QTZ160塔機(jī)回轉(zhuǎn)總成有限元分析

申奇志，黃新霞，何志華，郭云峰

（1. 湖南工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，湖南 長沙 410012；2. 三一汽車制造有限公司，湖南 長沙 410000；3. 上汽大眾汽車有限公司長沙分公司，湖南 長沙 410132）

回轉(zhuǎn)總成是塔機(jī)中的關(guān)鍵部件。工作時(shí)，上裝載荷通過回轉(zhuǎn)總成傳遞至塔身。某公司QTZ160塔機(jī)在使用過程中出現(xiàn)了因剛度不夠引起回轉(zhuǎn)不平穩(wěn)、回轉(zhuǎn)異響的現(xiàn)象。從該公司提供的計(jì)算依據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，為了簡化計(jì)算，該公司忽略了回轉(zhuǎn)支承對(duì)回轉(zhuǎn)總成的剛度影響，將回轉(zhuǎn)總成上、下支座分別單獨(dú)計(jì)算。按此計(jì)算結(jié)果，回轉(zhuǎn)總成上支座座圈無變形，下支座座圈最大變形量為1.205mm，回轉(zhuǎn)總成最大變形量在上支座耳板處，為1.569mm，在允許值范圍內(nèi)。本文將該起重機(jī)回轉(zhuǎn)總成做為一個(gè)整體構(gòu)件建立非線性有限元模型進(jìn)行計(jì)算，得出塔機(jī)實(shí)際工作時(shí)結(jié)構(gòu)各處的應(yīng)力應(yīng)變，尤其上下支座座圈處的應(yīng)力應(yīng)變，從而為改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了計(jì)算依據(jù)。

1 回轉(zhuǎn)總成受力分析

回轉(zhuǎn)總成由回轉(zhuǎn)上支座、回轉(zhuǎn)支承及回轉(zhuǎn)下支座組成。回轉(zhuǎn)總成的上、下支座均由座圈、圓形封板、圍板、筋板、支座等鋼板拼焊而成，材質(zhì)為Q345B。工作中，回轉(zhuǎn)總成主要承受塔帽、平衡臂、配重、起重臂等上裝的自重載荷，吊重載荷、風(fēng)載荷、相應(yīng)載荷產(chǎn)生的彎矩和因運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的慣性載荷及沖擊載荷等，如圖1所示。

圖1 回轉(zhuǎn)總成及載荷示意圖

2 回轉(zhuǎn)總成的計(jì)算工況及載荷確定

根據(jù)GB/T13752-2017《塔式起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》，考慮塔機(jī)的安裝及工作情況，回轉(zhuǎn)總成的載荷組合，通常選用有風(fēng)工作工況載荷組合B進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，按暴風(fēng)侵襲的非工作工況載荷組合C進(jìn)行結(jié)構(gòu)校核。

根據(jù)QTZ160塔機(jī)各部件的實(shí)際結(jié)構(gòu)，按照GB/T13752-2017《塔式起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》求出各部件風(fēng)載，并對(duì)各部件自重載荷以及工況吊重載荷進(jìn)行組合。通過各工況進(jìn)行對(duì)比得出兩種危險(xiǎn)工況，其對(duì)應(yīng)載荷如表1所示。

表1 各工況載荷

3 回轉(zhuǎn)總成的有限元計(jì)算

在ProE中建立三維模型后導(dǎo)入Workbench進(jìn)行計(jì)算，采用Solid185實(shí)體單元建模。計(jì)算前對(duì)模型進(jìn)行簡化，剔除平臺(tái)、平臺(tái)連接板、限位器連接板、線座等非主要受力構(gòu)件，結(jié)構(gòu)焊接部位按焊腳高填滿焊縫處理。結(jié)構(gòu)件主要材料為Q345B，材料密度為7.85×10-6kg/mm3，彈性模量E=2.1×105MPa，泊松比為0.3。根據(jù)GB/T13752-2017《塔式起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》載荷組合B選擇安全系數(shù)為1.34。

3.1 網(wǎng)格劃分

采用六面體對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格大小為20mm，局部如耳板、上下支座座圈等加密，網(wǎng)格模型如圖2所示。節(jié)點(diǎn)689157個(gè)，單元174566個(gè)。

圖2 回轉(zhuǎn)總成網(wǎng)格模型

3.2 邊界條件及接觸類型的確定

上下支座與回轉(zhuǎn)支承之間采用M24高強(qiáng)度螺栓組進(jìn)行連接，通過螺栓組預(yù)緊力矩產(chǎn)生的摩擦力來克服回轉(zhuǎn)總成承受的水平力，防止出現(xiàn)水平移動(dòng)。螺栓連接簡化后設(shè)定為綁定接觸對(duì)，將上下支座與回轉(zhuǎn)支承之間的接觸類型設(shè)置為摩擦接觸。上下支座與回轉(zhuǎn)支承接觸面表面粗糙度一般要求達(dá)到3.2，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)中常用材料摩擦因數(shù)表選擇摩擦接觸的摩擦系數(shù)為0.15。

回轉(zhuǎn)支承由內(nèi)外圈及滾動(dòng)體組成，承受軸向力、水平力及傾覆力矩。因回轉(zhuǎn)支承剛性遠(yuǎn)大于上下支座，故將回轉(zhuǎn)支承簡化為繞軸線轉(zhuǎn)動(dòng)的內(nèi)外圈。設(shè)置內(nèi)外圈之間的接觸類型為摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.15?；剞D(zhuǎn)總成下支座采用銷軸與塔身相連，因此在下支座8個(gè)銷軸孔中施加圓柱支撐并釋放切向約束。各載荷施加在上支座連接耳板孔內(nèi)，施加遠(yuǎn)程載荷。

4 結(jié)果分析

通過設(shè)置接觸對(duì)對(duì)回轉(zhuǎn)總成整體進(jìn)行分析，計(jì)算起重臂與塔身夾角0°及45°兩種危險(xiǎn)工況。兩種工況下的應(yīng)變和應(yīng)力云圖如圖3、圖4所示。

可以發(fā)現(xiàn)，模型最大變形量發(fā)生在起重臂與塔身夾角0°時(shí)，上支座受載耳板處變形量為3.896mm，上支座座圈處變形量為1.89mm，下支座座圈處變形量為0.875mm，見表2。

圖3 0°工況應(yīng)變和應(yīng)力云圖

圖4 45°工況應(yīng)變和應(yīng)力云圖

表2 整體模型計(jì)算結(jié)果

對(duì)比簡化計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)，將回轉(zhuǎn)總成按照整體構(gòu)件計(jì)算，上支座受載耳板處變形量為3.896mm，大于簡化計(jì)算的1.569mm。座圈的變形量會(huì)影響回轉(zhuǎn)總成的回轉(zhuǎn)穩(wěn)定性，也是回轉(zhuǎn)作業(yè)時(shí)產(chǎn)生異響的主要原因。根據(jù)計(jì)算結(jié)果，對(duì)上支座座圈處材料和尺寸進(jìn)行更改和優(yōu)化，可以提高回轉(zhuǎn)總成的穩(wěn)定性，消除回轉(zhuǎn)異響。本例中將原上支座座圈厚度16mm更改為20mm。經(jīng)計(jì)算，得出如圖5所示的應(yīng)力和應(yīng)變?cè)茍D，此時(shí)上支座座圈處最大變形量為0.82mm，滿足要求。經(jīng)現(xiàn)場使用，未再出現(xiàn)回轉(zhuǎn)抖動(dòng)和回轉(zhuǎn)異響現(xiàn)象。

圖5 優(yōu)化后應(yīng)變和應(yīng)力云圖

5 結(jié)束語

在塔機(jī)回轉(zhuǎn)總成校核計(jì)算時(shí)，對(duì)回轉(zhuǎn)總成建立非線性有限元模型，比對(duì)上、下支座單獨(dú)分開進(jìn)行線性分析得到的結(jié)果與塔機(jī)實(shí)際工作情況更相符，因此該計(jì)算方法在塔機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過程中具有參考價(jià)值。