擦窗機結構危險點與危險部件分析

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(1.沈陽建筑大學機械工程學院，遼寧 沈陽 110168；2.遼寧省安全科學研究院，遼寧 沈陽 110004)

0 引言

隨著建筑行業的發展，擦窗機設備[1-2]的需求量逐漸增加，其結構的力學性能、安全性以及如何有針對性地對危險零部件進行檢測與維修是業內關注重點。吊臂、立柱和底架作為擦窗機設備的關鍵結構，對其進行力學特性研究和危險部件安全評價是至關重要的。因此，以屋面軌道式擦窗機結構為研究對象，建立有限元模型，對在役擦窗機結構進行靜動態分析，確定其危險部件，并結合 AHP-FCEM方法對擦窗機危險部件進行安全指數確認，為進一步對擦窗機進行安全評價奠定基礎。

1 結構有限元模型建立

1.1 結構基本假設

擦窗機結構有限元分析中，通過SolidWorks軟件實體建模，導入ANSYS Workbench軟件，再進行靜力學、模態和瞬態分析。為簡化和節省有限元分析過程中前處理設置時間，可以作如下假設處理：

①忽略吊船、鋼絲繩、配重塊、臂頭和起升機構的建模。

②忽略齒輪齒條、鋼絲繩、螺栓螺母、滑輪組、墊圈、滾筒和銷軸等輔助零件及連接零件。

③假設焊接質量為理想情況，焊后無氣孔、夾渣和裂紋等缺陷，故看作零件焊接后為剛性連接。

④忽略結構直徑尺寸小于10 mm的圓角以及結構中較小的倒角。

1.2 參數化建模

a.單元類型選用。擦窗機關鍵結構中吊臂、立柱和底架都是有鈑金組合焊接而成，且都是箱型結構，箱型結構截面尺寸遠小于各個組焊件的長度和寬度，根據ANSYS Workbench單元類型的各種作用，選擇板殼單元(SHELL63)進行分析較為合理。

b.材料屬性設置。吊臂、立柱和底盤組合焊接的材料是低合金鋼Q345，滑塊材料為45號鋼。密度均設為7.85×10-6kg/mm3，彈性模量2.1×105MPa，泊松比μ=0.3，重力加速度9.8 m/s2。

c.網格劃分。擦窗機結構裝配體網格劃分后未出現結構無效單元，以工況一和工況三裝配體模型為例，劃分后如圖1所示，其中節點數574 133個，單元數292 703個。

d.邊界條件處理。在有限元分析過程中，各節臂連接塊為剛性體和給定位移約束，一節臂滑塊組合與基臂之間設置為給定位移約束；吊臂與連接支架之間設為固定約束，連接支架與立柱之間限制X軸和Y軸位移約束，釋放繞Z軸旋轉自由度；立柱與底架接觸面設置為固定約束。

圖1 擦窗機結構有限元模型網格劃分

e.載荷施加。載荷施加分析中，將擦窗機在變幅平面內產生的起升載荷以及臂頭和起升機構自重載荷施加于二節臂端部；將吊臂、立柱和底架自重以慣性力的方式加載于整機。擦窗機結構有限元模型邊界條件及載荷施加如圖2所示。工況二中端部載荷加載數值為17.43 kN，無風載荷，其他數值與工況一中相同。

圖2 工況一邊界條件及載荷施加

2 結構靜動態分析

2.1 靜力學分析

a.等效應力分析。以工況一為例，擦窗機工作狀態，二節臂和一節臂伸出至極限幅度，吊船位于最大幅度位置并承受額定載荷，擦窗機承受垂直于吊臂和立柱的風載荷(風壓500 Pa)。端部載荷為16.27 kN，軸向載荷為7.3 kN，水平慣性載荷為4.56 kN，風載荷為4.81 kN，配重質量點為1 150 kg。用ANSYS Workbench軟件對工況一的擦窗機結構進行靜力學分析，等效應力分析結果如圖3和圖4所示。

圖3 整機結構等效應力云圖

b.總變形分析。根據圖2可知，各種載荷施加力大小以及配重質量點數值，用ANSYS Workbench軟件對工況一的擦窗機結構進行靜力學分析，總變形分析結果如圖5～圖8所示。

由典型工況下，擦窗機結構靜力學分析結果可知：

① 二節臂和一節臂尾端局部截面應力較大，數值在57.32～102.97 MPa之間；基臂臂頭端局部截面應力較大，數值在62.92～104.87 MPa之間；立柱底架結構背風面側板所受應力較大，數值在59.87～107.63 MPa之間；以上關鍵部位應是強度檢測和結構檢修關注的重點部位。

② 當吊臂前端分別施加額定載荷和125%額定載荷時，整機結構最大位移均出現在二節臂臂頭處；立柱結構近中心線受壓側連接孔部位產生最大變形為9.78 mm；底架結構垂直于軌道梁中心線部位變形為3.11～5.12 mm之間；以上關鍵部位應是變形檢測和結構檢修關注的重點部位。

圖4 立柱底架結構等效應力云圖

圖5 整機結構總變形圖

圖6 立柱底架背風面總變形圖

圖7 整機結構Y軸變形

圖8 整機結構Z軸變形

③吊臂和立柱的受力情況在全縮工況與全伸工況相比，應力值均明顯降低，且工況一受風載較大，易發生傾翻，因此工況一為決定吊臂承載能力極限狀態的危險工況。整機結構以及立柱底架結構最大應力值同比減小10%左右，說明風載荷是直接導致Z軸負向位移和關鍵結構最大應力值增加的重要因素。

④工況三中，整機結構應力值和總變形值明顯小于工況一和工況二相應數值，后續危險部件研究中工況三內容作為參考。

2.2 動態分析

在擦窗機實際工作中，整機結構會受到隨時間變化的動載荷作用，與靜載荷相比，如果該動載荷不是主要載荷，那么可以只做靜力分析，忽略載荷的影響。但是很多時候，擦窗機會受到顯著的動載荷作用(如暴風等)，尤其是當受到的動載荷的頻率與其自身固有頻率相接近時，會引起整機結構的共振，使其產生較大的動應力，嚴重時可導致變形過大甚至是結構破壞，這時就有必要對其進行動力分析。

a.模態分析。考慮無應力狀態模態分析，分析擦窗機結構三種工況中前六階振型。工況一和工況二無應力模態分析中，有限元模型、接觸條件、網格劃分和邊界條件施加內容均相同，故兩種工況模態分析結果是，結構各階模態固有頻率及振型如表1所示；第一階模態固有振型如圖9所示；第二階模態固有振型如圖10所示。

b.瞬態分析。根據擦窗機結構靜力學分析，各節臂臂頭和基臂尾部位移明顯，立柱和底架的位移較小忽略不計。結構瞬態分析過程中可將擦窗機結構起升系統簡化為二自由度振動系統[3]，滿足工程需要的前提下，通過提高計算效率獲得結構薄弱環節。

表1 結構各階模態固有頻率及振型

圖9 第一階模態固有振型

圖10 第二階模態固有振型

以工況一為例，獲得整機結構位移、速度和加速度時間曲線，如圖11～圖13所示。

由典型工況下，擦窗機結構動態分析結果可知：擦窗機結構以第一階振型為基本振型，固有頻率為2.001 5 Hz，其振型表現形式為吊臂左右擺動，二節臂端部擺動位移最大；由瞬態分析結果可知，結構在1 s內都處于沖擊振動狀態，當起升時間在0.2 s左右時，沖擊振動最為激烈，同時可得二節伸縮臂結構所受沖擊影響較大，基臂與立柱連接架應力較大。

圖11 位移-時間曲線

圖12 速度-時間曲線

圖13 加速度-時間曲線

3 結構危險點及危險部件確定

3.1 危險點確定原則

危險點是誘發或有潛在可能導致機械設備中相關零部件失效的部位或者截面[4-5]。擦窗機整機系統包括金屬結構、鋼絲繩、制動器和電氣系統等零部件，由于系統復雜龐大現場檢測檢修目標多變，因此需要準確確定結構、零部件危險點位置，有針對性的進行現場檢測，為降低和規避擦窗機運行故障或事故風險提供依據。

收集相關數據統計及查閱參考文獻，工程機械類設備在施工作業過程中和安裝拆卸以及維修過程中故障或事故時有發生。參考起重機、吊籃故障發生原因和擦窗機設計規范(GB19154-2017)中故障分類及危害度系數表，確定擦窗機結構損傷模式如表2所示。

根據以上分析，提出以下危險點確定原則：

①金屬結構所受應力較大部位。

②設備運行，金屬結構受載荷后變形較大部位。

③金屬結構中焊縫、裂紋以及銹蝕嚴重部位。

表2 擦窗機結構損傷模式

④金屬結構和鋼絲繩出現變形較大與磨損嚴重部位。

⑤制動器和電氣系統磨損和過熱程度較大以及電路接觸不良部位。

擦窗機整機危險點可以根據上述原則確定，同時還需考慮設備實際運行情況。因設備復雜，安全因素影響較多，危險點確定有難度，可以結合結構力學理論計算、結構有限元分析以及結構重要度分析結果為危險點確定提供有力支持。

3.2 危險點確定

根據危險點定義、擦窗機損傷模式內容以及危險點確定原則，以擦窗機結構力學分析、擦窗機結構靜動態分析以及結構重要度分析結果為基礎，再結合現場檢驗維修記錄完成擦窗機整機危險點的確認，經以上分析獲取的結構危險點如圖14所示。

①二節臂臂頭處受多變載荷，理論計算與有限元分析確定其產生較大變形，二節臂臂頭中立面封板與下部槽鋼焊接處為剛度和變形檢測危險點。

②各節吊臂連接處承受應力較大，易產生應力集中而導致材料失效，所以各節吊臂滑輪連接處下部外表面為吊臂強度檢測危險點。

③立柱與基臂連接支架通過銷軸連接處承受交變載荷，易產生變形及強度失效，連接支架銷軸孔邊緣強度檢測危險點，支架吊耳邊緣為剛度和變形檢測危險點。

④立柱與底架受壓側側板以及背風面側板、底架結構垂直于軌道的橫梁承受較大應力。

⑤立柱板1、立柱板2和墊圈焊接處為立柱強度檢測危險點。

⑥一二節臂尾端局部截面、基臂臂頭端局部截面承受較大應力，以上位置為重點檢測危險點。

⑦吊臂、立柱和底架金屬結構中焊縫、裂紋處、銹蝕處和變形處為重點檢測危險點。

⑧鋼絲繩承受拉伸和沖擊載荷，產生變形、斷絲和斷股部位，制動器長期使用產生磨損和溫度過高的位置，電氣系統線路纏繞、接觸不良和破損的部位為重點檢測危險點。

圖14 結構危險點

3.3 整機危險部件確定

以安全科學的手段結合故障致因理論[6]以及安全評價理論為基礎，從擦窗機危險點分析與安全評價內容入手，定義擦窗機危險部件是指一切可能導致擦窗機故障或事故發生的存在安全隱患的金屬結構、關鍵零部件或電氣系統。

3.3.1 金屬結構中危險部件

由危險點確定原則和擦窗機危險點內容可知，吊臂結構中三節伸縮臂連接處所受應力較大，立柱與基臂連接架、立柱與底架連接根部產生較大應力，二節伸縮臂端部產生最大變形。由擦窗機結構模態和瞬態分析結果可知，吊臂、伸縮臂連接處、吊臂與立柱連接處出現扭轉變形，二節伸縮臂結構所受沖擊影響較大，基臂與立柱連接架應力較大。動態分析結果獲得的危險部位在理論計算與靜力學分析結果范圍內。

擦窗機金屬結構中吊臂、立柱和底架由板材焊接而成，將焊縫假設為板材之間的剛性連接，故分析金屬結構危險部件時，不考慮單個板材零件作為危險部件進行分析，將吊臂、立柱和底架分別作為相對獨立的金屬結構危險部件進行安全評價研究。

3.3.2 其他類型危險部件

鋼絲繩因具有繞性好、強度高等優點用于擦窗機起升和變幅機構，使用頻繁受力情況復雜，有磨損和斷股等損傷模式；制動器用于擦窗機工作調速和制動，因使用頻繁易出現制動片磨損，間隙變大導致制動失靈，或者因制動摩擦溫度過高，導致制動器燒損；電氣系統可能因線路接觸不良、磨損等原因，導致電氣設備故障，使擦窗機整機停止運行，影響生產效率。

參考起重機結構安全評價或風險評估研究文獻[7]，結合領域專家對擦窗機其他零部件分析判定，鋼絲繩、制動器和電氣系統有很大可能導致擦窗機故障或事故發生，故將以上三種部件作為危險部件用于擦窗機整機安全評價研究。

4 基于危險部件的安全指數確認實例

依據理論計算、有限元靜動態分析結果確定的危險部件，應用AHP-FCEM方法[8]，以在役CWGS250型屋面軌道式擦窗機為例，對該擦窗機金屬結構、關鍵零部件和電氣系統使用狀況、安全狀態進行安全指數確認，為進一步的安全評價分析提供依據。

根據參考文獻[9]所述，確定各子系統影響因素安全指數以及結構安全性狀態，按照標度推薦值，專家對其進行評價打分，提取有效數據建立各子系統比較判斷矩陣，根據金屬結構、關鍵零部件和電氣系統比較判斷矩陣，計算其中吊臂、立柱、底架和鋼絲繩、制動器和接觸不良、燒損的次級子系統評價指標權重，對結果進行一致性檢驗得CR<0.1，滿足一致性要求。然后對次級子系統評價因素進行模糊綜合評判，得到次級子系統安全指數及安全性狀態描述內容見表3所示。

表3 子系統安全狀態

根據金屬結構、關鍵零部件和電氣系統安全指數以及結構安全性狀態，通過專家打分并進行分析，確定整機與各指標權重和安全指數數值如表4所示。

由表4可得金屬結構安全指數為0.658，關鍵結構安全指數為0.691，電氣系統安全指數為0.783，子系統三種危險部件中金屬結構安全指數最小，指標權重最大，故主要針對金屬結構系統提出改進措施。金屬結構子系統中，吊臂結構安全指數為0.682，吊臂結構對擦窗機結構系統的可靠性影響最大，立柱結構安全指數為0.588，底架結構安全指數0.685，次級子系統中立柱結構安全指數最低，吊臂結構次之，底架結構相對安全。

5 結束語

①基于SolidWorks和ANSYS Workbench軟件完成擦窗機結構參數化建模和有限元靜力學分析，完成有限元模型有效性驗證，靜力學分析結果表明二節臂和基臂臂頭端局部截面、基臂與立柱連接架、鋼絲繩、立柱結構近中心線受壓側和底架結構垂直于軌道梁中心線等部位是結構重點檢修部位。

②基于ANSYS Workbench完成三種工況下結構模態與瞬態分析，獲得其前六階模態固有頻率、振型圖、位移、速度和加速度時間曲線，分析結果表明擦窗機結構以第一階振型為基本振型，固有頻率為2.001 5 Hz，二節伸縮臂結構所受沖擊影響較大，基臂與立柱連接架應力較大。

③根據數據統計及文獻查閱，分析確定了擦窗機危險點確定原則，確定擦窗機結構危險點，并依據安全評價理論確定擦窗機危險部件為金屬結構、關鍵零部件和電氣系統，對其進行安全指數確認，為進一步的擦窗機安全評價奠定基礎。

表4 權重和安全指數數值表