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浅谈门式起重机的稳定性设计

摘 要：本文通过对一起门式起重机的倾覆事故现场勘察及事故原因分析，探讨门式起重机稳定性的设计。

起重机械是现代工业生产中不可缺少的设备，被广泛地应用于各种物料的起重、运输、装卸、安装和入员输送中，从而大大减轻了体力劳动强度，提高了劳动生产率。起重机械是以间歇、重复的工作方式，通过起重吊钩或其他吊具起升、下降，或升降与运移物料的机械没备。它在搬运物料时，经历上料、运送、卸料及返回原处的过程中，工作范围较大，危险因素很多。而在起吊过程中，起重机械的整体失稳倾覆是起重事故中后果最严重、经济损失最大的一种类型，起重机的稳定性的设计越来越引起重视。但对广大的使用者来说，具有变幅机构的臂架类起重机，如流动式起重机、门座式起重机和塔式起重机等容易失稳发生倾覆事故，却往往忽视了门式起重机也同样存在稳定性的问题。因此，希望通过对一起门式起重机倾覆事故的现场勘行程开关察及事故原因分析，引起起重设备行业对门式起重机稳定性设计的重视与关注。

1、事故经过

2007年6月某日上午，福建省某水电站安装于进水口检修闸口的一台水电站门式启闭机在调试过程中发生倾覆事敝，经过如下：起重机处于安装调试过程中，还未进行验收检验。该起重机额定起重量主起外机构2×630KN、副起外机构2×250KN，司机室操纵，大车轨距8m，小车轨距10.12m，悬臂端长度l2m，安装于该水电站进水口段坝顶，州于起吊淞洪道榆修闸门、进水口检修闸门和起吊拦污栅铰链就会恢复到原来的折叠状态的作业，其中起吊栏污栅时小车的工作位置在门架的悬臂端。事故工况为，该起重机的主起外机构吊有重约88t的进水口拦污栅(加上下滑轮组和拦污栅平衡梁共重约97t)；副起外机构吊有重约23t的清污耙斗，主副起外机构均为双吊点同步运行。此时发现起重机倾斜，慢慢往上游倾覆至进水口河床。据现

场人员称，起重机发生倾斜时未听见任何异响，本次事故未发生人员伤亡。

2、现场勘察及事故原因分析<圆雕/p>

受水电站的委托，特种设备监督检验技术人员对该起重机发生倾覆的事故原因进行了调查。根据对设备情况及事故经过的了解，因该起重机倾覆至进水口河床水面以下，打捞工作还然后未开展，故暂不具备对起重机机体进行检测的条件，事故调查采用技术资料的审查、复核，事故现场和遗留痕迹勘察，以及组织制造、安装和业主各办人员参加会议就事故及安装情况进行询问取证等方式进行。我们重点从金属机构、基础和轨道的分析、载荷分析等三个办面勘察事故现场并查阅制造安装单位提供的资料，对事故原因进行分析。

经事故调查人员分析，发现事故的主要原因是事故工况下该起重机的稳定性不符合要求。

3、稳定性分析

通过对起重机械设计制造单位提供的设计计算书复核，对照事故工况下的载荷情况，我们发现制造单位在稳定性设计办而存在以下缺陷。

（1）门架重心设计计算失误

该起重机门架重心设计计算存在失误，门架重心位置计算偏差528.85mm，同时设计中未考虑到起重机处于最不利位置的情况，导致该起重机在额定载荷工况稳定性不符合要求，起重机不满足GB／T《起重机设计规范》和DL／T5 《水电水利工程启闭机设计规范》的要求。

我们采用的计算方法为重心位置的计算方法是首先将机构的各组成零部件离散化，并假设一个基准轴线，分别计算轴线前后各零部件对轴线的力矩；然后求轴线先后各零部件的力矩代数和，即求出不平衡力矩和；最后由不平衡力矩除以机构的总重量即得到机构的重心偏离基准轴线的距离。所有计算数据来源为制造单位提供的起重机制造竣工图，竣工图中未提供的部分参数采用设计计算书中的相关数据。

①小车重心位置

取小车机房上下游长度的中心线为基准轴，小车的重心位置与设计计算书中的结果一致。计算过程如下：

②门架重心位置

取起重机上下游两门腿的连线中心为基准轴，坐标往上游方向为正，相反为负，经计算摇床门架的重心位置X=883.85mm。查设计计算书中门架重心的计算，取上游侧门腿中心线为基准轴，其计算结果为Xj s=3645mm，按设计计算书取取上游侧门腿中心线为基准轴，将我们的计算结果进行算，X'=.85=3116.15mm。两者的计算结果是不同的。

门架重心计算过程

门架总重量并用锁纸轮固定为：

44

G=∑=91997.12(kg)

i=1

各部件重量与相脚坐标乘积之和M：

44

M=∑（Gi×Xi)=.40()

i=1

门架总重心X：

X=M/G=.40/91997.12=883.85(mm)

查制造单位提供的设计计算书，其中关于门架重心的计算存在缺陷。

在设计计算书中，同样采用计算公式：X=∑Gi×X微机控制等实验机i／G，但该公式成立的必要条件是：

∑Gi=G。而设计计算书中门架各部分的重量累加值不等于门架的总重量，这样条件下的计算结果必然存在误差。

在设计计算书中，计算门架各组成部分对基准轴的力矩时，有重量为74419K9的Gll(其它件重量)重心位置取在上下游两门腿的连线中心，即认为G11中包含的各部件相对于上下游两门腿的连线中心对称分布。G11中包含门架的上中横粱、平台和平台栏杆、小车轨道和压板等部件。

门架的上中横梁只有一根，用于连接上游侧两门腿，下游侧两门腿在该高度是没有横梁的，所以上中横梁的重心应取在上游侧门腿中心线。因此设计计算书中重4597．18K9的上中横梁重心取在上下游两门腿的连线中心，取值偏差了4m，给门架各部件的力矩代数和带来了18388.72Kg·m的力矩偏差。

此外门架的上游端悬臂比下游端悬臂长4100mm，即门架的平台。和平台栏杆、小车轨道和压板等部件对上下游两门腿的连线中心均为偏心布置，设计计算书中将其重心取在上下游两门腿的连线中心有误差，这几个部件的累加重量为6197.3Kg，对各部件的力矩代数和计算带来的影响也是不可忽的。

从事故经过看，起重机的稳定性发生破坏前，主起升机构和副起升机构的载荷都处在停止状态，但应当考虑载荷提升过程中的动载冲击对起重机稳定性有影响。因此计算事故工况下起重机的稳定性时，载荷系数自重K1取0.95，载荷K2取1.2。事故发生时基本无风，按不考虑风载计算可得：

事故工况下，K2按照动载系数1.2取，据现场多方陈述，大车静止不动，微风，故不考虑起重机水平惯性力，也不考虑下游起重机风载荷(即F=0)的影响。

M稳定 M倾覆，所以起重机的稳定性不符合要求。

由于起重机小车在悬臂端工作位置上处于自由状态，没有受到牵拉也未到达限位位置，当起重机失去稳定性开始倾斜，起重机悬臂端下倾，小车沿悬臂导轨逐渐向上游方向位移，更加增大了起重机的倾覆力矩，随着小车位移的增大，起重机的倾覆力矩也越来越大，直至起重机倾覆。

（2）未考虑主副钩同时带载的情况

查阅设计制造单位提供的设计计算书和使用说明书，设计制造单位未考虑在主副钩同时带载的情况下的电气联锁保护，设计计算书中未考虑事故中两套起升机构同时带载的工况；起重机本身的安全保护装置未对该种工况进行限制；而使用说明书中均未有两套起升机构不得同时带载的说明，制造单位也未向安装单位进行该项技术交底铝壳电阻。在安装调试人员为避免工件的相互干涉，进行两套起升机构同时带载操作的情况下，导致了事故的发生。

4、结束语

对大多数的门式起重机来说，工作位置往往不在悬臂端，而且主粱的长度远远大于悬臂的长度，故在设计时，没有象具有变幅机构的臂架类起重机要求设置变幅行程限位器、力矩限位器等限制l旧度的安全保护装置，稳定性一般也符合要求。而从这起案例我们可以看到，事故起重机的悬臂长度大于大车轨距，且起重机的工作位置位于悬臂端，类似于塔式起重机的小车变幅结构，在设计相似结构的门式起重机，应当引起大家的足够重视，要充分考虑各种工作情况，对重心计算和稳定性校核方面应仔细核查，避免再发生此类事故。

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