多行車非對稱平衡載荷吊裝技術

周亞芬 徐建中

上海振華重工(集團)股份有限公司長興分公司

1 引言

在生產過程中經常會遇到車間現有起重設備工作能力滿足日常生產的吊運需要，但是當生產設備更新或需要吊運檢修時，不能滿足其吊運需要，移動式起重設備又無法進入車間作業，導致車間超大、超重設備無法吊運的問題。一般應對此類難題常采用組合抬吊作業[1]。振華公司長興分公司鍍鋅車間鋅鍋自重較大，車間現有起重設備載荷有限，兩部行車也無法實現抬吊作業，鋅鍋吊運難度大。

為解決鍍鋅車間鋅鍋吊運難題，詳細了解車間起重設備技術參數和性能，勘測作業現場工況，采集車間基礎數據后，對多種鋅鍋吊運方案論證比較，最終采用一種創新的3部行車組抬吊方案，成功完成鋅鍋吊運作業。

2 項目概況

根據生產任務安排以及環保整改要求，需在短期內完成車間升級改造，鍍鋅車間鋅鍋需要撤舊換新。更換鋅鍋主要有兩部分工作，首先將車間內部舊鋅鍋清理拆除并吊運出車間，再將新制的鋅鍋吊運到車間內部安裝。車間現有5部行車，起升高度均為12 m，單部行車上有兩部5 t電動葫蘆，總額定起重載荷為10 t。

鋅鍋嵌入式安裝在專用的爐灶內，爐灶工作平臺高度1.8 m，四周圍欄高度0.5 m。拆除鋅鍋時需要將其吊離工作臺，鋅鍋底部與離地面保持大于2.5 m的高度，占用較多的起升空間。鋅鍋外形尺寸(長×寬×高)為：9 200 mm×2 200 mm×2 150 mm，凈重約21 t，大大超出單部行車額定載荷。若采用兩部行車抬吊，根據《起重機械安全規程》要求“用兩臺或多臺起重機吊運同一重物時，鋼絲繩應保持垂直；各臺起重機的升降、運行應保持同步；各臺起重機所承受的載荷均不得超過各自的額定起重能力。如達不到上述要求，應降低額定起重能力至80%；也可由總工程師根據實際情況降低額定起重能力使用。吊運時，總工程師應在場指導[2]。”兩部行車降底額定載荷后起重載荷為16 t，仍然滿足不了鋅鍋的吊運條件。

3 吊裝方案分析

鋅鍋安裝在車間中間位置，距兩側大門約25 m，爐灶工作臺較大，汽車吊無法進行車間內作業。若在車間頂部開天窗由頂部吊裝到工作臺，安裝周期長、操作難度大、費用高，且存在較大的安全隱患。

從降本增效、安全便捷等多方面考慮，決定采用多部行車抬吊方案。但常規吊裝方式仍存在起吊能力不足、鋅鍋長度方向與行車軌道方向垂直、多部行車抬吊對起升高度要求較高等問題。為了避免上述問題，采用3部行車組合抬吊，并對方案進行可行性分析。

(1)采用3部行車聯動作業時，行車軌道需同時承載3臺行車、鋅鍋、吊具等部件載荷，經過計算分析行車中心距保持3.5 m，可滿足安全吊裝要求。

(2)3部行車中間1部獨立，負載鋅鍋一端，兩邊行車形成一組，負載鋅鍋另一端，形成“品”字狀吊裝形式(見圖1)。

圖1 3部行車組合形式

(3)設計專用吊架、平衡吊梁，其重量(含索具)約1 t，鋅鍋重約21 t，總起重量為22 t；利用行車組合及吊梁進行重力分配，重新設置鋅鍋吊點位置，受力圖見圖2。

圖2 鋅鍋重力分配

(4)中間1部行車上的2個電動葫蘆(總額定載荷10 t)通過平衡吊梁負載8 t，兩側行車共4個電動葫蘆(降底額定載荷后總額定載荷為16 t)通過專用吊梁抬吊負載14 t，均滿足要求。

通過方案可行性分析后，選擇3部行車組合抬吊方案。

4 吊裝計算

4.1 吊耳布置與強度計算

根據受力圖分析，遠離重心位置的負載為8 t，該側對稱安裝2個5 t標準吊耳。由于該方案特殊，近重心側受行車位置影響導致吊架上的吊點與鋅鍋吊耳開檔尺寸相差較大，起吊鋼絲繩對吊耳存在斜向拉力，為避免吊耳受側向力影響，吊耳安裝角度為60°并安裝加強筋板(見圖3)，且需進行吊耳強度校核[3]。

圖3 近重心側吊耳安裝示意圖

吊耳受力為：

(1)

式中，D為起重量(包括工藝加強材料)；C為不均勻受力系數，取1.5～2；n為同時受力的吊耳數。

許用拉應力為：

(2)

式中，[σ]為材料許用正應力，MPa；K為安全系數，一般取K=2.5～3.0；σs為鋼材的屈服極限，取σs=225 MPa。

吊耳抗拉強度校核如下：

<[σ]=90 MPa

(3)

式中，R′為吊耳主板抗拉截面長度，mm；D主板為吊耳主板厚度，mm。故吊耳抗拉強度滿足要求。

吊耳擠壓強度校核如下：

<0.6×σ′s=0.42σs=94.5 MPa

(4)

故吊耳擠壓強度滿足要求。

吊耳焊縫強度校核如下：

<[σ]=67.5 MPa

(5)

故吊耳焊縫強度滿足要求。

4.2 吊架結構強度計算

受鋅鍋安裝位置約束，其寬度與行車軌道方向一致，鋅鍋寬度方向吊耳開檔為1 520 mm，匹配的內外側兩部行車鉤頭間距為7 000 mm，若要滿足吊裝工況要求，必需設計專用吊架，才能在有限的起升高度空間內作業，同時使行車上多部電動葫蘆受力均勻(見圖4)。

圖4 吊架使用示意圖

在吊耳滿足要求的前提下，利用軟件建模對吊架進行受力分析，計算吊架的最大變形量及內部應力[4]。通過計算，最大變形量為5 mm，最大應力為160.5 MPa，均發生在吊架下部連接鋅鍋的吊耳位置，各參數均符合要求。

4.3 平衡梁強度計算

遠離鋅鍋重心側吊點由中間一部行車負載8 t，為了使行車上兩部電動葫蘆受力均勻，設計使用平衡梁，強度計算如下。

4.3.1 平衡梁受力分析

平衡梁受力分析前，對其進行力學簡化，將平衡梁簡化為單跨簡支梁，載荷受力形式見圖5。

圖5 簡化平衡梁荷載受力形式圖

平衡梁簡化模型中L=2.5 m。

平衡梁簡化模型集中力Pd為：

Pd=Pgγg+Pqγq=80×1.2+10×1.4=110 kN

(6)

式中，Pg為平衡梁恒定荷載，取80 kN；Pq為平衡梁活動荷載，取10 kN；γg為平衡梁恒定荷載系數，取1.2；γq為平衡梁活動荷載系數，取1.4。

由力矩平衡計算可得，A點的支座反力RA=55 kN，B點的支座反力RB=55 kN，最大彎矩為：

(7)

4.3.2 平衡梁受載截面

平衡梁界面為H型鋼，規格為294 mm×200 mm×8 mm×12 mm，材質為Q235；平衡梁長度方向塑性發展系數取1.05；許用撓度為L/250。

平衡梁截面系數見表1。

表1 平衡梁截面參數表

翼緣厚度tf=12 mm；腹板厚度tw=8 mm。

4.3.3 強度及剛度校核

彎曲正應力校核：

σmax=Mmax/(γx×Wx)=88.62 MPa

<抗彎設計值f=310 MPa

(8)

A處剪切應力計算：

τA=RA×Sx/(Ix×tw)=26.04 MPa

(9)

B處剪切應力計算：

τB=RB×Sx/(Ix×tw)=26.04 MPa

(10)

支座最大剪應力：

τmax=26.04 MPa

<抗剪設計值fv=180 MPa

(11)

最大撓度：

(12)

相對撓度校核：

(13)

綜上所述，此行車組合抬吊鋅鍋方案滿足力學要求。

5 鋅鍋吊裝工藝

5.1 施工準備

根據現場工況以及行車起升高度計算吊架、吊梁以及鋅鍋吊裝所需的鋼絲繩(?28、?36)若干、6 t卸扣8件、10 t卸扣4件。因電動手拉葫蘆在鍍鋅車間長期未使用，需要全面檢查，進行多部行車聯動測試。拆除舊鋅鍋前清除鍋內雜物，拆除爐灶與鋅鍋間所有連接件。

5.2 舊鋅鍋拆除

首先，根據方案要求將吊架、吊梁與行車電動葫蘆進行連接，測試3部行車聯動性能。再將行車連同吊梁整體移動到舊鋅鍋上方，安裝吊裝鋼絲繩及卸扣，并將靠近重心側吊耳之間用5 t手拉葫蘆連接，防止鋼絲繩夾角產生的水平分力對鋅鍋產生影響。最后緩慢提升，使鋅鍋底部距地面2.5 m。行車同時平移，將鋅鍋吊到轉運車上，整個過程強調指揮人員與施工人員協調性。

5.3 更換新制鋅鍋

新制鋅鍋的吊裝與拆除過程相反，鋅鍋成功拆除也為安裝提供經驗，最終順利安裝到位。

6 結語

應用3部行車品字形吊裝構件順利安全的完成了鍍鋅車間鋅鍋的吊裝，說明多行車非對稱平衡載荷的情況下也可以實施吊裝作業，吊裝方案是否可行還需要通過計算和仿真進行驗證。通過對吊裝方式的改變可以實現車間內超重不規則構件的轉運，為其他特殊情況的吊裝提供了有效的借鑒。