夾輪器抗風(fēng)防滑能力試驗動態(tài)仿真研究

吳峰崎，許海翔，姚文慶，張 進，周建波

（上海市特種設(shè)備監(jiān)督檢驗技術(shù)研究院，上海 200333）

0 引言

在露天工作的大型物流裝備-起重機械都要求安裝有合適的抗風(fēng)防滑裝置，以避免在受到臺風(fēng)和突發(fā)的陣風(fēng)襲擊時，造成重大人身傷害和財產(chǎn)損失事故。大型設(shè)備的抗風(fēng)防滑能力來源于所采用的抗風(fēng)防滑裝置的性能。用戶在采用抗風(fēng)防滑裝置時，除了按照設(shè)備類別和規(guī)格合理選型并正確安裝外，測試抗風(fēng)防滑裝置性能是否達到了設(shè)計指標也是很重要的[1～4]。

為了檢測夾軌器、防風(fēng)鐵楔制動器和夾輪器產(chǎn)品的抗風(fēng)防滑能力，根據(jù)我單位的起重機械抗風(fēng)防滑裝置試驗臺，模擬起重機械在工作狀態(tài)下受到較大風(fēng)力的陣風(fēng)和非工作狀態(tài)受到強風(fēng)暴(臺風(fēng))襲擊的情況，檢測這些產(chǎn)品的抗風(fēng)防滑能力。本文結(jié)合先進的ADAMS動力學(xué)仿真軟件，對抗風(fēng)防滑裝置中的關(guān)鍵設(shè)備-夾輪器在抗風(fēng)防滑裝置試驗臺的試驗狀況，進行動態(tài)分析研究，為實際的動態(tài)試驗檢測和理論分析，奠定比較好的試驗比對和產(chǎn)品優(yōu)化數(shù)據(jù)基礎(chǔ)。

1 計算模型建立

1.1 計算物理模型

本試驗臺由機架、導(dǎo)向桿、模擬重力油缸、加載橫架、連接支架、車輪架、各種制動器連接座、模擬風(fēng)力油缸、液壓站系統(tǒng)、電控測試系統(tǒng)等組成。試驗臺機架采用焊接式整體結(jié)構(gòu)，由鋼板焊接而成，其作用是使受力形成閉環(huán)，無需堅實的地基。

圖1 防風(fēng)安全裝置檢測試驗臺結(jié)構(gòu)示意圖

車輪架基體由鋼板焊而成,其上安裝兩個車輪,車輪可按需要更換。液壓加載油缸模擬起重機的重力通過銷軸作用到車輪架和車輪上,傳遞兩個車輪的模擬輪壓。車輪架備有三個安裝各種防風(fēng)裝置相應(yīng)支架的接口。

1.2 載荷和約束力、位移計算

港口起重機工作狀態(tài)防風(fēng)是防止起重機在風(fēng)力作用下沿大車軌道方向滑行。根據(jù)有關(guān)標準要求和工作狀態(tài)起重機發(fā)生的溜車趨勢，取風(fēng)載荷作用方向沿著大車軌道方向且水平。

設(shè)計夾輪器試驗裝置時，應(yīng)保證模擬起重機在非工作狀態(tài)風(fēng)力作用下保持不動。其中對于試驗的夾輪器確定的夾緊力時，忽略制動器、坡道阻力和車輪輪緣對軌道側(cè)面摩擦的影響，驗證夾輪器產(chǎn)生的夾緊力：

式中：PfⅢ為非工作狀態(tài)時，沿運行方向作用在起重機上的風(fēng)載荷（N）；

Pm為起重機運行的摩擦阻力（N）；

l為制動器鉗口中心到車輪中心的距離；

r為所制動車輪的半徑。

鉗口夾緊力：

式中：μ為鉗口與車輪的摩擦系數(shù)，該試驗的夾輪器摩擦系數(shù)為0.42，試驗的夾輪器如圖2所示。

kn為為安全系數(shù)。

圖2 試驗的夾輪器

試驗的夾輪器見圖2，該夾輪器應(yīng)用于可用于室外大中型起重機及港口裝卸機械工作狀態(tài)下的防風(fēng)制動和非工作狀態(tài)下的輔助防風(fēng)制動作用；夾輪器一般只安裝在從動輪上,通過加緊車輪進行直接制動,可有效防止車輪在風(fēng)力作用下滾動。它的結(jié)構(gòu)特點是采用常閉式結(jié)構(gòu),安全可靠；蝶形彈簧夾緊,液壓釋放；備有限位開關(guān),可與主機行走機構(gòu)進行聯(lián)鎖保護；采用高性能無石棉摩擦襯墊,摩擦系數(shù)高且穩(wěn)定。

1.3 計算工況

夾輪器設(shè)計制動能力計算公式為F=μN；其中，F(xiàn)為摩擦制動力；N為鉗口與車輪相互作用力，即正壓力；μ為摩擦因數(shù)。由設(shè)計公式可知，摩擦力與摩擦因數(shù)和正壓力成正比。而夾輪器的實際制動能力與很多因數(shù)有關(guān)，而影響最大因素為鉗口與車輪接觸面。而夾輪器抗風(fēng)防滑能力的產(chǎn)生是鉗口壓入車輪產(chǎn)生的夾持摩擦力，與鉗口和車輪接觸面積相關(guān)。假設(shè)水平風(fēng)載荷的數(shù)值為30kN，用裝有液壓壓力傳感器的液壓推力油缸模擬風(fēng)的水平力。用液壓加載油缸模擬起重機的重力為400kN，使單個車輪的輪壓理論上達到200kN左右。

2 計算結(jié)果及分析

2.1 帶有夾輪器的輪軌模型分析

圖3 帶有夾輪器的輪軌模型

為了簡化分析和弄清原理，先分析夾輪器作用在防風(fēng)試驗裝置中左面車輪上的情況，建立了帶有夾輪器輪軌adams多體動力學(xué)分析模型，根據(jù)Hertz 接觸理論,采用impact函數(shù)提供得非線性等效彈簧阻尼模型廣義力:

式中：mF—法向接觸力，單位為 N；

K（Stiffness）—Hertz 接觸剛度，表示接觸表面的剛度，單位為 N/mm；

iδ—接觸點的法向穿透深度，單位為mm；

e（Force Exponent）—力的指數(shù)，剛度項的貢獻因子；

C（Damping）—阻尼系數(shù)，單位為N.sec/mm，通常取剛度值的 0.1～1%；

Vi—接觸點的法向相對速度，Vi是iδ的導(dǎo)數(shù)，單位為 mm/sec。

軌道固定，輪軌、夾輪器的鉗塊和車輪之間加了接觸力，接觸剛度設(shè)置為100000N/mm，接觸點的法向穿透深度設(shè)置為0.01mm,阻尼系數(shù)設(shè)置為1000N.sec/mm，力的指數(shù)設(shè)置為1.5, 靜摩擦系數(shù)μs為0.5，動摩擦系數(shù)μd為0.42，如圖3所示。

為了讓模型能靜平衡，同時考慮實際情況，設(shè)置一個階躍函數(shù)的水平推力force=step ( time, 0.01,0, 5, 30000 )，水平推力的運行曲線如圖4所示。

圖4 水平推力的運行曲線

根據(jù)查找該試驗夾輪器的型號資料，得知其規(guī)格及技術(shù)參數(shù)中夾緊力為75kN，設(shè)置的車輪接觸夾緊力力的運行曲線如圖5所示。

圖5 車輪接觸夾緊力力的運行曲線

圖6 車輪在不同工況下的質(zhì)心水平波動曲線

夾輪器在加緊力為750kN時，分別在輪壓為200kN (靜摩擦系數(shù)μs為0.5，動摩擦系數(shù)μd為0.42時)，輪壓為400kN (靜摩擦系數(shù)μs為0.5，動摩擦系數(shù)μd為0.42時)，輪壓為200kN，加大靜摩擦系數(shù)μs為0.9，動摩擦系數(shù)μd為0.8時的車輪質(zhì)心水平波動曲線如圖6所示，從圖中可以得知，在200kN輪壓變化之間，在保證車輪不轉(zhuǎn)動的情況下，車輪質(zhì)心水平方向運動不大，運行10秒后才0.8mm，因為采用的impact函數(shù)提供的非線性等效彈簧阻尼模型廣義力，故可以得出結(jié)論，在以上工況下可以說是靜止的，說明設(shè)置與理論分析的結(jié)果一致。

2.2 裝置有夾輪器的試驗輪軌模型分析

圖7 抗風(fēng)防滑裝置試驗臺數(shù)學(xué)計算模型

為了準確模擬計算風(fēng)載荷作用效果，建立圖7所示抗風(fēng)防滑裝置試驗臺數(shù)學(xué)計算模型。x為沿著軌道方向，y為垂直軌道豎直方向，z為垂直軌道水平方向。為了求出車輪輪壓，給每個車輪加上了接觸約束；軌道固定，輪軌、夾輪器的鉗塊和車輪之間加了接觸力，接觸剛度設(shè)置為100kN/mm，接觸點的法向穿透深度設(shè)置為0.01mm,阻尼系數(shù)設(shè)置為1000N.sec/mm，力的指數(shù)設(shè)置為1.5，靜摩擦系數(shù)μs為0.5,動摩擦系數(shù)μd為0.42，根據(jù)試驗裝置在液壓加載力為400kN，水平推力為60kN，夾輪器在夾緊時車輪不能推動的情況下，分別設(shè)置兩個階躍函數(shù)的水平推力force=step ( time, 0.01, 0, 5,30000 )，這樣總共水平推力為60 kN，使之與實際相符，這樣計算出來的結(jié)果才符合實際意義。

設(shè)置的車輪接觸夾緊力的運行曲線如圖8所示，夾緊接觸力顯示在75 kN左右。

圖8 左右夾輪器夾緊方向接觸力曲線(與夾緊力一致)

通過模型的計算結(jié)果，得到液壓加壓為600 kN時，左右車輪垂直方向接觸力曲線，如圖9所示，輪壓力加上試驗裝置的自重，在325kN左右，這與實際情況符合。

圖9 液壓加壓為600 kN時，左右車輪垂直方向接觸力曲線

從計算的兩車輪的水平接觸力曲線可知，如圖10所示，左車輪主要抵抗水平推力的作用力，因為左車輪在夾輪器作用下，不能轉(zhuǎn)動，承受的是移動摩擦力，而右車輪沒有夾輪器作用，理論上是滾動摩擦，故顯示了夾輪器用于室外大中型起重機及港口裝卸機械工作狀態(tài)下的防風(fēng)制動和非工作狀態(tài)下的輔助防風(fēng)制動作用，效果還是比較明顯的。

圖10 液壓加壓為60t左右車輪水平接觸力曲線

圖11 在不同工況時下支撐質(zhì)心水平波動曲線

根據(jù)以上的分析，建立的模型計算結(jié)果符合實際，同時為了顯示其他假設(shè)工況的情況和車輪運行趨勢，設(shè)置了夾輪器在加緊力為75kN時, 液壓整體加壓為600kN，單個車輪輪壓為300 kN(靜摩擦系數(shù)μs為0.5,動摩擦系數(shù)μd為0.42) 時，以及整體加壓為400 kN，單個車輪輪壓為200 kN時，加大靜摩擦系數(shù)μs為0.9，動摩擦系數(shù)μd為0.8時的車輪質(zhì)心水平波動情況，同時與在整體加壓為400kN，單個車輪輪壓為200kN時，靜摩擦系數(shù)μs為0.5,動摩擦系數(shù)μd為0.42時的工況作對比，如圖11所示，在200kN輪壓變化之間，在保證車輪不轉(zhuǎn)動的情況下，車輪質(zhì)心水平方向運動不大，運行10秒后才5mm左右，因為采用的impact函數(shù)提供的非線性等效彈簧阻尼模型廣義力，且因為該模型相對建模比較復(fù)雜，無法進行靜平衡，但趨勢與圖6的情況是一致的，這也是為什么進行上述簡化模型計算的原因，故可以得出結(jié)論，在以上工況下可以說是靜止的，說明設(shè)置與實際試驗及理論分析的一致性。

3 結(jié)論

通過對起重機抗風(fēng)防滑裝置中夾輪器抗風(fēng)防滑能力的仿真計算分析和其制動裝置能力計算、狀態(tài)分析，得出以下結(jié)論：

1) 可以結(jié)合能夠?qū)嶋H檢測的數(shù)據(jù)曲線，進行仿真擬合，可以一定程度上實現(xiàn)對車輪和夾輪器夾鉗等接觸剛度和阻尼參數(shù)的合理真實求解，以后結(jié)合實際測試結(jié)果進行修正即可。

2) 利用起重機自重作用車輪與軌道產(chǎn)生摩擦力防風(fēng)，一定要考慮起重機結(jié)構(gòu)不對稱性。起重機支撐輪壓分配不均性，需要合理設(shè)計選擇夾輪器的抗風(fēng)防滑能力。

3) 夾輪器是靠摩擦力來實現(xiàn)抗風(fēng)防滑的，所以應(yīng)科學(xué)合理改善夾輪器夾持鉗口的表面形狀和鉗口硬度，使其能夠切入車輪表面。

4) 由于夾輪器的抗風(fēng)防滑能力與車輪接觸面積相關(guān)，所以要加強對夾持鉗口的維護和保養(yǎng)。

以上措施能使港口起重機防風(fēng)能力明顯提高。雖然如此，在抗風(fēng)防滑裝置改善方面，還有很多工作需要進行探索，如夾輪器摩擦抗風(fēng)防滑力產(chǎn)生機理，適應(yīng)環(huán)境、工作狀態(tài)穩(wěn)定可靠性以及新型抗風(fēng)防滑裝置設(shè)計和智能化監(jiān)控等。這些是需要進一步實際試驗和研究的課題。

[1] 周玉忠,胡玉良.港口起重機工作狀態(tài)防風(fēng)能力現(xiàn)狀與對策[J],寶鋼技術(shù),2007 (1):41-44.

[2] 侯曉勤,徐長生.港口起重機防風(fēng)試驗研究[J],物流工程與管理,2009(3):138-140.

[3] 于書平,王琤.關(guān)于防風(fēng)制動器應(yīng)用效能的探討[J],鐵道貨運,2007(6):38-41.

[4] 王善樵,文豪.起重機安全保護技術(shù)[M],北京:中國鐵道出版社,2009.