門式起重機司機室振動分析與處理

彭敏林 許 容

(中船第九設計研究院工程有限公司，上海200063)

表1 振動數(shù)據(jù)(起升速度3.5 m/min)Table 1 Vibration data (lifting speed is 3.5 m/min)

依據(jù)表1的測試數(shù)據(jù)并結(jié)合相關振動評定標準ISO2372得知，起升機構振動在合格范圍內(nèi)，而司機室振動超出合格范圍。初步推斷是司機室在起升機構振動激勵下產(chǎn)生共振。

司機室固定在門式起重機的剛性腿鋼結(jié)構上。鋼結(jié)構振動的固有頻率很多，可以分為整體的振動固有頻率和局部的振動固有頻率。司機室也存在多階固有頻率，故司機室的整體振動不僅要考慮自身固有頻率還要考慮其固定支承的方式。結(jié)合振動理論和實踐，一個結(jié)構或構筑物整體振動的固有頻率和局部振動的固有頻率都是可以通過計算和實測得到的。本文為了較真實模擬現(xiàn)場情況，通過有限元實體建模仿真分析司機室的振動情況。實體模型包括司機室的大部分構件，對于電氣部件等采用同等重量的配重替代。

1.2 有限元仿真分析

參照司機室供應廠商提供的設計圖紙和技術參數(shù)，利用計算機三維建模軟件CATIA建立門式起重機司機室三維模型，見圖1。

圖1 司機室模型Figure 1 Operator cabin model

研究司機室振動機理可先分析司機室的基頻。司機室的基頻即是司機室自身的一系列固有頻率中最低的固有頻率(有時候基頻是一個頻帶)?；l是反映一個構件能夠抵抗外來振動擾力激勵影響最重要的參數(shù)。構件的剛度低，基頻則低，就越容易受到振動擾力的激勵產(chǎn)生構件的局部振動甚至是整體振動。從振動學的角度看，構件體系的固有頻率都可以用有限元的方法進行計算。

用計算機有限元分析軟件導入司機室三維模型，仿真出司機室振動頻譜參數(shù)。先做司機室自由固有頻率分析，這是僅有司機室自身模型，不加外界約束的情況。通過有限元分析，計算得到表2所示司機室的1～10階基頻譜。計算機有限元分析軟件能形象地仿真出不同基頻下的司機室振型，不同的頻段振動方式不一樣。表2中司機室最低基頻為0 Hz，最高為11 Hz，說明司機室自由振動對低頻比較敏感。司機室7階頻率為8.41 Hz，與現(xiàn)場測的頻率接近。圖2為司機室7階基頻對應的振型圖。

將起重機司機室底座焊接固定在剛性腿結(jié)構外伸的底座上后，司機室振動受外界因素影響較大。用計算機有限元分析軟件計算分析時，應按照現(xiàn)場情況，對有限元模型施加約束，作固定頻率分析。計算得到司機室非自由振動的1～10階基頻譜，見表3，對比司機室自由振動基頻有所不同。圖3是非自由振動的司機室對應1階的振型，與圖2自由振動司機室對應的7階振型差別不大。

表2 司機室自由振動的1～10階基頻Table 2 Low frequencies from 1st to 10th phases of operator cabin free vibration condition

圖2 司機室自由振動7階振型對應的應力應變圖Figure 2 Corresponding strain to 7th phase vibration shaping of operator cabin free vibration

頻段頻率/Hz123456789108.42310.47810.73816.14117.1222.25622.63724.24327.40927.498

圖3 司機室非自由振動1階振型對應的應力應變圖Figure 3 Corresponding strain to 1st phase vibration shaping of operator cabin non-free vibration condition

綜合分析兩種振動情況下的有限元分析軟件仿真得出的數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)司機室的兩種振動狀態(tài)的基頻譜數(shù)據(jù)均包含8.4 Hz這個頻率，而且與現(xiàn)場測的頻率接近。因此說明計算機有限元仿真能較好反映實際情況，誤差也在可接受范圍內(nèi)。

從有限元仿真分析的數(shù)據(jù)可知，司機室振動較大主要是由小車起升機構振動引起的共振。門式起重機的司機室主要是從專業(yè)生產(chǎn)廠商外購，每臺司機室的結(jié)構參數(shù)存在較大差異，所以即使對于安裝在相同設計的起重機上的司機室也可能出現(xiàn)共振之類的特殊現(xiàn)象。

2 改進方案及實施效果

2.1 改進方案

x=Asin(wt+ψ)

參照頻譜特性參數(shù)可知，減小振動可從多方面入手，但實際現(xiàn)場可改動的地方不多。結(jié)合理論公式可知，在其它參數(shù)不變的情況下，改變系統(tǒng)剛度K，就可改變系統(tǒng)的振動特性。工程應用中主要是改變振幅和頻率，改變振幅即改變振動烈度。

按照工程使用要求，減小振動體的振動幅度最為理想。司機室為外購件并且已在使用過程中，修改司機室本身的可能性不大，可以修改司機室的支撐構架來減小振幅，即加強司機室的底座支撐和增加司機室頂部支撐。

為了評估修改司機室支撐后的效果，再次用有限元分析軟件計算分析司機室模型的重新約束，即將司機室底座約束的同時對司機室頂部增加了前后方向約束。按照修改方案約束后，重新進行有限元仿真分析，計算得到司機室非自由振動的1～10階基頻譜，見表4。

從表4數(shù)據(jù)可知，司機室1階頻率為8.81 Hz，相比較之前的8.42 Hz改變頻率不大，僅提高了0.4 Hz。司機室的1階頻率振型圖4與修改前差別也不大。圖5顯示的司機室變形位移改變明顯，振幅明顯減小，由此可知對司機室支撐構架加強是一種較好的修改方案。

表4 司機室修改后1～10階的基頻Table 4 Low frequencies from 1st to 10th phases after operator cabin improvement

圖4 司機室1階頻對應的應力應變圖Figure 4 Corresponding stain to 1st phase frequency of operator cabin

圖5 司機室1階頻對應的變形位移圖Figure 5 Corresponding deformation displacement to 1st phase frequency of operator cabin

2.2 實施效果

司機室的下部支撐較弱，剛度欠佳，見圖6。參照仿真結(jié)果，加高司機室下部懸臂梁的梁高，并增加司機室頂部支撐桿，增加司機室系統(tǒng)剛度。綜合施工工藝要求，按照圖7所示的方案修改，不需要變動起重機的結(jié)構和司機室自身構架。

現(xiàn)場施工嚴格按照修改方案執(zhí)行，對司機室下部的支撐底座增加構件，司機室上部改造為用鋼管連接司機室骨架和剛性腿的結(jié)構。整個修改過程工作量小，對其它部分沒有影響。

圖6 司機室修改前的支撐結(jié)構Figure 6 Supporting configuration before operator cabin improvement

圖7 司機室修改后的支撐結(jié)構Figure 7 Supporting configuration after operator cabin improvement

起升振動烈度(mm/s)左側(cè)底座右側(cè)垂向側(cè)向垂向垂向側(cè)向垂向25%50%75%100%0.150.20.751.000.20.30.41.50.150.20.30.50.10.10.30.60.10.20.81.70.10.250.50.7

修改工程完成后，重新對司機室相應部位進行振動檢測，測得數(shù)據(jù)見表5。對比修改前后的檢測數(shù)據(jù)可知，本次改進效果明顯。在起升機構各級速度運行時，司機室振動烈度數(shù)據(jù)均小于1.8 mm/s，同時測得振動頻率最大還是約8 Hz，與修改前比較變動不大。測試數(shù)據(jù)全部滿足規(guī)范要求，振動烈度達到ISO2372標準A級要求。

3 結(jié)論

通過對門式起重機司機室振動的實際測試數(shù)據(jù)和模擬仿真數(shù)據(jù)對比分析得出，振動主要是起升機構振動激勵引起的共振產(chǎn)生的。因司機室機構無法改造，僅對司機室支撐結(jié)構進行了加強。通過模擬仿真和實際測試得知，在外界激振作用下，對振動部件作外部支撐加強，對振動頻率影響不大，而對降低振動部件的振動烈度效果明顯。因此該技改方案對降低司機室振動烈度有顯著作用，達到了改造效果，實現(xiàn)了安全生產(chǎn)。

[1] 王文斌，等.機械設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005.

[2] 張質(zhì)文，等.起重機設計手冊[M].北京：中國鐵道出版社，1998.