抓斗卸船機電機支座結構穩定性分析

冀 祥

大連華銳重工集團股份有限公司

1 引言

某抓斗卸船機的起升電機為三相交流變頻電機，額定功率為350 kW，供電電網頻率50 Hz。由于電機支座結構形式不規范、采用傳統計算方法不便，造成支座過重，剛度過大，材料利用不充分。為此對支座結構進行優化設計，建立有限元模型，進行模態及諧響應分析，對支座在一個完整的工作循環下，不同階段的受載進行計算，得到支座節點的諧響應頻譜及結構的固有頻率，由此論證支座結構優化方案的合理性。

2 電機支座的受力分析

電機正常工作時，機座受到頻率為電網頻率2倍的旋轉力矩作用，因為電機支座與電機座由螺栓固定，故電機負載扭矩將作用于電機支座上，激勵頻率為2倍的電網頻率[1]。

在抓斗卸船機一個完整的工作循環過程中，將起升電機的工作化分為3個階段[2]。啟動階段：此階段電機負載最大，初始啟動頻率較低，頻率隨著轉速迅速提升,逐漸靠近電網頻率50 Hz；穩態運行階段：電機輸出功率穩定，頻率在電源額定頻率50 Hz左右，電機轉速穩定；抓斗空載下降階段：電機轉速超過額定轉速，電機處于弱磁工況，調頻后電源頻率為56 Hz左右。

對原機座建立有限元模型，將電動機用MASS21代替，將MASS21單元點與支座兩受載面進行耦合，至此支座與電動機構成整體結構，后續激勵將施加于質量單元[3-4],有限元模型見圖1。

圖1 電機支座耦合模型

通過對原電機支座模態分析,固有頻率為184 Hz左右,而電機支座在受載的3個階段最大激勵頻率為112 Hz左右，遠遠小于電機支座的固有頻率。對原機座進行靜力分析，從模態和靜力分析結果來看，原電機支座存在結構優化的空間。

3 電機支座優化及諧響應分析

3.1 諧響應理論

系統在有持續激勵時的振動稱為強迫振動，按隨時間變化的規律分類，激勵可分為簡諧激勵、周期激勵及任意激勵。簡諧激勵載荷隨時間按正弦規律變化，簡諧激勵下系統的響應，包括由初始條件引起的自由振動、伴隨強迫振動(激勵)發生的自由振動以及等幅的穩態強迫振動三部分。前兩部分由于阻尼的存在，是逐漸衰減的瞬態振動，稱為瞬態響應，它只存在于振動的初始階段，該階段稱為過渡階段。第三部分是與激勵同頻率、同時存在的簡諧振動，稱為穩態響應。諧響應分析用于確定結構在簡諧激勵下，即隨時間按正弦規律變化的載荷時的穩態響應。分析的目的是計算出結構在幾種頻率下的響應，通常是位移頻率曲線。

諧響應系統的動力響應實際上是解一個完整的動力方程，它是一個二階常系數線性微分方程[4]：

={P(t)}

(1)

ANSYS軟件為諧響應分析提供3種方法，分別是完全法、縮減法、模態疊加法。3種方法各有優缺點，本文采用完全法進行諧響應分析。

3.2 優化方案一

根據上面的分析，對電機支座的結構進行減重優化，將支座結構的電機支座的蓋板及支座的腹板和橫向筋板進行切割去除，上述部位對支座的應力及應變影響較小，去除后支座重量降低35%。對優化后的A型電機支座結構進行靜力分析，發現應力與應變變化極小，依然在強度和剛度允許范圍內。

對A型支座進行模態分析，提取其四階模態振形(見圖2)，可知A型支座第一階振形是對稱電機支座軸線左右擺動，第二階振型是支座蓋板相對支座底部固定端的反復扭動，第三階振型支座的前后擺動，第四階振型是支座的腹板自身左右振動。

圖2 A型支座模態振型圖

提取A型電機支座固有頻率(見圖3)。其第一階固有頻率為112.3 Hz左右，而從電機支座的受力分析中已知，抓斗在空載下降階段，電機的工作頻率為56 Hz,作用于電機支座上的激勵頻率為112 Hz，恰好為電機工作頻率的2倍。由于A型電機支座的一階固有頻率與支座所受的電機激勵頻率重合，一階模態的振型是電機支座的主振型，電機工作時，極易引起支座的共振，故對A型電機支座進行諧響應分析[4]。

圖3 A型支座四階固有頻率

將扭矩激勵施加于MASS21單元點，對頻率范圍內的電機支座的振動位移進行計算，諧響應頻譜圖見圖4。從圖4可以看出在112 Hz左右，支座在外部激勵作用下，A型結構的電機支座產生位移急劇增大，電機重心(MASS21單元點)位移數值達到0.56 mm,超出允許的振動量。由此可知，盡管A型結構的電機支座在靜應力條件下，剛度和強度滿足使用要求，但在動載荷的作用下，由于其自身固有頻率與外部激勵頻率接近，導致其振動過大不滿足使用要求。

圖4 A型支座諧響應頻譜圖

3.3 優化方案二

重新對電機支座的結構進行減重優化，切除支座結構的電機支座的蓋板及支座的腹板，部分切除橫向筋板，去除后支座重量降低了20%，將其命名為B型電機支座。對優化后的結構進行靜力分析，發現應力與應變變化極小。對B型電機支座進行模態分析，提取其固有頻率，見圖5。

圖5 B型支座四階固有頻率

由圖5可知，優化后的B型電機支座的的一階固有頻率為158.17 Hz，避開了支座所受到的電機激勵頻率范圍,在此基礎上對優化后的B型電機支座進行諧響應分析[4]：扭矩激勵施加于MASS21單元點，對3個階段頻率范圍內的B型電機支座的振動位移進行計算。

第一階段B型電機支座的受載的頻率范圍是0～100 Hz,以電機最大過載2倍額定扭矩進行諧響應分析，提取電機重心節點的位移(mm)，即MASS21單元點，頻率位移見圖6。

圖6 B型支座第一階段諧響應頻譜圖

第二階段電機支座的受載的頻率范圍是90～100 Hz,以電機滿載額定扭矩進行諧響應分析，提取電機重心節點的位移，頻率位移見圖7。

圖7 B型支座第二階段諧響應頻譜圖

第三階段電機支座的受載的頻率范圍是100～120 Hz,以抓斗空載產生的扭矩進行諧響應分析，提取電機重心節點的位移，頻率位移見圖8。

圖8 B型支座第三階段諧響應頻譜圖

通過以上3個階段的諧向應分析可知，優化后的B型電機支座在第一階段和第二階段的頻率范圍內的激勵作用下，節點的振動最大位移為0.017 mm；在第三階段節點振動位移在支座固有頻率158 Hz左右，振動位移會陡然升高，但實際電機支座的激勵頻率不會超過120 Hz,該階段的振動最大位移為0.03 mm,滿足實際生產中對電機支座的結構穩定性的要求。

4 結語

對優化后的電機支座結構進行諧響應分析，優化后電機支座滿足結構穩定性的要求，支座橫向筋板對電機支座的結構穩定性影響較大,制約著電機支座的振動位移，在以后的設計工作中，可以充分利用這一特性。優化結構的電機支座相對于原支座，重量減輕了20%，可實現一定的經濟性。