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1 引言
造船龙门起重机上小车车架是支承和安装起升机构和运行机构的机架，是小车上诸多机构的安装基座。在设计时，要求足够的强度和具有一定的刚度，重量轻，制造安装方便。因它是重量较大的一个部件，所以在保证强度、刚度足够的前提下，提高小车架设计计算的准确性，充分挖掘其潜在的承载能力，不但可以减轻小车架的自重、降低小车轮压，而且可以减轻桥架负载、节约钢材方面和改善整台起重机的使用性能具有一定的意义。过去我国设计计算小车架，均将其简化为纵、横简支梁的计算模型，用材料力学原理进行计算，并采用较大的安全系数以确保安全使用。但近年来我国引进的起重机中，一些新产品的小车架几乎可以比我国重量轻一半，表明我国的产品过于保守，有必要采用新设计办法减轻小车架的自重。
小车架的型式有铸造的、铆接的和焊接的三种。铸造的小车架特点是，在铸造的同时轴承座和减速器的箱壳都铸成一体。其具有架子坚固、孔的制造精确，工作时轴承座不易移动和变位等优点，但铸造和加工比较麻烦，重量较重，应用较少。铆接的小车架重量较轻，曾被采用，近年来随着焊接工艺的发展被焊接车架所替代。
焊接的车架由型钢(槽钢、工字钢、角钢)和钢板焊接而成，对于小起重量的起重机小车由型钢焊接而成；对于大起重量的起重机，全用钢板焊接而成。型钢刚度较好，但受尺寸规格数量的限制，起重机小车多用钢板焊接而成。近年来，为了减少焊接工作量，在车架中采用一部分钢板冲压成型的构件来代替焊接构件，使车架的重量减轻，制造更加方便。
制造小车架所用的型钢和钢板一般为Q235B和Q345B。采用高强度的钢材制造小车架，虽然可以减轻重量，但因此而过分降低小车架的刚度会影响到其上各种机构传动的工作性能。根据国内各种大型造船龙门起重机设计经验表明，小车每减重1吨，龙门起重机主梁自重将降低10吨左右，因此合理优化小车架结构对起重机整机减重有着至关重要的意义。起重机小车的最大轮压是一个重要的性能参数，轮压分布不但影响小车的工作平稳性，而且影响小车车轮寿命和桥架设计。按照轮压分配进行小车的布置设计是有实用价值的。
2 小车架的结构
造船龙门起重机的上小车架是承受空间力系作用的平面框架，图1上小车起升机构及排绳装置布置，图2造船龙门起重机上小车车架结构。 （图片）
图1 上小车起升机构及排绳装置布置 （图片）
图2 造船龙门起重机上小车车架结构 机械结构对所承受载荷的响应外部表现形式为应力和变形，而这种响应取决于其构成材料。利用ANSYS进行分析，必须指明结构所用材料的属性，可以从材质库中选择材料，也可手动输入属性值。上小车车架的材料均为Q345B，其属性值如下：
（图片） 3 小车架有限元模型的建立及网格划分
小车架划分网格后的模型（图3网格划分模型）选择的单元类型为Shell63，此单元由4各节点组成，每个节点具有X、Y、Z位移自由度和X、Y、Z旋转方向自由度，共6个自由度，可以较真实的反应上小车车架结构的实际承载状况。对整个小车架结构几何模型的规则面采用自由网格划分，选择适当的单元尺寸，同时对小车架平衡梁和滑轮支座处做相关处理，为了得到较为准确的计算结果，网格划分为规则的四边形。整个模型划分的单元数为50483个，节点数为48574个。对左边支腿销轴连接处施加全约束，即约束2个支撑面X、Y、Z方向的平移自由度和X、Y、Z方向的旋转自由度；右边支腿销轴连接处施加局部约束，即约束2个圆柱面部分节点Z方向的平移自由度。贴板开孔代替销轴耳板孔。假设轴刚度很大，贴板位于销轴孔处节点的径向位移受到约束，平衡梁轴只能自由转动，受钢轨及轮轨摩擦力的约束，车轮只沿钢轨方向运动，有限元模型在位于销轴孔处节点的轴向位移受到约束，位移为零。（图片）
图3 网格划分模型 4 静态载荷及约束条件的施加
该起重机在船厂露天使用，承受风载，当起重机工作时，由于结构的振动，自重载荷有动载效应。根据分析，自重载荷的垂直动载效应主要发生在以下两种工况所激发的振动过程中，其一是起升质量离地起升或下降制动时所激发的振动过程；其二是起重机或起重机的部分装置经轨道接头处所激发的振动过程。该工况下小车架受的外载荷分四部分：
(1) 自重载荷G
自重载荷包括小车架金属结构自重、及其上的机构自重、电器设备。由自重载荷及其相应的惯性载荷和动载效应所造成的机构的内应力在总的内应力中所占的比重是相当可观的，因此自重载荷的正确确定对确保设计质量和产品安全具有重要意义。实腹式梁构件的自重一般作为沿全长的均布载荷处理；机械和电气设备的自重作为作用在其安装部位处的集中载荷处理。
(2) 起升载荷Q
小车起升载荷为额定起重量100t、吊钩自重3.4t及钢丝绳悬垂段产生的重力。考虑起升载荷动载效应，应乘以起升冲击系数φ1或起升动载系数φ2。
① 起升载荷动载系数φ2的计算（图片） 式中：c——物体离地速度系数，吊钩作业取0.5；
v——额定起升速度(m/s)；
f0——允许挠度，f0=L/2000=0.0041
λ0——λ0=0.0029H=0.203（图片） ② 起升载荷冲击系数φ1的计算
当物体离地起升时，对上小车本身将产生振动激励，小车架自身重量受到起升冲击而出现的动力增长，用起升冲击系数φ1乘以小车架自身质量的重力来考虑。（图片） 起升载荷分为2部分，一部分作用在起升卷筒上，另一部分通过定滑轮组作用在定滑轮组支承板上，载荷的分配比例与起升机构的速比有关。卷筒所承受的起升载荷通过减速器及另一端的支承以均布载荷的形式，作用在纵梁腹板的正上方。动滑轮组处的载荷为集中载荷，实际结构定滑轮组支承板要局部加厚，因此建立壳单元模型时，此处是一厚板，中间开孔，安装定滑轮轴。作用在此处的部分起升载荷按分布力处理，均匀作用在圆孔的下半部分，分布力方向沿半径方向：
（图片） 式中：q——滑轮组轴孔处分布力；
Q——作用在定滑轮组的起升载荷；
d——定滑轮组滑轮轴轴孔直径；
m——起升机构倍率。
由于分布力沿径向方向，其合力为起升载荷的一半，实际径向力要放大π/2倍。
(3) 水平惯性载荷
小车运行起制动时产生一定的加速度，小车受到惯性力的作用，该惯性力沿水平方向作用在小车各组成部分及重物上。本机起制动加速度取为0.2328m/s2，考虑上小车驱动力突变时结构的动载效应，施加载荷时，该加速度放大φ5=1.5倍。这些惯性力都作用在相应的质量上，挠性悬挂的起升荷重按作用于起重机刚性连接同等对待。ANSYS建模时，小车架惯性力为均布体积力，作用在起升机构及重物的惯性力要先行计算，然后根据起升机构与小车架的接触面积算出均布力，作为面载荷施加在模型上。小车制动时产生的水平惯性载荷为（图片） 因此，PH=1.5×312×0.2328=1089.5KN
(4) 运行产生的冲击载荷
上小车在运行时由于轨道接头间隙或高低差会使运动的质量在铅垂方向产生冲击作用。用运行冲击系数φ4乘以自重载荷G和起升载荷Q来考虑。
对有轨运行起重机 可根据实际情况按下列方法确定：
① 对于轨道接头保持保持良好状态的上小车，如轨道用焊接连接，并对接头进行打磨光滑的高速起重机，取φ4=1。
② 对于虽未采用焊接连接，但轨道接头质量符合GB/T 10183的起重机，取φ4=1。
③ 对一般轨道接头情况，根据运行速度和轨道高低差按下式计算：（图片） （图片） 式中：Vy——运行速度；
h——轨道接头处两轨面的高度差，mm。
(5) 偏斜运行时水平侧向载荷Ps
偏斜运行时的水平侧向载荷：（图片） 式中：λ——水平侧向载荷系数，与轨距L和基距B的比值有关，λ=0.1；
∑P——上小车产生侧向载荷一侧经常出现的最大运行轮压之和，∑P=1560KN；
根据以上分析，分别以空载和满载加载，然后应用试凑法计算出上小车的吊重差和相应的结构变形值及结构应力云图。
5 静态计算结果
应用Ansys软件对建立有限元模型，并施加约束和载荷后的上小车车架结构进行静态计算，并应软件的后处理功能对计算结果进行分析。
（图片）
图4 空载工况下小车架的下挠值 （图片）
图5a 平行于小车轨道方向的变形 图5b 垂直于小车轨道方向的变形 （图片）
图5c 垂直方向上的变形 图5d 垂直于大车轨道方向转角
图5 上小车结构位移云图 （图片）
图6 上小车Von-stress应力云图 （图片） （图片）
图7a 平行于小车轨道方向的变形 图7b 垂直于小车轨道方向的变形
图7 上小车结构应力云图 计算结果表明小车架较大变形处位于连接定滑轮组支承板的两横梁中间位置和小车架支座法兰处，其竖向变形为fmax=1.319mm<4.1mm，该处最大应力为σmax=132.097MPa<259MPa，除平衡梁与小车架的连接区域外，小车架其余各部分应力变形皆小于此位置。由于应力集中的存在，平衡梁与小车架的连接处应力值达到54.14Mpa，此处筋板厚度为16mm，设计时应加强。建立起重机小车架的壳单元模型、施加载荷和约束要根据实际结构作适当处理，才能使计算结果更准确。
从图5上小车结构位移云图、图7上小车结构应力云图，结合小车架刚度条件，归结为：
(1) 小车架刚度裕度比较大，按照起重机设计规范GB3811-83规定为f0=L/2000=4.1mm。
(2) 在所测定的梁中，刚度稍差的梁为跨中横梁，下挠值为1.319mm。
参考文献
[1] 起重机设计规范.GB3911-1983.
[2] 大连起重机器厂.起重机设计手册[M].沈阳：辽宁人民出版社，1980.
[3] 王金诺，于兰峰.起重运输机金属结构[M].北京：中国铁道出版社，2002.
4/4/2009
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