QTZ80塔式起重機(jī)回轉(zhuǎn)支座動(dòng)態(tài)特性研究

楊向莙 吳昊榮

摘 要：以QTZ80塔機(jī)回轉(zhuǎn)支座的原型為計(jì)算模型，進(jìn)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(jī)工作中引起回轉(zhuǎn)支座產(chǎn)生振動(dòng)及變形的主要原因，分析因回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生受迫振動(dòng)而引起共振現(xiàn)象的可能性，最終給出可行的改進(jìn)意見(jiàn)。

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

引言

塔式起重機(jī)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(huì)產(chǎn)生較大的振動(dòng)，使得鋼結(jié)構(gòu)受到比靜載荷大得多的動(dòng)載荷影響，最終可能造成鋼結(jié)構(gòu)的破壞，所以在塔機(jī)設(shè)計(jì)中動(dòng)態(tài)特性分析是必不可少的一部分。回轉(zhuǎn)部分作為塔機(jī)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(jī)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(wú)法對(duì)其動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行計(jì)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(duì)真實(shí)的物理系統(tǒng)進(jìn)行模擬，并通過(guò)有限數(shù)量的單元逼近無(wú)限未知量的真實(shí)系統(tǒng)，不僅計(jì)算精度高，同時(shí)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(jī)屬于上回轉(zhuǎn)自升式塔式起重機(jī)，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(shí)操作過(guò)于繁瑣，耗時(shí)較長(zhǎng)，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(guò)轉(zhuǎn)存格式.stp將模型導(dǎo)入WORKBENCH中，然后對(duì)模型分配材料屬性，見(jiàn)表1。

1.1 網(wǎng)格劃分

因回轉(zhuǎn)支座模型體積過(guò)大且結(jié)構(gòu)相對(duì)復(fù)雜，為了不失計(jì)算精度而又不使網(wǎng)格過(guò)多，故選用自動(dòng)網(wǎng)格劃分方法。同時(shí)將網(wǎng)格劃分的適用領(lǐng)域設(shè)置為結(jié)構(gòu)計(jì)算，調(diào)整相關(guān)性中心的網(wǎng)格細(xì)化程度為中級(jí)；使用平滑度控制選項(xiàng)，通過(guò)調(diào)整周圍節(jié)點(diǎn)和單元節(jié)點(diǎn)的位置改進(jìn)網(wǎng)格質(zhì)量；為使回轉(zhuǎn)支座上的中心孔的網(wǎng)格進(jìn)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(jī)回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，下回轉(zhuǎn)支座與塔身通過(guò)銷軸連接在一起，故在下回轉(zhuǎn)支座四個(gè)支腿的銷軸孔及支腿底面添加固定約束。

模態(tài)分析時(shí)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(shí)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(dòng)的原因

回轉(zhuǎn)支座是連接塔機(jī)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(shí)引起回轉(zhuǎn)支座振動(dòng)及變形的主要原因是回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)啟動(dòng)過(guò)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(dòng)力矩與阻力矩相平衡而引起的扭轉(zhuǎn)和彎曲振動(dòng)，回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)制動(dòng)過(guò)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(dòng)力矩與阻力矩相平衡，引起的扭轉(zhuǎn)和彎曲振動(dòng)[7]。

2.2 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析利用實(shí)際結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上，使用參數(shù)識(shí)別理論計(jì)算出機(jī)械結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)參數(shù)和特性，由此建立起高精度的動(dòng)力學(xué)模型，從而比較客觀地反映結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性[8]。對(duì)于n自由度運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)，無(wú)阻尼模態(tài)分析求解的基本方程可表達(dá)為：[M]{■}+[K]{■}={0}，展開(kāi)后，可表示為：

假設(shè)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程的特解為： 。

將特解代入系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)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(xiàng)式，由此可解出系統(tǒng)的n個(gè)固有頻率。

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

2.3 分析結(jié)果

通過(guò)模態(tài)分析，得到塔機(jī)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(jiàn)圖3。

綜合位移量是標(biāo)量，并不能說(shuō)明結(jié)構(gòu)變形的程度。Z方向是彎曲振動(dòng)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(diǎn)受拉伸作用，負(fù)位移表示單元節(jié)點(diǎn)受壓縮作用。

為了進(jìn)一步對(duì)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(gè)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(shì)；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(jiàn)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。回轉(zhuǎn)支座的振動(dòng)主要集中在回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，通過(guò)回轉(zhuǎn)電機(jī)進(jìn)行電力拖動(dòng)帶動(dòng)臂架繞塔身做回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，可將電機(jī)視為震源。電機(jī)的振動(dòng)頻率為22Hz[10]，而回轉(zhuǎn)支座的基頻值為67.881Hz，大于電機(jī)的振動(dòng)頻率，故產(chǎn)生共振的可能性較小。

3 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)對(duì)QTZ80塔機(jī)回轉(zhuǎn)支座實(shí)體模型進(jìn)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(dòng)的主要原因，以塔機(jī)在回轉(zhuǎn)過(guò)程中的電力拖動(dòng)作為校驗(yàn)震源，得出電機(jī)振動(dòng)頻率與基頻值相差較大，發(fā)生共振現(xiàn)象較小的結(jié)論。

參考文獻(xiàn)

[1]朱冰，谷立臣，姬鵬斌.QTZ630塔式起重機(jī)的有限元?jiǎng)恿W(xué)分析[J].建筑（上半月），2011（8）：103-106+109.

[2]原思聰，嚴(yán)衛(wèi)東，鄒存范，等.異形高聳塔機(jī)回轉(zhuǎn)支承的接觸動(dòng)力學(xué)分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)，2012，29（9）：61-65.

[3]張大可，劉耀鋒，何函.塔機(jī)回轉(zhuǎn)支承下架結(jié)構(gòu)分析改進(jìn)[J].建筑機(jī)械化，2009，30（4）：48-50.

[4]王悅，張仲鵬，申士林，等.大噸位雙回轉(zhuǎn)鐵路起重機(jī)底架結(jié)構(gòu)有限元分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2013（7）：9-11.

[5]吳昊榮，龔一龍，李曉曉.基于ANSYS的超大型塔式起重機(jī)底盤(pán)結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度校核[J].成都大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2013，32（2）：178-180+205.

[6]張翠紅，王曉平，曹學(xué)鵬.附著式塔機(jī)所能達(dá)到的最大附著高度[J].工程機(jī)械，2011，42（7）：49-53.

[7]尹興家.塔機(jī)回轉(zhuǎn)抖動(dòng)和異響的原因分析[J].建筑機(jī)械化，2009，30（10）：96-98.

[8]尹強(qiáng)，陳世教，冀滿忠.基于ANSYS的塔式起重機(jī)結(jié)構(gòu)模態(tài)分析[J].重慶建筑大學(xué)學(xué)報(bào)，2005，27（6）：97-100.

[9]楊芬，王宗彥，紀(jì)彩華，等.基于ANSYS的橋式起重機(jī)小車架模態(tài)分析[J].煤礦機(jī)械，2013，34（3）：105-106.

[10]李鵬程.基于AWE的動(dòng)車工藝轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)研究[D].武漢：武漢科技大學(xué)，2011：1-60.

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