基于APDL的門座起重機臺車參數化有限元仿真＊

福建省特種設備檢驗研究院 福州 350008

0 引言

門座起重機作為散貨碼頭重要的裝卸設備，廣泛的應用在港口、碼頭等企業中，為全民經濟發展發揮著重要作用。隨著中國對外經濟的不斷發展，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環境比較惡劣，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）上經常出現母材或焊縫裂紋，成為出現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，嚴重的將發生局部坍塌或兩側行走不同步，造成起重機的傾翻事故。

由于臺車的外形不規整，內部結構復雜，造成結構受力分析困難、應力容易集中，通過傳統的受力分析無法準確判斷薄弱環節。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，以及方便設計、維修上的優化，還采用的Ansys軟件中的APDL語言來進行參數化建模、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，起重機轉臺以上可繞筒體中心做360°旋轉，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，根據經驗判斷在工況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，得該結構的受力分析如圖2所示。圖中，G1為配重質量，G2為轉臺及人字架總質量，G3為臂架系統質量，G4為載荷質量；L1為幅度，L2為配重至上回轉中心的距離，L3為b、c支腿之間的距離，L4為轉臺及人字架總質量至上回轉中心的距離，L5為臂架系統端部至回轉中心的距離；Fa、Fb和Fc為支腿的支撐反作用力。

此時，結構為超靜定結構，無法直接由靜力學平衡原理求解，只能有變形協調條件增加方程求解。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生的繞度加一個簡支梁模型集中載荷產生的繞度之和。根據材料力學知識，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。

1.2 有限元模型的建立

APDL是Ansys軟件中內嵌的編程語言，通過APDL語言編寫的命令流來實現臺車的參數化建模[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單元實現三維實體建模。圖3為根據某門座起重機臺車的有限元模型。為確保計算準確，劃分網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

臺車兩側豎軸與行走機構滑輪固結，將兩豎軸孔底平面結點約束全部自由度，再根據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 計算結果及分析

圖4為臺車結構3個方向的總位移云圖。行走機構臺車外載豎直向下，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語言來實現二次開發[3]，結合VB軟件實現二次開發的關鍵是通過編寫程序實現調用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用的動態數據文件。通過VB中的print命令形成相應的數據文件，在事先編制好的命令流文件中加上/input命令。

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

3）VB對Ansys結果的提取與查看。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為行走機構臺車的參數輸入界面。通過該界面用戶輸入數據，然后點擊“確認參數并進行結構分析”按鈕，軟件啟動并生成新的數據文件，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“查看計算結果”按鈕，軟件自動彈出結果查看窗口，在窗口中可以查看基本的分析結果如圖7所示。

3 臺車參數化分析應用

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裂紋，裂紋的原因主要有：1）裂紋為加強板與腹板結構的突變處，極易產生應力集中；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生沖擊載荷。

3.2 臺車結構的優化

針對該臺車出現的裂紋，一方面應對大車軌道進行調整，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構的優化。從后者來看，臺車的外形不規整，結構復雜，無法用傳統力學分析來計算各種板塊或是某個區域的應力。為此，結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構尺寸方面的優化[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應力計算結果。從分析上看，該加強板的上面和下面部分出現了應力集中，但應力集中的區域較小，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。為了從結構上進行優化，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節。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，可優先選擇增大加強板的面積來增加承載能力。

4 結論

利用Ansys中的APDL參數化建模、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構設計優化，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計優化、維修最優方案提供有力借鑒。