1 引言近年来，国内在门座起重机设计和制造上，已有很大的提高。

但在现代的港口中，还有很多服役达十多年的门座式起重机仍承担着港口繁重的吊装业务。

在门座式起重机进行生产作业的过程中，由于许许多多无法避免的因素使起重机出现各种破坏及故障，以至降低或失去其预定的功能。

由于起重机体积大、造价高，不可能一发生故障就即时更换，因此很多起重机普遍存在严重裂纹但仍服役生产第一线，给安全生产带来了极大隐患，甚至造成严重的以至灾难性的事故，致使生产过程不能正常运行而造成巨大的经济损失。

“门座起重机风险评估”的研究已成为是国内许多检验机构正在努力探讨的一个研究课题，而找出主要部件的受力最危险点和应力集中区则是这项课题研究的重要基础。

2 门座起重机的结构模型简化由于门座起重机结构复杂，对门座起重机金属结构进行建模分析时不可能将所有因素都考虑进去，因此必须对其金属结构进行合理有效的简化，建立一个既能方便分析计算，又尽可能的与实际使用工况相符的有限元模型。

基于对门座起重机结构的认识，本文主要对港口门座起重机进行了如下的假设和简化：（1）门座起重机模型是参照图纸尺寸建立的，为方便建模计算，其中一些加强筋，肋板等细部结构，在不影响分析结果的可靠性的前提下做适当的简化。

（2）鉴于门座起重机结构复杂，在建立臂架模型分析时对电机、钢丝绳、铰轴等结构做适当的简化处理。

（3）臂架上的梯子结构，均匀分布于臂架整体结构，对分析影响不大，在建模分析时不予考虑，最后采用密度补偿法来考虑其自重对臂架结构的影响。

（4）建模分析时，只考虑门座起重机结构的自重及起吊重量，不考虑风载、地震载荷等附加载荷的影响。

3 门座起重机结构参数本文以某单位一台45t-60m港口门座起重机为研究对象，对其进行有限元建模、有限元模门座起重机结构与力学分析Analysns of structure and mechanics of prortale crane张 健（福建省特种设备检验研究院莆田分院 福建莆田 351100）摘要：如何准确高效的对门座起重机金属结构进行受力分析，进而判断疲劳裂纹等危险隐患的存在，正成为检验检测领域当前迫切需要解决的问题之一。

本文以一台门座起重机的主要受力部件受力分析为例，分析计算了臂架结构、筒体和底座行走机构这三个主要受力部件在各种极限工况下最危险状况，为有限元分析计算及“门座起重机风险评估”的研究奠定了基础。

关键词：门座起重机，模型简化，危险工况，力学分析中国分类号：TS213.44 臂架系统载荷确定臂架系统主要有两种工作状态：起升工况和变幅工况。

起升工况是臂架的幅角不改变，整个臂架约束情况不变，起升机构运转，收缩钢丝绳，重物竖直上升。

匀速起升过程考虑其基本载荷主要有起重载荷和臂架自重载荷，其表1 门座起重机的主要技术参数技术参数specificon起重量Cpacity 45t 35t 30t工作幅度Radius(m)25-60m25-65m 25-70m 起升高度Height轨面以上Above rail 70m 轨面以下Below rail 15m主起升Main hoist1~10m/min,20m/min110km 变幅Luffing 1.5~20m/min 132km 旋转Slewing 0.3m/min 22km×10行走Gantry3~30/11km×10轨距×基距Rail gauge Wheel Distance 12m×13m 行走轮数×最大轮压Wheel pressure10×4 32t 轨道型号Rail type QU80使用电源Power 380V/50Hz 装机容量Total power 433KW 整机重量Crant weight650t中当加速起升工况、下降制动工况对臂架产生附加动载荷，在施加载荷时必须乘以相应的动载系数（详见第四章）。

变幅过程中，重物高度不变，臂架幅角不断改变，变幅支座及起升支座处的受力也随之发生改变。

对臂架进行简化，整个变幅工况示意图1如下所示。

对臂架进行简化并受力分析如图2所示：图中A位置为臂架支座位置；B位置为人字架顶部滑轮位置；C为变幅支座铰轴位置；D起升支座铰轴位置；为臂架的幅角（16°~ 111°）。

经过分析我们知道，臂架受力主要有几种情况：一是当幅角大于90°时，即C、D的高度位置在A之下时，其受力分析如上图2所示；二是当幅角变小至C、D的高度位置介于A、B高度之间，此时C、D位置受力分析方向和图2中方图1 臂架变幅示意图图2 臂架受力分析图态分析和参数化建模，该门座起重机主要技术参数如下表 1 所示：向不变；四是，当幅角变小至C、D的高度位置均在B高度之上，此时C、D位置的F1y、F2y方向都变为竖直向下。

综合以上四种情况结合受力分析得到如下关系式：向相同，只是对A点的力矩方向发生了改变；三是，当幅角变小至C的高度位置介于A、B高度之间，D的高度位置处于B高度之上，此时D处位置的受力分析F2y的方向变为向下，其他受力方（式1）对臂架受力分析列出平衡方程得：将（1）式中关系代人到（2）中解得：根据上式（2），可以计算出臂架任一幅角位置的受力情况，以及臂架支座的受力情况，从而为后续的计算分析奠定基础。

5 筒体载荷确定筒体上端承受整个转台总成，臂架系统，（式2）人字架系统，配重系统的载荷，分析并简化，其中配重质量为160吨，转台及人字架总质量为236.4吨，臂架系统质量为42.4吨，为起重重量，将各个载荷简化作用于质心位置，得筒体的受力分析如下图 3所示，：图3 筒体受力分析简图根据表 1 中该起重机的技术参数，可知起重机有三个载荷及变幅工况如下：1）臂架起吊重量为45吨，变幅范围为25 ~ 60；2）臂架起吊重量为35吨，变幅范围为25 ~ 65；3）臂架起吊重量为30吨，变幅范围为25 ~ 70；分析可知，当吊重变幅距离为最远位置时，筒体承受的弯矩载荷最大，故需计算其各个工况下的最大弯矩载荷。

将上述三种工况代人，计算筒体所受的弯矩为：工况一：解得,筒体所受弯矩为： ；工况二：解得,筒体所受弯矩为： ；工况三：解得,筒体所受弯矩为： 。

另外筒体除了受到弯矩外，还受筒体以上所有部件的重量引起的竖直载荷，分析上述三种工况，工况一时筒体承受的竖直载荷最大为：综上，筒体所受最大载荷时为臂架起吊重量为45吨，变幅范围为25 ~ 60时，其所承受的竖直载荷为： ，弯矩为 。

6 行走机构底座载荷的确定该门座起重机门架两端各有一个底座，连接行走机构，一共有四个门座。

起重机转台以上可以绕筒体中心做360°旋转，由5分析可知当臂架起吊重量为45吨，臂架变幅范围为25 ~ 60时，筒体所受载荷最大，同理此时行走机构底座在此工况下承受的载荷也最大。

综合分析起重机的运行工况，底座承受的载荷随着转台以上结构的旋转而发生变化，分析可知各个底座承受载荷的极限工况如下图4所示，图4 底座受力工况示意图针对上述三种工况，对模型进行简化，不考虑外界扰动情况下，起重机整体只受竖直方向外力及自身的自重，因此将起重臂系统简化为一根梁，底座支撑看作是梁下铰支座。

工况（1）时，底座支撑a、b连线及底座支撑c、d连线平行起重臂平面，由于此时臂架两侧底座支撑是对称的，故底座支撑a、c所受载荷相同，b、d所受载荷相同，得该结构的受力分析如图5所示：根据静力学平衡原理列出平衡方程如下：对a点求力矩平衡得：代入相应参数得：解得： ；对系统求力平衡得：代入参数得：解得： 。

由于此时臂架两侧底座支撑是对称的，所以此工况下底座a、c所受载荷为： ，底座b、d所受载荷为： 。

工况（2）时，底座支撑a、c连线及底座支撑b、d连线平行起重臂平面，由于此时臂架两侧底座支撑是对称的，故底座支撑a、c所受载荷相同，b、d所受载荷相同，得该结构的受力图5 工况1 底座结构受力分析图分析如图6所示：图6 工况2 底座结构受力分析图根据静力学平衡原理列出平衡方程如下：对a点求力矩平衡得：代入相应参数得：解得： ；对系统求力平衡得：代入参数得：解得： 。

由于此时臂架两侧底座支撑是对称的，所以此工况下底座a、b所受载荷为： ，底座c、d所受载荷为： 。

工况（3）时，底座支撑b、c连线与起重臂所在直线重合，此时臂架两侧底座支撑a、d是对称的，故底座支撑a、d所受载荷相同，得该结构的受力分析如图7所示：图7 工况3 底座结构受力分析图此时，结构为超静定结构，无法直接由静力学平衡原理求解，只能由变形协调条件增加方程求解。

具体为释放图a(d)处的约束，代替以力，满足在a(d)约束处的绕度为零，a(d)约束处的绕度由三个外伸梁模型集中载荷产生绕度加一个简支梁模型集中载荷产生的绕度之和。

根据材料力学知识，对各集中力在该处的绕度进行叠加，绕度以向上为正得如下方程：解得：对c点求力矩平衡得：代入相应参数得：解得： ；对系统求力平衡得：代入参数得：解得： 。

由于此时臂架两侧底座支撑a、d是对称的，故底座支撑a、d所受载荷相同为： ，底座支撑b所受载荷为： ，底座支撑a所受的载荷为： 。

综上计算可知，底座承受最大载荷工况为工况3时，此时靠近臂架起吊重量一侧底座承受载荷最大，为： ，方向竖直向下。

5 结论本文通过通过结构模型简化，分析并计算出臂架结构、筒体和底座行走机构这三个主要受力部件在各种极限工况下的最危险状况，为有限元分析计算、参数化建模及“门座起重机风险评估”的研究奠定了基础。

参考文献：[1]陈玮璋,顾迪民.起重机械金属结构.北京:人民交通出版社,1985:110-113[2]桂寿平,黄培彦，何秋.港口起重机疲劳破坏成因与修复措施探讨.华南理工大学学报(自然科学版),2001(2)[3]国家建委建筑机械研究所.上海市建筑施工技术研究所,国外起重机设计规范选编,1979[4]潘钟林(译).欧洲起重机机械设计规范.上海振华港口机械公司译丛,1998[5]张质文,刘全德.起重机运输机械.北京:中国铁道出版社,1988:134-135[6]吴富民.结构疲劳强度.陕西:西北工业大学出版社,1985:102-110作者简介：张健，福建省特种设备检验研究院莆田分院，工种师（收稿日期：2012.2.10）。