门式起重机司机室振动分析与处理

彭敏林 许 容

(中船第九设计研究院工程有限公司，上海200063)

表1 振动数据(起升速度3.5 m/min)Table 1 Vibration data (lifting speed is 3.5 m/min)

依据表1的测试数据并结合相关振动评定标准ISO2372得知，起升机构振动在合格范围内，而司机室振动超出合格范围。初步推断是司机室在起升机构振动激励下产生共振。

司机室固定在门式起重机的刚性腿钢结构上。钢结构振动的固有频率很多，可以分为整体的振动固有频率和局部的振动固有频率。司机室也存在多阶固有频率，故司机室的整体振动不仅要考虑自身固有频率还要考虑其固定支承的方式。结合振动理论和实践，一个结构或构筑物整体振动的固有频率和局部振动的固有频率都是可以通过计算和实测得到的。本文为了较真实模拟现场情况，通过有限元实体建模仿真分析司机室的振动情况。实体模型包括司机室的大部分构件，对于电气部件等采用同等重量的配重替代。

1.2 有限元仿真分析

参照司机室供应厂商提供的设计图纸和技术参数，利用计算机三维建模软件CATIA建立门式起重机司机室三维模型，见图1。

图1 司机室模型Figure 1 Operator cabin model

研究司机室振动机理可先分析司机室的基频。司机室的基频即是司机室自身的一系列固有频率中最低的固有频率(有时候基频是一个频带)。基频是反映一个构件能够抵抗外来振动扰力激励影响最重要的参数。构件的刚度低，基频则低，就越容易受到振动扰力的激励产生构件的局部振动甚至是整体振动。从振动学的角度看，构件体系的固有频率都可以用有限元的方法进行计算。

用计算机有限元分析软件导入司机室三维模型，仿真出司机室振动频谱参数。先做司机室自由固有频率分析，这是仅有司机室自身模型，不加外界约束的情况。通过有限元分析，计算得到表2所示司机室的1～10阶基频谱。计算机有限元分析软件能形象地仿真出不同基频下的司机室振型，不同的频段振动方式不一样。表2中司机室最低基频为0 Hz，最高为11 Hz，说明司机室自由振动对低频比较敏感。司机室7阶频率为8.41 Hz，与现场测的频率接近。图2为司机室7阶基频对应的振型图。

将起重机司机室底座焊接固定在刚性腿结构外伸的底座上后，司机室振动受外界因素影响较大。用计算机有限元分析软件计算分析时，应按照现场情况，对有限元模型施加约束，作固定频率分析。计算得到司机室非自由振动的1～10阶基频谱，见表3，对比司机室自由振动基频有所不同。图3是非自由振动的司机室对应1阶的振型，与图2自由振动司机室对应的7阶振型差别不大。

表2 司机室自由振动的1～10阶基频Table 2 Low frequencies from 1st to 10th phases of operator cabin free vibration condition

图2 司机室自由振动7阶振型对应的应力应变图Figure 2 Corresponding strain to 7th phase vibration shaping of operator cabin free vibration

频段频率/Hz123456789108.42310.47810.73816.14117.1222.25622.63724.24327.40927.498

图3 司机室非自由振动1阶振型对应的应力应变图Figure 3 Corresponding strain to 1st phase vibration shaping of operator cabin non-free vibration condition

综合分析两种振动情况下的有限元分析软件仿真得出的数据，发现司机室的两种振动状态的基频谱数据均包含8.4 Hz这个频率，而且与现场测的频率接近。因此说明计算机有限元仿真能较好反映实际情况，误差也在可接受范围内。

从有限元仿真分析的数据可知，司机室振动较大主要是由小车起升机构振动引起的共振。门式起重机的司机室主要是从专业生产厂商外购，每台司机室的结构参数存在较大差异，所以即使对于安装在相同设计的起重机上的司机室也可能出现共振之类的特殊现象。

2 改进方案及实施效果

2.1 改进方案

x=Asin(wt+ψ)

参照频谱特性参数可知，减小振动可从多方面入手，但实际现场可改动的地方不多。结合理论公式可知，在其它参数不变的情况下，改变系统刚度K，就可改变系统的振动特性。工程应用中主要是改变振幅和频率，改变振幅即改变振动烈度。

按照工程使用要求，减小振动体的振动幅度最为理想。司机室为外购件并且已在使用过程中，修改司机室本身的可能性不大，可以修改司机室的支撑构架来减小振幅，即加强司机室的底座支撑和增加司机室顶部支撑。

为了评估修改司机室支撑后的效果，再次用有限元分析软件计算分析司机室模型的重新约束，即将司机室底座约束的同时对司机室顶部增加了前后方向约束。按照修改方案约束后，重新进行有限元仿真分析，计算得到司机室非自由振动的1～10阶基频谱，见表4。

从表4数据可知，司机室1阶频率为8.81 Hz，相比较之前的8.42 Hz改变频率不大，仅提高了0.4 Hz。司机室的1阶频率振型图4与修改前差别也不大。图5显示的司机室变形位移改变明显，振幅明显减小，由此可知对司机室支撑构架加强是一种较好的修改方案。

表4 司机室修改后1～10阶的基频Table 4 Low frequencies from 1st to 10th phases after operator cabin improvement

图4 司机室1阶频对应的应力应变图Figure 4 Corresponding stain to 1st phase frequency of operator cabin

图5 司机室1阶频对应的变形位移图Figure 5 Corresponding deformation displacement to 1st phase frequency of operator cabin

2.2 实施效果

司机室的下部支撑较弱，刚度欠佳，见图6。参照仿真结果，加高司机室下部悬臂梁的梁高，并增加司机室顶部支撑杆，增加司机室系统刚度。综合施工工艺要求，按照图7所示的方案修改，不需要变动起重机的结构和司机室自身构架。

现场施工严格按照修改方案执行，对司机室下部的支撑底座增加构件，司机室上部改造为用钢管连接司机室骨架和刚性腿的结构。整个修改过程工作量小，对其它部分没有影响。

图6 司机室修改前的支撑结构Figure 6 Supporting configuration before operator cabin improvement

图7 司机室修改后的支撑结构Figure 7 Supporting configuration after operator cabin improvement

起升振动烈度(mm/s)左侧底座右侧垂向侧向垂向垂向侧向垂向25%50%75%100%0.150.20.751.000.20.30.41.50.150.20.30.50.10.10.30.60.10.20.81.70.10.250.50.7

修改工程完成后，重新对司机室相应部位进行振动检测，测得数据见表5。对比修改前后的检测数据可知，本次改进效果明显。在起升机构各级速度运行时，司机室振动烈度数据均小于1.8 mm/s，同时测得振动频率最大还是约8 Hz，与修改前比较变动不大。测试数据全部满足规范要求，振动烈度达到ISO2372标准A级要求。

3 结论

通过对门式起重机司机室振动的实际测试数据和模拟仿真数据对比分析得出，振动主要是起升机构振动激励引起的共振产生的。因司机室机构无法改造，仅对司机室支撑结构进行了加强。通过模拟仿真和实际测试得知，在外界激振作用下，对振动部件作外部支撑加强，对振动频率影响不大，而对降低振动部件的振动烈度效果明显。因此该技改方案对降低司机室振动烈度有显著作用，达到了改造效果，实现了安全生产。

[1] 王文斌，等.机械设计手册[M].北京：机械工业出版社，2005.

[2] 张质文，等.起重机设计手册[M].北京：中国铁道出版社，1998.