基于APDL的門座起重機臺車參數(shù)化有限元仿真＊

福建省特種設(shè)備檢驗研究院 福州 350008

0 引言

門座起重機作為散貨碼頭重要的裝卸設(shè)備，廣泛的應用在港口、碼頭等企業(yè)中，為全民經(jīng)濟發(fā)展發(fā)揮著重要作用。隨著中國對外經(jīng)濟的不斷發(fā)展，門座起重機不僅在功能上推陳出新，在額載能力、工作速度上也不斷增強[1]。然而，由于門座起重機作業(yè)環(huán)境比較惡劣，一方面長期在海邊受到海風的侵蝕；另一方面作業(yè)頻繁，很多散貨還帶有腐蝕性。因此，大車的行走臺車（以下簡稱臺車）上經(jīng)常出現(xiàn)母材或焊縫裂紋，成為出現(xiàn)裂紋概率最高的部件之一。這些裂紋的擴展勢必帶來行走困難、耽誤生產(chǎn)，嚴重的將發(fā)生局部坍塌或兩側(cè)行走不同步，造成起重機的傾翻事故。

由于臺車的外形不規(guī)整，內(nèi)部結(jié)構(gòu)復雜，造成結(jié)構(gòu)受力分析困難、應力容易集中，通過傳統(tǒng)的受力分析無法準確判斷薄弱環(huán)節(jié)。因此，本文從有限元仿真角度來進行實體建模、模擬施加約束和載荷、以及整體受力分析。此外，考慮到不同型號的門座起重機僅在臺車上的尺寸有所不同，為了避免重復建模，以及方便設(shè)計、維修上的優(yōu)化，還采用的Ansys軟件中的APDL語言來進行參數(shù)化建模、仿真，再利用VB軟件編寫可視化程序，為臺車裂紋的原因分析，以及后期修復提供建議和幫助。

1 臺車的參數(shù)化仿真

1.1 載荷的確定

門座起重機的門架有4個支腿，起重機轉(zhuǎn)臺以上可繞筒體中心做360°旋轉(zhuǎn)，綜合起重機的運行工況可知，各支腿承受載荷的極限工況如圖1所示。圖中a、b、c、d分別代表4個支腿，根據(jù)經(jīng)驗判斷在工況3時b支腿承受的載荷最大。

針對工況3對模型進行簡化。在不考慮外界擾動情況下，起重機整體只受豎直方向外力及自身的自重，故將起重臂系統(tǒng)簡化為一根梁。支腿支撐b、c連線與起重臂所在直線重合，此時臂架兩側(cè)臺車支撐a、d是對稱的，故臺車支撐a、d所受載荷相同，得該結(jié)構(gòu)的受力分析如圖2所示。圖中，G1為配重質(zhì)量，G2為轉(zhuǎn)臺及人字架總質(zhì)量，G3為臂架系統(tǒng)質(zhì)量，G4為載荷質(zhì)量；L1為幅度，L2為配重至上回轉(zhuǎn)中心的距離，L3為b、c支腿之間的距離，L4為轉(zhuǎn)臺及人字架總質(zhì)量至上回轉(zhuǎn)中心的距離，L5為臂架系統(tǒng)端部至回轉(zhuǎn)中心的距離；Fa、Fb和Fc為支腿的支撐反作用力。

此時，結(jié)構(gòu)為超靜定結(jié)構(gòu)，無法直接由靜力學平衡原理求解，只能有變形協(xié)調(diào)條件增加方程求解。具體為釋放圖中a(d)處的約束代替以力Fa滿足在此約束處的繞度為零，此約束處的繞度為3個外伸梁模型集中載荷產(chǎn)生的繞度加一個簡支梁模型集中載荷產(chǎn)生的繞度之和。根據(jù)材料力學知識，對各集中力在該處的繞度進行疊加，繞度以向上為正得出方程式為

由式（1）可求得Fa，再通過式（2）對c點求力矩平衡即可求得Fb，最后根據(jù)式（3）求得Fc。由于支腿的力由支腿下方多個臺車承載，最終臺車受到的力為Fc/n，其中n為支腿下方臺車的個數(shù)。

1.2 有限元模型的建立

APDL是Ansys軟件中內(nèi)嵌的編程語言，通過APDL語言編寫的命令流來實現(xiàn)臺車的參數(shù)化建模[2]。建模時，以臺車上表面中心為原點，建立笛卡爾坐標系，采用Solid 45單元實現(xiàn)三維實體建模。圖3為根據(jù)某門座起重機臺車的有限元模型。為確保計算準確，劃分網(wǎng)格主要采用四邊形單元劃分，臺車的材料選擇Q235，彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3。

1.3 邊界條件及載荷

臺車兩側(cè)豎軸與行走機構(gòu)滑輪固結(jié)，將兩豎軸孔底平面結(jié)點約束全部自由度，再根據(jù)前面計算得到的臺車載荷施加在臺車穿過臺車兩豎板的橫向軸兩端。

1.4 計算結(jié)果及分析

圖4為臺車結(jié)構(gòu)3個方向的總位移云圖。行走機構(gòu)臺車外載豎直向下，豎軸軸孔處位移最小，越靠近橫軸位移越大，合位移最大點在上平面中部橫軸處。圖5為臺車的Von mises等效應力云圖。從圖中可以看出，最大Von-mises等效應力出現(xiàn)在下板兩端豎軸軸孔周圍，其他部位應力均比較小。

2 臺車的可視化界面

Ansys軟件可通過APDL語言來實現(xiàn)二次開發(fā)[3]，結(jié)合VB軟件實現(xiàn)二次開發(fā)的關(guān)鍵是通過編寫程序?qū)崿F(xiàn)調(diào)用APDL語言編寫的命令流，并在Ansys中運行。其主要步驟有：

1）在VB中生成供命令流文件調(diào)用的動態(tài)數(shù)據(jù)文件。通過VB中的print命令形成相應的數(shù)據(jù)文件，在事先編制好的命令流文件中加上/input命令。

2）在VB中調(diào)用Ansys命令。在VB中它的實現(xiàn)方法是通過VB中的窗口函數(shù)Shell（）來實現(xiàn)。

3）VB對Ansys結(jié)果的提取與查看。查看輸出的文本文件可通過VB中的順序文件訪問的方法。

圖6為行走機構(gòu)臺車的參數(shù)輸入界面。通過該界面用戶輸入數(shù)據(jù)，然后點擊“確認參數(shù)并進行結(jié)構(gòu)分析”按鈕，軟件啟動并生成新的數(shù)據(jù)文件，對命令流文件中尺寸代號進行賦值，得到新的命令流文件，同時后臺調(diào)用啟動Ansys軟件進行分析計算。當軟件運行提示Ansys計算完畢，用戶便可點擊“查看計算結(jié)果”按鈕，軟件自動彈出結(jié)果查看窗口，在窗口中可以查看基本的分析結(jié)果如圖7所示。

3 臺車參數(shù)化分析應用

3.1 臺車裂紋概況及原因分析

某港口的一臺門座起重機在運行幾年后，在大車行走臺車腹板軸孔處的加強板與腹板焊接焊縫出現(xiàn)裂紋，裂紋的原因主要有：1）裂紋為加強板與腹板結(jié)構(gòu)的突變處，極易產(chǎn)生應力集中；2）由于大車輪子運行中的啃軌，將有可能帶來側(cè)向力；3）由于軌道接頭間隙超標或軌道不平整時，大車移動過程將對臺車產(chǎn)生沖擊載荷。

3.2 臺車結(jié)構(gòu)的優(yōu)化

針對該臺車出現(xiàn)的裂紋，一方面應對大車軌道進行調(diào)整，如軌道間隙、高低差和跨度偏差等；另一方面應對臺車焊縫裂紋處應力集中情況進行結(jié)構(gòu)的優(yōu)化。從后者來看，臺車的外形不規(guī)整，結(jié)構(gòu)復雜，無法用傳統(tǒng)力學分析來計算各種板塊或是某個區(qū)域的應力。為此，結(jié)合可視化有限元分析程序可以簡便、快捷地得到整體臺車應力分布情況，同時亦可針對應力較大的地方進行結(jié)構(gòu)尺寸方面的優(yōu)化[4]。

圖8a為利用有限元分析程序進行的臺車軸孔附近的靜態(tài)應力計算結(jié)果。從分析上看，該加強板的上面和下面部分出現(xiàn)了應力集中，但應力集中的區(qū)域較小，且應力值不大，在應力允許的范圍。因此，可認為造成裂紋的主要原因是動載荷，即大車運行時的沖擊載荷所致。為了從結(jié)構(gòu)上進行優(yōu)化，降低該處的應力集中，最直接的辦法是增加加強板的面積。通過有限元分析程序，直接輸入加強板的直徑即可調(diào)節(jié)。直徑增大7%后的應力分布情況見圖8b。比較圖8b和圖8a可知，加強板與腹板連接處的應力明顯減小，最大約下降22%，同時略微較小了臺車的最大應力值。此外，還可通過增大軸的直徑，其中軸增大16%后的應力分布如圖8c。從圖中可以看出，在加強板中間原來應力較大處的應力明顯減小，減少約20%，加強板與腹板連接處應力也下降約13%。圖8d為同時增大軸和加強板直徑的應力云圖，可以看出原來應力較大處的應力均明顯減小。綜上所述，通過增大加強板的面積或增大軸的直徑是非常有效的辦法，但考慮修復的方便，可優(yōu)先選擇增大加強板的面積來增加承載能力。

4 結(jié)論

利用Ansys中的APDL參數(shù)化建模、分析，通過VB軟件建立友好的門座起重機臺車有限元分析程序，該程序可為不同尺寸的臺車實現(xiàn)快速的有限元分析。通過應用表明，該程序能有效的為各種尺寸行走臺車進行結(jié)構(gòu)設(shè)計優(yōu)化，以及在維修策略上，能提供支持與幫助，這種方法可為起重機中的其他重要部件設(shè)計優(yōu)化、維修最優(yōu)方案提供有力借鑒。