桁架門式起重機晃動的問題分析與結(jié)構(gòu)改造

李 方

桁架門式起重機晃動的問題分析與結(jié)構(gòu)改造

李 方

（河南省特種設(shè)備安全檢測研究院駐馬店分院 駐馬店 463000）

針對一臺60t桁架門式起重機在使用過程中晃動嚴重的故障現(xiàn)象，運用ANSYS有限元軟件，進行了靜、動力分析，找出了產(chǎn)生晃動的原因，提出了改造方法。實際運行驗證了理論分析和改造方法的正確性。對桁架結(jié)構(gòu)的門式起重機的設(shè)計和改造具有一定的借鑒意義。

門式起重機 桁架結(jié)構(gòu) 剛性 模態(tài)分析 ANSYS

隨著新技術(shù)的不斷應(yīng)用，起重機的設(shè)計思路也正逐漸向輕量化方向發(fā)展。桁架結(jié)構(gòu)的門式起重機具有自重較輕、材料較省、成本較低和迎風面積較小等優(yōu)點，在某些方面體現(xiàn)了起重機輕量化發(fā)展的方向。但由于其結(jié)構(gòu)形式變化大、構(gòu)件多，結(jié)構(gòu)受力計算較為復雜，在實際輕量化設(shè)計時存在諸多不便。

1 案例情況簡介

一臺桁架門式起重機，在使用過程中發(fā)現(xiàn)起重機有晃動現(xiàn)象，司機在操作起重機啟、制動時（尤其在空載及輕載時），起重機結(jié)構(gòu)晃動明顯，伴隨異響，這極易引起司機疲勞，給起重機作業(yè)帶來安全隱患。初步判斷是因為該桁架門式起重機空間尺寸較大，自身剛度較小，啟、制動時其振動周期可能達到或接近起重機的自振周期，從而引起共振，造成起重機振幅過大[1]。本文從設(shè)計的角度對該臺桁架門式起重機進行分析，進而提出改進措施并分析驗證。

2 原桁架門式起重機的靜、動力分析

桁架門式起重機的起重小車質(zhì)量m=5900kg，額定起重量Q=60000kg，跨距S=18m，起升高度H=14m。主梁材料為Q345鋼板及型鋼，選取安全系數(shù)n=1.34，則許用應(yīng)力[σ]=257MPa。本文中采用的材料特性：泊松比μ=0.3，材料密度ρ=7.8×103kg/m3，切變模量G=80GPa，彈性模量E=206GPa，重力加速度g=9.8m/s2。

主梁采用正三角截面雙梁結(jié)構(gòu)，上、下主弦桿采用鋼板焊接而成，呈雙腹板工字型結(jié)構(gòu)，腹桿采用槽鋼焊接而成，呈口字型結(jié)構(gòu)，剛、柔支腿豎支腿、斜支腿以及支腿橫桿均為管子結(jié)構(gòu)。

2.1 創(chuàng)建有限元模型

因該桁架門式起重機結(jié)構(gòu)均為桿狀材料焊接而成，其截面具有規(guī)整的輪廓，所以在建模時采用梁單元（beam188）。

為了建立有效的有限元分析模型，既能減少對分析資源的占用，又能滿足工程分析需要，所以對起重機結(jié)構(gòu)進行適當簡化，具體過程如下：

1）忽略不承擔起升載荷的次要部件（如輔助支架及護欄等），并對桿件連接部位進行局部固接，以消除局部細節(jié)對網(wǎng)格劃分的影響；

2）小車重量和起升載荷簡化集中力，以輪壓的方式作用于4個小輪上；

3）由于柔性腿同主梁間采用高強度螺栓連接，螺栓分布位置較豎支腿尺寸大，所以直接共節(jié)點連接。

4) 針對主梁上弦桿、下弦桿及腹桿截面外形，采用自定義截面方式分別創(chuàng)建其截面文件。按照桿件尺寸分別設(shè)定單元數(shù)量，重點關(guān)注部位設(shè)置單元密集；

5) 在剛性腿側(cè)一組行走機構(gòu)位置端，約束三個方向位移自由度以及重力方向為軸心的轉(zhuǎn)動自由度，釋放小車運行方向、大車運行方向為軸心的轉(zhuǎn)動自由度；另一組行走機構(gòu)位置，約束小車運行方向、重力方向位移自由度及重力方向為軸心的轉(zhuǎn)動自由度，釋放小車運行方向、大車運行方向為軸心的轉(zhuǎn)動自由度。

柔性腿側(cè)，由于大車軌道對行走機構(gòu)有一定約束作用（軌道與大車車輪輪緣有間隙，超過此間隙即約束該方向的位移），其中一組行走機構(gòu)有條件約束小車運行方向位移自由度，同時約束大車運行方向、重力方向位移自由度以及小車運行行方向、重力方向為軸心的轉(zhuǎn)動自由度；另一組行走機構(gòu)有條件約束小車運行方向位移自由度，同時約束重力方向位移自由度以及小車運行行方向、重力方向為軸心的轉(zhuǎn)動自由度。

2.2 桁架門式起重機靜力分析

利用上述建立的有限元模型，在起重機起升額定載荷且小車啟、制動時，經(jīng)過分析計算獲得該桁架門式起重機最大等效應(yīng)力為145.5 06MPa，下?lián)现禐?2.173m m，此時小車運行方向最大位移為47.2381mm，最大等效應(yīng)力及重力方向上的位移出現(xiàn)在跨中（額定載荷下的等效應(yīng)力云圖見圖1，下?lián)显茍D見圖2）。

GB/T 3811—2008 《起重機設(shè)計規(guī)范》[2]中要求，使用簡單控制系統(tǒng)能達到中等定位精度特性的起重機的靜撓度[3]：

圖1 改造前額定載荷下的等效應(yīng)力云圖

圖2 改造前額定載荷下的下?lián)显茍D

式中：

f——垂直靜撓度；

S——起重機跨度。

則該起重機許可下?lián)现礫f]=24mm，由靜力分析求得的下?lián)现禐?2.173mm，滿足下?lián)显S用值。此時最大等效應(yīng)力145.506MPa，小于許用應(yīng)力[σ]=257MPa，同樣滿足標準要求。

2.3 桁架門式起重機模態(tài)分析

模態(tài)分析的主要作用是對該門式起重機的振動特性進行分析，獲得起重機的固有頻率和固有振型[4]，起重機在工作的過程中，由于受到驅(qū)動裝置及載荷的共同作用，結(jié)構(gòu)上會產(chǎn)生相應(yīng)的振動，該振動反過來又會對起重機產(chǎn)生一定的影響，可能導致起重機結(jié)構(gòu)的疲勞破壞，因此，對起重機進行模態(tài)分析，確定起重機鋼結(jié)構(gòu)部分的振動特性，這些特征值可作為結(jié)構(gòu)設(shè)計的參數(shù)，進一步修正設(shè)計，以盡量減小不利振動的影響，防止起重機在工作過程中出現(xiàn)共振[5]。在進行模態(tài)分析時需要注意以下兩點：

1)模態(tài)分析應(yīng)盡可能選用線性單元，非線性單元將被忽略。材料的非線性特性將被系統(tǒng)忽略。材料的密度和材料的彈性模量必須指定。

2)在模態(tài)分析在進行加載時，僅有零位移約束是有效的，忽略其它方式的載荷。

小車位于門架跨中位置，采用mass單元進行質(zhì)量加載，列出原桁架門式起重機垂直方向的固有頻率，前10階的固有頻率值見表1。

表1 原桁架門式起重機前10階固有頻率值

門式起重機的垂直動態(tài)剛度取[fv]=1.4～2Hz[6]，由1階固有頻率可知，該桁架門式起重機動態(tài)剛度未能滿足要求。

3 改造后桁架門式起重機靜、動力分析3.1 對原桁架門式起重機改造的方法

由現(xiàn)場司機反饋以及上文分析結(jié)果可知，增強該起重機重力方向剛度和小車運行方向的剛度是解決晃動問題的關(guān)鍵。而對該起重機來說，增加剛、柔支腿與主梁之間連接的剛度是較為簡便、可行性較高的方法，所以采用在支腿與主梁之間增加斜撐的具體措施。

1)剛性腿側(cè)，在豎腿與主梁間增加斜撐桿，間隔距離為主梁2個斜腹桿連接節(jié)點距離，斜撐桿截面選用同剛性腿橫桿。同時在斜撐桿下部剛性腿水平方向增加一套橫桿，以增強對斜撐桿的支撐作用；

2)柔性腿側(cè)，同樣增加斜撐桿，間隔距離與剛性腿側(cè)一致，斜撐桿截面選用同柔性腿橫桿。同時在斜撐桿的下部柔性腿水平方向增加一根橫桿，增強局部穩(wěn)定性。

3.2 改造后桁架門式起重機靜力分析

采用與上文分析時同樣的設(shè)置，在增加斜撐桿后，經(jīng)過分析獲得改造后桁架門式起重機最大等效應(yīng)力為137.97MPa，下?lián)现禐?0.7602mm，此時小車運行方向最大位移為29.298mm，最大等效應(yīng)力及重力方向上的位移出現(xiàn)在跨中（額定載荷下的等效應(yīng)力云圖見圖3，下?lián)显茍D見圖4）。由該分析可以發(fā)現(xiàn)，改造后的結(jié)構(gòu)，最大應(yīng)力略微降低，下?lián)现狄猜晕⒔档停≤囘\行方向最大位移大為減小。

圖3 改造后額定載荷下的等效應(yīng)力云圖

圖4 改造后額定載荷下的下?lián)显茍D

3.3 改造后桁架門式起重機模態(tài)分析

采用與上步模態(tài)分析時同樣的設(shè)置，對改造后桁架門式起重機進行模態(tài)分析，并列出其垂直方向的前10階的固有頻率值（見表2）。

表2 改造后桁架門式起重機前10階固有頻率值

由表2可見，改造后的桁架門式起重機，垂直方向固有頻率值均大于2Hz，均滿足大于許可值（[fv]=1.4～2Hz）的要求。改造后的起重機可大大降低對司機操作時的疲勞影響，增加操作人員心理安全性。

4 結(jié)論

本文根據(jù)起重機的具體情況，在考慮不利載荷條件下，建立桁架門式起重機的有限元模型，通過靜力學分析，得出起重機的強度、靜剛度數(shù)據(jù)，并根據(jù)現(xiàn)場操作人員的反饋情況，針對性地提出改造方案。然后對改造后的桁架門式起重機結(jié)構(gòu)先進行靜力分析，然后再進行動剛度校核，證明這種改造方案是有效且滿足設(shè)計要求的。針對本案例的分析：

1)對于主梁采用螺栓連接的柔性腿，分析時可看作固接。

2)由于軌道對行走機構(gòu)的約束作用，支腿下端沿主梁方向位移自由度不可完全釋放，須進行有限約束。

3)增大支腿與主梁連接位置尺寸，或采用增加斜撐的方式，可顯著減小沿主梁方向的晃動，同時增大整機固有頻率。

4)采用本文提出的改造方法，水平方向位移由47.2381mm減小到29.298mm，降低水平晃動值38%。經(jīng)過改造，垂直方向1階動態(tài)剛度由1.2629Hz提高到2.217Hz，提升動態(tài)剛度76%，滿足動態(tài)剛度計算許可，進一步將起重機固有頻率與啟、制動驅(qū)動（震源）頻率差值拉大，消除共振影響。

經(jīng)司機對改造前、后起重機的操作對比體驗和現(xiàn)場使用狀況驗證，改造后起重機的運行效果良好，基本解決了該桁架門式起重機啟、制動時的晃動問題，司機操作心理安全感也大為提高。

[1] 吳忠誠．鋼結(jié)構(gòu)吊車梁設(shè)計中的振動問題[J]．工程建設(shè)與設(shè)計，2012，（07）：73-74.

[2] GB/T 3811—2008 起重機設(shè)計規(guī)范[S]．

[3] 張磊．基于VB及APDL的門式起重機有限元分析系統(tǒng)[D]．成都：西南交通大學，2014.

[4] 王雪峰．電動葫蘆門式起重機結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化設(shè)計[D]．鄭州：鄭州大學，2014.

[5] 陳鵬．基于實例的起重機狀態(tài)監(jiān)測結(jié)果對設(shè)計的反饋性研究[D]．武漢：武漢理工大學，2002.

[6] 徐格寧．機械裝備金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2 009：315.

Shaking Analysis and Structural Modification of Truss Gantry Crane

Li Fang

(Zhumadian Branch of Henan Province Special Equipment Inspection Institute Zhumadian 463000)

For a 60 t truss gantry crane severe shaking phenomenon in the process of using, ANSYS fnite element software is used to carry out the static and dynam ic analysis and fnd out the reasons for shaking; this paper puts forward the method of reconstruction. The actual operation verif es the correctness of theoretical analysis and reconstruction, which is of great signif cance to the design and modif cation of gantry crane w ith truss structure.

Gantry crane Truss structure Rigidity Modal analysis ANSYS

X 941

B

1673-257X(2017)06-0060-03

10.3969/j.issn.1673-257X.2017.06.015

李方（1989～），男，本科，助理工程師，從事特種設(shè)備檢驗工作。

李方，E-mail: 176187394@qq.com。

2016-12-26）