門式起重機端部止擋系統(tǒng)優(yōu)化方案探討

楊 雷 中國鐵路上海局集團有限公司科研所

伴隨著門式起重機在鐵路裝卸作業(yè)中的比重也越來越大。在我們廣泛運用新型的起重機來解決裝卸效率的同時，各類門式起重機的相關事故也隨之多了起來，而門式起重機的因突發(fā)天氣因素導致的傾覆事故就是常見的事故之一。通過近幾年的事故調(diào)查我們發(fā)現(xiàn)大車車輪因突發(fā)大風人為制動后在，車輪在鋼軌上面高速滑行導致門式起重機緩沖器與走行端部止擋碰撞后產(chǎn)生強大的慣性力矩導致是導致門式起重機傾覆的重要原因。

雖然門式起重機根據(jù)國家特種設備管理需要進行安裝監(jiān)檢和定期檢驗，但對端部止擋系統(tǒng)的檢驗僅僅是外觀及是否安裝的檢查，而對其可靠性也只是基于常規(guī)碰撞下產(chǎn)生載荷計算的，因此，非常有必要對于端部止擋系統(tǒng)進行分析和設想。

1 常規(guī)端部止擋系統(tǒng)的設計方法

門式起重機端部止擋裝置的功能是防止起重機因操作失誤而沖出軌道，對人員及設備產(chǎn)生損毀，它的設計對起重機非常重要。從實際工況分析可知，起重機端部止擋裝置設計要點在緩沖碰撞力的求取，傳統(tǒng)的設計方法是利用動能定理結合動量定理，計算出緩沖器與端部止擋裝置的碰撞載荷。

根據(jù)《起重機設計規(guī)范》GB/T3811-2008，特殊載載荷是指在起重機非正常工作時或不工作時的特殊情況下才發(fā)生的載荷，計算時以額定運行速度計算緩沖器和端部止擋裝置發(fā)生碰撞時的緩沖碰撞力，并按照載荷組C4進行計算。

1.1 動量定理求取緩沖碰撞力

根據(jù)起重機運行到端部時的質(zhì)量和速度，可以估算出緩沖碰撞力F（N）：

式中：t為碰撞所用時間s；m為碰撞質(zhì)量kg；V1和V0分別為碰撞初速度和末速度m/s。在計算過程V0=0，則式（1）可以簡化為：

式（2）可進一步簡化為：

式中：a為起重機與端部止擋緩沖器發(fā)生碰撞時的減速度。

由式（3）得出最大減速度與緩沖力和緩沖行程的關系，取值過大將導致緩沖力過大，取值過小會使緩沖行程過長，應根據(jù)碰撞速度大小選取適當?shù)臄?shù)值。

1.2 動能定理求取緩沖碰撞力

依據(jù)動能定律，起重機械的主要動能應由緩沖器、運行阻力、起重機械結構等吸收。在碰撞過程中的動能可表示為：

式中：W1為起重機械的運行阻力N；W2為起重機械換算到車輪踏面制動力N；S 為起重機械所選緩沖器的緩沖行程m；F(s)為起重機械的緩沖器在碰撞后緩沖過程所受的緩沖力N；本式并未考慮啃軌等一些不確定因素所產(chǎn)生的額外運行阻力。

根據(jù)所選緩沖器類型的不同，緩沖器能力吸收公式簡化為不同形式，但是都轉(zhuǎn)化為最大碰撞力與有效行程的公式，即：

式中：C為緩沖系數(shù)（如表1 所示）；P為起重機械緩沖器在碰撞后緩沖過程中所受的平均緩沖力N。

表1 緩沖系數(shù)C示意表

為了達到緩沖器與端部止擋裝置發(fā)生碰撞后最終速度為0，起重機運行阻力為 是大車運行車輪與軌道摩擦力，而車輪踏面的制動力為大車運行機構制動器產(chǎn)生的制動力矩換算到車輪上的制動力。在計算中及忽略啃軌等不確定因素，則式（5）可以簡化為：

1.3 緩沖行程的計算

起重機止擋裝置的緩沖器行程主要是根據(jù)能量轉(zhuǎn)換的原則計算得到，因此根據(jù)式（6）可以得到選擇緩沖器需要的行程計算公式：

根據(jù)式（7）可以推算出滿足行程要求的緩沖器類型，并選擇出最合適的緩沖器。

2 對于門式起重機端部止擋系統(tǒng)的優(yōu)化設想

在上述門式起重機端部止擋的通常設計中所考慮到的情況和通過計算得出的選型都是基于普通情況下正常運行的起重機走行梁與端部止擋相撞的設想，并未考慮由于突發(fā)環(huán)境下起重機制動器已經(jīng)生效，車輪與鋼軌打滑的情況下與端部止擋相對高速的情況下發(fā)生碰撞后產(chǎn)生的危險。

從整體的穩(wěn)定性角度分析，在發(fā)生碰撞時門式起重機的重心都成倍高于緩沖器中心線。由于門式起重機重心高，當與端部止擋裝置發(fā)生碰撞后，自重的慣性載荷與緩沖器的碰撞載荷形成傾覆力矩，當力矩大于抗傾覆力矩時，門式起重機將發(fā)生傾覆。那么在如何在實際的設計和使用中減少傾覆的危險呢？我個人有兩點設想。

2.1 通過提高緩沖器與止擋裝置的高度來減小傾覆危險

由于門式起重機的對稱性以及鋼結構相對均布，我們將一臺門式起重機簡單的建模（如圖1）所示，起重機的重力N為：

圖1 受力簡易圖

式中：M為起重機的重量kg；g為9.8 N/kg。

起重機水平方向的所受力N為：

式中：PW為風載荷n；F1為起重機的慣性力n；C為風力系數(shù)；Kh為風壓高度變化系數(shù)；P0為非工作狀態(tài)計算風壓N/m2；A為起重機垂直于風向的迎風面積；m為起重機重量kg；a為加速度m/s2。

由此得出傾覆力矩為：

抗傾覆力矩為：

傾覆的臨界值為 ：

由此我們得出理論結果，適當?shù)恼{(diào)高門式起重機緩沖器與止擋裝置接觸點能夠有效地減少傾覆的危險。

2.2 通過軌道在端部增加上升弧度來減少傾覆危險

根據(jù)式（12）我們知道，門式起重機在大車車輪與鋼軌打滑時的速度與加速度和傾覆也有直接的關系，由此我們設想將起重機大車鋼軌在接近兩端做相應的抬高（如圖2）所示。

圖2 車輪與鋼軌簡圖

根據(jù)力學中動能與勢能的關系：

由式（15）得出速度與高度h的關系為：

門式起重機在鋼軌上的滑行速度隨著鋼軌的升高而變慢，這樣就減少了高速情況下撞擊止擋的風險，也就減少了傾覆事故的發(fā)生。

3 對于設想的可行性探討

綜合上述兩個設想，我們認為可以通過1+1＞2的方式來實現(xiàn)。由于門式起重機設計形式的特殊性，導致整個設備的外立面最接近止擋裝置的就是下橫梁端面，所以想要調(diào)高緩沖器的位置，就變得捉襟見肘。但是通過一方面略微抬高止擋裝置前的鋼軌，使其有一個平緩的上升來減少速度，另一方面在現(xiàn)有不改變強度的情況下調(diào)高緩沖器的位置。