QTZ80塔式起重機回轉(zhuǎn)支座動態(tài)特性研究

摘 要：以QTZ80塔機回轉(zhuǎn)支座的原型為計算模型，進行有限元模態(tài)分析，得到回轉(zhuǎn)支座前十階固有頻率及振型。結(jié)合塔機工作中引起回轉(zhuǎn)支座產(chǎn)生振動及變形的主要原因，分析因回轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生受迫振動而引起共振現(xiàn)象的可能性，最終給出可行的改進意見。

關(guān)鍵詞：QTZ80；回轉(zhuǎn)支座；模態(tài)分析；共振

引言

塔式起重機是典型的柔性結(jié)構(gòu)，即使在回轉(zhuǎn)速度不高的情況下，也會產(chǎn)生較大的振動，使得鋼結(jié)構(gòu)受到比靜載荷大得多的動載荷影響，最終可能造成鋼結(jié)構(gòu)的破壞，所以在塔機設(shè)計中動態(tài)特性分析是必不可少的一部分?；剞D(zhuǎn)部分作為塔機的重要組成部分，是連接起重臂、平衡臂、塔頭和固定塔身的橋梁，主要有上、下回轉(zhuǎn)支座、回轉(zhuǎn)支承、回轉(zhuǎn)機構(gòu)和安全裝置組成。由于上、下回轉(zhuǎn)支座均為板件焊接而成的復(fù)雜結(jié)構(gòu)，無法對其動態(tài)特性進行計算。而有限元法是目前應(yīng)用較為廣泛的分析方法[4]，其利用數(shù)學(xué)近似的方法對真實的物理系統(tǒng)進行模擬，并通過有限數(shù)量的單元逼近無限未知量的真實系統(tǒng)，不僅計算精度高，同時能適用于各種復(fù)雜結(jié)構(gòu)。

1 回轉(zhuǎn)支座有限元建模

QTZ80塔機屬于上回轉(zhuǎn)自升式塔式起重機，回轉(zhuǎn)支座主要由上回轉(zhuǎn)支座、下回轉(zhuǎn)支座和圈板三部分組成，如圖1所示。由于上下回轉(zhuǎn)支座的筋板布置比較復(fù)雜，利用WORKBENCH建模時操作過于繁瑣，耗時較長，建模效率低。故選用三維建模軟件CATIA建立回轉(zhuǎn)支座的完整模型，通過轉(zhuǎn)存格式.stp將模型導(dǎo)入WORKBENCH中，然后對模型分配材料屬性，見表1。

1.1 網(wǎng)格劃分

因回轉(zhuǎn)支座模型體積過大且結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜，為了不失計算精度而又不使網(wǎng)格過多，故選用自動網(wǎng)格劃分方法。同時將網(wǎng)格劃分的適用領(lǐng)域設(shè)置為結(jié)構(gòu)計算，調(diào)整相關(guān)性中心的網(wǎng)格細(xì)化程度為中級；使用平滑度控制選項，通過調(diào)整周圍節(jié)點和單元節(jié)點的位置改進網(wǎng)格質(zhì)量；為使回轉(zhuǎn)支座上的中心孔的網(wǎng)格進行細(xì)化，將跨度中心角范圍設(shè)置為-75°～24 ，圖2為回轉(zhuǎn)支座網(wǎng)格劃分圖。

1.2 邊界條件及接觸類型

塔機回轉(zhuǎn)運動時，下回轉(zhuǎn)支座與塔身通過銷軸連接在一起，故在下回轉(zhuǎn)支座四個支腿的銷軸孔及支腿底面添加固定約束。

模態(tài)分析時設(shè)置相鄰部件間的接觸類型為不分離接觸，即不允許接觸區(qū)域的接觸面分離，同時防止零部件間的相互滲透。

2 模態(tài)分析

2.1 引起回轉(zhuǎn)支座振動的原因

回轉(zhuǎn)支座是連接塔機回轉(zhuǎn)部分與非回轉(zhuǎn)部分的重要結(jié)構(gòu)，主要承受起重臂、平衡臂、塔頭的自重及起升重物的重量。在工作時引起回轉(zhuǎn)支座振動及變形的主要原因是回轉(zhuǎn)機構(gòu)啟動過程中，因系統(tǒng)加速導(dǎo)致臂尖位置滯后臂根位置，加速結(jié)束后驅(qū)動力矩與阻力矩相平衡而引起的扭轉(zhuǎn)和彎曲振動，回轉(zhuǎn)運動制動過程中，因系統(tǒng)減速使臂尖位置超前臂根位置，減速結(jié)束后吊臂驅(qū)動力矩與阻力矩相平衡，引起的扭轉(zhuǎn)和彎曲振動[7]。

2.2 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析利用實際結(jié)構(gòu)的動態(tài)實驗數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上，使用參數(shù)識別理論計算出機械結(jié)構(gòu)的動態(tài)參數(shù)和特性，由此建立起高精度的動力學(xué)模型，從而比較客觀地反映結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性[8]。對于n自由度運動系統(tǒng)，無阻尼模態(tài)分析求解的基本方程可表達(dá)為：[M]{■}+[K]{■}={0}，展開后，可表示為：

假設(shè)系統(tǒng)運動微分方程的特解為： 。

將特解代入系統(tǒng)運動微分方程后，得到（K-？棕2M）·A=0。為了使A有不全為零的解，則其系數(shù)矩陣行列式必須等于零，便得到系統(tǒng)頻率方程：|K-？棕2M|=0，此式是關(guān)于？棕2的n次多項式，由此可解出系統(tǒng)的n個固有頻率。

分塊蘭索斯法在求解高階頻率時的求解速度和求解低階頻率時一樣快，特別適用于回轉(zhuǎn)支座等大型對稱特征值求解問題。而高階模態(tài)分析容易引起一定的計算誤差，并且高頻率相對來說較難被激勵，故只提取前十階的固有頻率及振型。

2.3 分析結(jié)果

通過模態(tài)分析，得到塔機回轉(zhuǎn)支座的十階固有頻率及相應(yīng)振型下的最大綜合位移量，如表2所示。從表中可以看出，隨著模態(tài)分析階數(shù)的增加，其固有頻率呈遞增形式變化，且基頻為67.881Hz；各階模態(tài)分析中，回轉(zhuǎn)支座的變形量均不同，且不呈遞增規(guī)律變化，其中第十階模態(tài)的綜合位移量最大，達(dá)37.135mm，具體的振型位移變化曲線見圖3。

綜合位移量是標(biāo)量，并不能說明結(jié)構(gòu)變形的程度。Z方向是彎曲振動的主要方向，結(jié)合各振型的Z方向矢量位移，可查看結(jié)構(gòu)的最大彎曲變形量，如圖4所示。圖中正位移表示單元節(jié)點受拉伸作用，負(fù)位移表示單元節(jié)點受壓縮作用。

為了進一步對回轉(zhuǎn)支座結(jié)構(gòu)變形位置和程度具體分析，給出了前4階模態(tài)分析振型圖（如圖5-圖8所示，第5階模態(tài)至第10階模態(tài)的振型均與第4階模態(tài)振型相似，表現(xiàn)為支腿處側(cè)板的彎曲變形，只是變形量有所不同）。

由前四階模態(tài)振型圖可以看出：一階模態(tài)下，最大位移區(qū)域集中在上回轉(zhuǎn)支座上面板、側(cè)板及左側(cè)耳板處，最大位移量達(dá)8.12mm；二階模態(tài)下，最大位移區(qū)域覆蓋整個上回轉(zhuǎn)支座及圈板，最大位移量達(dá)7.23mm，振型變化同一階模態(tài)振型；三階模態(tài)下，最大位移區(qū)域集中在上回轉(zhuǎn)支座左右兩側(cè)耳板處，位移量達(dá)13.90mm，較前兩階模態(tài)位移有增大趨勢；前三階模態(tài)中，結(jié)構(gòu)變形主要表現(xiàn)為下回轉(zhuǎn)支承支腿出彎曲，具體數(shù)值參考各階振型沿Z方向的位移量，見圖4；四階模態(tài)下，最大位移區(qū)域集中在下回轉(zhuǎn)支座支腿側(cè)板處，最大位移量達(dá)17.14mm，振型表現(xiàn)為支腿處側(cè)板的彎曲變形，圖9位局部振型放大圖?；剞D(zhuǎn)支座的振動主要集中在回轉(zhuǎn)運動過程中，通過回轉(zhuǎn)電機進行電力拖動帶動臂架繞塔身做回轉(zhuǎn)運動，可將電機視為震源。電機的振動頻率為22Hz[10]，而回轉(zhuǎn)支座的基頻值為67.881Hz，大于電機的振動頻率，故產(chǎn)生共振的可能性較小。

3 結(jié)束語

通過對QTZ80塔機回轉(zhuǎn)支座實體模型進行有限元模態(tài)分析，得到前十階固有頻率及振型，其中一階振型作為回轉(zhuǎn)支座的主振型，最有可能發(fā)生共振現(xiàn)象，基頻值為67.881Hz，主變形表現(xiàn)為下回轉(zhuǎn)支座的彎曲變形；結(jié)合回轉(zhuǎn)支座在工作中產(chǎn)生振動的主要原因，以塔機在回轉(zhuǎn)過程中的電力拖動作為校驗震源，得出電機振動頻率與基頻值相差較大，發(fā)生共振現(xiàn)象較小的結(jié)論。

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作者簡介：楊向 （1985-），男，甘肅張掖人，助理工程師，主要從事機械結(jié)構(gòu)設(shè)計。