浅析造船门式起重机动态刚性

王　晟

(中船第九设计研究院工程有限公司，上海200063)



浅析造船门式起重机动态刚性

王晟

(中船第九设计研究院工程有限公司，上海200063)

摘要：针对某船厂80 t造船门式起重机工作状态振动强烈，分别采用经典力学计算和有限元计算两种方法计算其动刚度，找出产生振动的原因，并提出相应的整改措施。

门式起重机作为船厂必不可少的设备，其作业性能受到越来越多的人关注。门式起重机主要包括主梁、刚性腿、柔性腿，上小车、下小车、大车运行机构和维修吊等。其振动特性是一个重要的指标，该指标影响作业安全性能。某船厂的门式起重机起重量为80t，跨度为55m，梁底高为26m，工作时振动强烈，极大的影响了现场作业。本文采用经典力学模型和有限元(ANSYS)计算其动刚度，并与《GB/T3811—2008<起重机设计规范>释义与应用》[1]中对门式起重机的动刚度的要求相比较，找出该门式起重机振动的原因，并提出整改的措施，为今后的门式起重机设计提供相关参考。

1　经典力学模型计算

对于门式起重机的动刚度的计算，文献[2]中有相关的结构简化模型和相关的计算公式。参照该门式起重机的施工图纸和相关技术参数(见图1)，利用经典力学理论计算该门式起重机的动刚度。

按照文献[2]，关于一个刚性腿和一个柔性腿门式起重机的动态刚性的计算步骤为：首先根据门式起重机相关的技术参数计算该门式起重机的水平位移，然后计算其水平动态刚性。

该门式起重机的水平位移x=Hsinα

式中，P是该门式起重机的额定最大起重机，P=80t；H是大梁型心离地面的高度，H=27 550mm；L是轨距，L=55 000mm；E是弹性模量，E=206 000；I1是主梁截面惯性距，I1=3.17e11mm4。可得α=0.0023 °，x=63.74mm。

式中，I2是根据该模型的图纸计算其刚性腿惯性距，I2=1.295e11 mm4；Me是当量质量，Me=286 kN·s2/cm。可得k=1.23，Ke=2 109 kN/cm，f=0.43 Hz。

2　有限元计算该门式起重机的动刚度

2.1　建模

依据该门式起重机的施工设计图纸，采用梁单元(BEAM188单元)建立其有限元模型。参照每个部件的质量统计表对各部件的材料密度做相应的调整，以反映其整体真实质量的大小及重心位置[3]。对于主要结构件的附属部件，采用均布载荷，最终完成整机的有限元模型，如图2所示。

2.2　约束与载荷施加

结合门式起重机的实际使用情况，主梁和刚性腿联接位置采用刚性联接。主梁和柔性腿连接的位置采用铰接，垂向位移与大车运行方向的位移耦合，其他方向自由度释放。将该门式起重机的大车运行的铰点施加3个方向的线位移约束。

图1　某船厂80 t门式起重机设计总图

图2　80 t门式起重机有限元模型

2.3　动刚度计算结果

由振动的理论知识可知，大型钢结构的高阶振频在存在阻尼的情况下，迅速随着时间衰减转化为低阶的振频。因此，对于门式起重机这样有着几万个振频的大型钢结构，研究其高阶的振动频率没有什么意义。一般情况下，对于大型钢结构都是选取前几阶的振频来分析。本文中，选取80 t门式起重机的前五阶的振频作为该门式起重机动刚度的计算结果。其前五阶的振动频率如表1所示。

通过经典力学计算得出该门式起重机的水平方向的振动频率为0.43 Hz，而通过有限元模态分析计算得出作用在该门式起重机上的最小振动频率为0.486 3 Hz。《GB/T 3811-2008<起重机设计规范>释义与应用》中规定门式起重机的水平振动频率不应小于0.5 Hz。两种方法都验证了该门式起重机水平振动频率不满足规范的最低要求。因此，该门式起重机在垂直于轨道方向的水平振动过于强烈，导致整机在作业的过程中振动强烈，影响其安全性和舒适性。产生这种现象的原因是由于当时的起重机设计规范中对于门式起重机的动态刚性没有明确的要求，且相关的设计人员对于该门式起重机的动态刚性没有足够的重视。

通过有限元的后处理，可以得到该门式起重机前五阶的振型如图3～图7所示。

图3～图7可以看出，第一阶的振型主要集中在垂直于大车运行的轨道方向，这与实际的使用过程中垂直于大车轨道方向的变形量大的实际情况一致。这也从侧面体现了有限元分析门式起重机的动态刚度的准确性。

3　整改措施

由于该门式起重机在水平方向的振动频率过小，整机的安全性和司机作业的舒适性等都受到极大的影响，因此必须采取相应的措施提高该门机的安全性和作业的舒适性。由于门式起重机大梁与柔性腿联接采用铰接，在其局部增加刚性支承将会改变起重机的结构形式。且在刚性腿门架内部加一些相关的支承，会减小该门机的作业区域，因此在其刚性腿侧门架外部增加水平支承，增大其刚性，增加局部水平支承，如图8所示。

表1　门式起重机的振动频率Table 1　Vibration frequency of grane crane

图3　门式起重机第一阶振型图

图4　门式起重机第二阶振型图

图5　门式起重机第三阶振型图

图6　门式起重机第四阶振型图

图7　门式起重机第五阶振型图

相对应该门式起重机在其刚性腿和主梁联接处增加了局部支承的结构图，利用有限元建立其相应的有限元模型，利用模态分析的后处理程序，得到其振动的频率为f=0.518 6 Hz，其对应的振型如图9所示。通过增加局部支承后，该门式起重机的振动频率得到了较大的提高，不仅满足了规范的要求，而且还对本机的作业性能没有什么影响。该整改方案以极小的经济代价取得了比较理想的效果。

图8　增加局部支承的门式起重机结构图

图9　增加局部支承后的第一阶振型图

4　结论

我们用两种方法计算了80 t造船门式起重机水平方向的振动频率，皆不满足规范的最低要求。根据现场实际情况，通过增加局部支承后，该门式起重机的振动频率得到了较大的提高，满足规范要求。在现场的整改中，取得了比较理想的效果。因此，在今后设计门式起重机时，垂直方向和水平方向的动态刚性都应考虑到。

参考文献

[1]全国起重机机械标准化技术委员会.GB/T 3811-2008《起重机设计规范》释义与应用.北京：中国标准出版社，2008.

[2]张质文，等，起重机设计手册.北京：中国铁道出版社，2001.

[3]王晟，等.造船门式起重机模态分析研究.中国重型装备，2013(4):3-6.

编辑傅冬梅

关键词：动态刚性；门式起重机；振动

AnalysisonDynamicStiffnessofShipbuildingGantryCrane

WangSheng

Abstract：Regarding to intense working vibration of 80 t shipbuilding gantry crane in a certain shipbuilding factory, conventional mechanical calculation and finite element calculation have been applied respectively to calculate its dynamic stiffness to find out vibration cause and put forward relevant improvement measures.

Key words：dynamic stiffness; gantry crane; vibration

收稿日期：2014—12—26

中图分类号：TH213.5

文献标志码：A