiàn)彎扭組合彈性振動形式420.546整機繞X軸扭轉(zhuǎn)521.3

11、38整機在XZ平面內(nèi)擺動圖7第一階固有頻率振型變形圖圖8第二階固有頻率振型變形圖圖9第三階固有頻率振型變形圖.CDL2J7idC-lhN圖10第四階固有頻率振型變形圖圖11第五階固有頻率振型變形圖綜合以上分析結(jié)果可知：該提梁機的一 階固有頻率為6.0123Hz，二階固有頻率為11.324Hz，三階固有頻率為 13.904Hz，四階 固有頻率為20.546Hz，五階固有頻率為21.338Hz，對應的每分鐘的振動次數(shù)為361次、679 次、834 次、1233 次、1280 次。在吊梁的過程中，起重小車的起升速度 為1.5m/min,動滑輪組4門，卷筒直徑0.5m, 所以轉(zhuǎn)一周的時間為 62.83

12、2s,產(chǎn)生的激振 頻率為0.0159Hz,它遠小于架橋機主梁結(jié)構的第一階固有頻率；另外，在吊梁拖拉前行 的過程中，起重小車的走行速度為2Km/h,輪的直徑約為 0.3m,所以輪轉(zhuǎn)一周的時間為 1.6964s,產(chǎn)生的激振頻率為 0.5895Hz,此頻 率也遠小于架橋機的一階固有頻率。因此，在架橋機工作的過程中 ，架橋機 主梁結(jié)構受到的激振頻率均較小，所以一般 不會發(fā)生共振。8、提梁機主梁瞬態(tài)動力學分析在工程實際中，許多結(jié)構常常受到隨時 間變化的動載荷作用。當受到的動載荷并不 顯著，按其大小似乎也可以忽略不計，但由于作用力的頻率與結(jié)構的某一固有頻率相 接近，導致結(jié)構也會受到顯著的影響，在結(jié)構的內(nèi)部

13、會產(chǎn)生很大的動應力，以致使結(jié)構發(fā)生破壞或者產(chǎn)生不允許的變形。因此，在工程的設計和研究階段，必須對可能受到的動載荷的結(jié)構進行動力學分 析，此時如果只做靜力學分析就顯得遠遠不 夠。結(jié)合900t架橋機主梁結(jié)構在架梁作業(yè) 過程中的實際工況分析，主梁結(jié)構所受到的動載荷主要是突加載荷和移動載荷，這兩類動載荷所對應的都是結(jié)構動力學分析中的 瞬態(tài)動力學分析。而本文選擇只對900t架提梁機主梁結(jié)構進行突加載荷分析。與靜態(tài)載荷相比，只有少許不同，起重 小車加載位置改變和加有吊梁重量，如下圖12所示為提梁機主梁突加載荷時的受力情 況簡圖。單邊主梁一端在加載的第一階段的 1秒時間內(nèi)，900t提梁機的主梁結(jié)構所受的 壓

14、力呈坡度遞增：單邊主梁一端在完全起吊 瞬間，此壓力達到最大值經(jīng)計算，其大小約為240t ；當梁在完全起吊后，處于吊升階段 中時，900t提梁機主梁結(jié)構所受的壓力將保 持不變，圖13所示為單邊主梁一端的突加 載荷情況，圖14所示為提梁機主梁滿載時 約束和載荷圖，圖15所示為提梁機主梁上 表面幾何中心處節(jié)點變形位移曲線，圖 16 所示為提梁機主梁完全加載時形變圖， 圖17 提梁機主梁完全加載時節(jié)點應力云圖。囪直小車專揚枷軟荷門組就單"券揚機載侖F1起重小車 和定滑輪的束畝荷Fl釣束載荷F2圖12提梁機主梁突加載荷時的受力情況動態(tài)載荷F*10D0*9.8Kg/(s*s)圖14提梁機主梁滿載

15、時約束和載荷圖圖15提梁機主梁上表面幾何中心處節(jié)點變形位移曲線吊咼，動滑輪 吊只、動滑輪詛和吊®G1自重g 組和吊叱圖16提梁機主梁完全加載時形變圖圖17提梁機主梁完全加載時節(jié)點應力云圖圖15,橫坐標表示時間，縱坐標表示變 形位移值?？梢钥闯?，該節(jié)點變形位移值的 大小在01秒的時間內(nèi)，近似呈坡度遞增 ； 在111秒的時間內(nèi)，節(jié)點位移值在大小的 變化上趨于平緩，波動很小。說明，當起重 小車吊梁瞬間的01秒時間內(nèi)，提梁機的主 梁結(jié)構內(nèi)部產(chǎn)生的變形量變化很大，呈上升圖18改進后提梁機主梁完全加載時節(jié)點應力云圖趨勢，而在111秒的吊梁上升的過程中， 此時提梁機主梁結(jié)構內(nèi)部所產(chǎn)生的變形量 無明

16、顯的波動變化，最大變形量為 92.789mm,最大應力值為 1710MPa遠遠大于 材料Q345C的屈服極限，因此對主梁進行改 進，主要是加大主梁橫截面積， 擴大近2倍， 圖18所示為改進后的提梁機主梁完全加載 時的節(jié)點應云圖，此時最大節(jié)點應力為 25.7MPa，小于材料 Q345C的屈服極限 345MPa因此改進后的模型更符合要求。9、結(jié)果分析從中提梁機主梁靜態(tài)分析結(jié)果可知，最大位移為8.231mm,節(jié)點最大應力為 94.6MPa,小于Q345C的屈服極限為 345MPa 故此提梁機的支柱在作業(yè)過程中是安全可 靠的。從提梁機主梁模態(tài)分析結(jié)果可知， 在結(jié) 構的振動過程中起主要作用的是較低階固 有頻率所對應的振型：一階固有頻率為 6.0123Hz，二階固有頻率為 11.324Hz，三階 固有頻率為13.904Hz，四階固有頻率為20.546Hz，五階固有頻率為 21.338Hz。參考 起重機設計手冊可知， 對于門式起重機小車 位于跨中時垂直方向滿載固有頻率應不低 于1Hz,該提梁機在垂直方向的固有頻率是 6.0123Hz，說明其動態(tài)振動滿足要求。從提梁機主梁瞬態(tài)分析結(jié)果可知， 提梁 機主梁結(jié)構內(nèi)部所產(chǎn)生的最大變形量為 92.789mm,相對而言對提梁機施工的進程和 精