門式起重機偏斜運行的影響分析

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門式起重機的運行軌道長度從幾十米到幾百米不等，運行機構通常采用分布驅動方式，在設計中需要考慮偏斜運行和水平側向載荷的影響。門式起重機大車行走機構偏斜運行的原因很多，如軌道基礎的直線度、吊裝載荷的不均勻分布、小車在門架平面內的運行起（制）動、大車行走電機轉速的細微差異等等。起重機偏斜運行時的水平載荷是指裝有車輪的起重機或小車做穩定狀態的縱向運行或橫向移動時，發生在他的導向裝置上由于導向的反作用引起的一種偶然載荷[1]。

研究水平側向力載荷的影響對整機設計有重要意義，在設計計算分析時，偏斜運行的原因可分為邊界約束條件的不對稱和載荷（動力）的不對稱。

1 水平側向載荷

目前水平側向力的計算方法有系數法和極矩法，系數法雖然有一定的局限性，但計算方法簡單且相對安全，目前在國標和許多國際規范中仍大量使用[2]。在實際設計中，門式起重機偏斜運行時的水平側向載荷Ps可按下式作簡化計算

其中：ΣP為門式起重機承受側向載荷一側的行走梁上有效軸距有關的相應車輪經常出現的最大輪壓之和，不考慮動力效應。

λ為水平側向載荷系數，與起重機跨度S和起重機基距B（或有效軸距a）的比值有關

MDG 系列門式起重機單側行走梁為4 組車輪，為計算最大輪壓，令小車在支腿側極限位置處，選取小車滿載沿軌道方向制動工況，小車水平慣性力指向剛性腿方向，同時選取風載荷吹向剛性腿方向，此時整機重量G1和慣性力矩Mg和風載力矩Mf都在支腿側產生最大靜態輪壓Pimax

式中：G2為小車自重，按照規范要求計算水平側向載荷Ps，單側計算輪壓之和僅計算最外側兩組車輪輪壓2P，有效軸距a，如圖1 所示。

圖1 MDG門式起重機行走機構示宜圖

因水平側向載荷與單側輪壓有關，而大車方向的制動雖然會影響單個車輪的最大輪壓，但不會影響單側車輪的輪壓和值，所以計算水平側向載荷時不予考慮。對于門式起重機剛性腿和撓性腿側的最大輪壓及水平側向載荷如表1 所示。

表1 水平側向載荷計算表

2 載荷組合

門式起重機結構計算B1 工況為在正常工作狀態下，正常操作除起升機構外的驅動機構，存在工作狀態風載荷影響下的載荷組合。為計算載荷對不同部位的影響，通常在跨中、剛性腿側、撓性腿側和懸臂端分別就加載計算[3]。

起重機自重部分取起升沖擊系數φ1，起升載荷取動載系數φ2，大車和小車的水平慣性力取水平運行沖擊系數φ5。采用有限元軟件SAP 進行桁架結構建模加載，模型結構如圖2 所示。此時加載位置基本都在門架結構上部，結構邊界在支腿底部約束三方向平動自由度和豎直方向的轉動自由度。

圖2 門式起重機計算模型圖

起重機金屬結構計算B5 工況為在正常工作狀態下，空中懸吊起升載荷，起重機在帶坡度的不平軌道上以恒速偏斜運行，有工作狀態風載荷影響下的載荷組合。起重機自重起升沖擊系數φ1和起升載荷動載系數φ2由軌道運行沖擊系數φ4代替，此工況考慮了水平偏斜力的影響，不再考慮由驅動機構加速引起的水平慣性力影響。

3 特殊載荷

當起重機出現嚴重偏斜運行狀態時，不僅對附近部位，而且對整體結構都會產生不利影響。為分析偏斜運行影響程度，選取一種現場電機發生故障時的特殊工況進行模擬校核。起重機大車運行起動過程中，一側運行機構發生故障未啟動，另一側行走機構在電機作用下產生沿軌道方向的驅動力，而未啟動的一側因為主梁發生扭轉產生水平側向載荷，此二者共同作用在主結構上，出現最不利的非工作載荷組合，設此模擬載荷組合為D1 工況。

模型計算時在一側加載電機運行驅動力，將另一側約束靜止狀態的靜摩擦力之下，分別計算剛性腿側和撓性腿側運行機構故障的情況，建立模型分析對結構的影響。為體現底部軌道載荷的附加力，將底部約束的平動自由度釋放，在支腿底部加載水平側向力。因撓性腿平面剛性弱于剛性腿，因此選取撓性腿側加載水平側向載荷和水平運行慣性力，計算分析其影響。

4 實例分析

考慮由大車運行機構引起的水平慣性力影響。本龍門吊大車運行速度21m/min；折算速度為0.35m/s，查表加速時間4.1s，取加速度0.098m/s2，取得水平慣性力系數φ5（換算重力系數）為

電機選型功率為4kW，數量為4，經計算電機驅動力9 000N 略大于水平慣性力，在模擬D1工況計算時取較大值作為危險載荷代入。

B1 工況，正常工作載荷。結構應力統計表中數值為在不同位置加正常工作載荷時得到的各桿件的最大應力值。B5-1 數據為撓性腿側小車滿載、大車制動時載荷組合工況的應力值。

B5-2 工況水平偏斜力從軌道接觸位置產生，但由于支腿底部輪緣與軌道之間平動約束的存在，結構變形被限制在輪緣間隙范圍內，因此只影響局部結構。為研究其載荷影響，本工況模型將軌道水平約束放寬，分析對整機結構受力的影響。

D1 工況邊界約束條件同B5-2 工況，載荷項目增加了行走電機作用的運行驅動力。各組合工況計算結果如表2 所示。

表2 結構應力統計表

從表2 中計算結果可知，水平側向載荷作為一種常規載荷，雖然在不同規范中對其取值有差異，但對結構整體影響不大。B5-1 工況結構應力小于B1 組合工況的最大應力值，局部桿件應力增大后仍符合許用應力要求。B5-2 工況與B5-1工況計算結果比較，水平側向力增大了撓性腿側附近結構應力，但對剛性腿側幾乎沒有影響。在設計起重機時，一般只考慮水平側向力的局部影響，如行走臺車和行走梁。

D1 工況與B5-1 工況計算結果比較，對撓性腿側應力影響很小，但對剛性腿側水平腹桿影響較大。此模擬工況下撓性腿的不對稱載荷對主梁受力為水平面的懸臂載荷，門式起重機跨度較大，力臂較長，軌道在行走方向上沒有約束，因此產生了較大的水平彎矩。剛性腿作為約束端，其根部水平約束反力達到了7×104N，遠超規范推薦算法的計算結果。偏斜運行導致在主梁變截面處也產生了較大的局部結構應力。本文計算代入載荷僅為電機正常運行時的驅動力，整機運行起動時大車行走電機有瞬時啟動轉矩峰值效應，并會產生運行沖擊載荷，可能引起結構桿件的應力屈服破壞。

為避免偏斜運行對門式起重機整體結構的影響，GB/T 3811-2008《起重機設計規范》中要求：當門式起重機跨度超過30m 時，需要采用剛性腿加撓性腿的支腿結構；跨度大于40m 的門式起重機和裝卸橋應設置偏斜指示或限制裝置。現實中單側電機同時損壞的可能性較小，且電氣保護裝置會限制出現單側運行的情況發生，正常工作時不會出現如D1 模擬工況的極限狀態。門式起重機兩側支腿運行的同步性要能實現檢測反饋，一般運行偏斜量控制在1‰以內；當偏斜量超過3‰時，應立即停車檢查[4]。

5 結論

本文通過建立門式起重機有限元分析模型，計算對水平側向載荷和水平慣性力，并模擬一種故障狀態下的極端情況作為特殊載荷組合進行計算起重機的安全性，分析規范制定的原因如下。

1）水平側向力的產生原因很多，按照規范取值計算得出的水平側向載荷后，應分析對局部結構的影響，對本文研究結構形式的門式起重機在保障其他載荷組合通過校核的前提下，可以不單計算整機金屬結構應力。

2）在D1 工況的極限狀態下，由部件故障等原因引起的水平側向載荷已經遠遠超過了規范計算的正常值，對整機結構也產生了不可忽略的應力影響，必須采取有效糾偏措施，保障門式起重機的運行安全。

3）門式起重機跨度較大時，采用撓性腿結構和糾偏裝置進行控制都會降低運行偏斜載荷對整體結構受力的影響。