基于ADAMS的門式起重機大車運行機構動力學分析

黃麗群

（福建省特種設備檢驗研究院寧德分院，福建寧德 352100）

0 引言

門式起重機在運行過程中大車制動失效或者大車行程限位失效時會與軌道的端部止擋裝置碰撞并產生較大的碰撞力，碰撞產生的碰撞力有可能會導致機體傾覆等特種設備事故。本文以MG3-18A5的大車運行機構作為研究對象，運用動力學理論在ADAMS軟件對其進行多種工況下的動力學分析，為門式起重機整機及大車運行機構的檢驗、設計、技術研究提供參考。

1 門式起重機的ADAMS模型

MG3-18A5的主要性能參數如表1所示。

表1 MG3-18A3的主要機構性能參數

1.1 門式起重機的動力學特征

通過Solidworks軟件實現MG3-18A5通用門式起重機的實體建模，并導入ADAMS軟件環境中，圖1為ADAMS軟件模擬的在各種約束條件下的數字樣機模型。在ADAMS軟件中可以模擬出樣機的各種動力學情況以及大車運行機構行駛情況[1]。

圖1 數字樣機模型

整機在各種工作狀況下改變時的動力響應是起重機動力學研究的主要問題。為了研究樣機以及大車機構的動力學計算問題，根據整機各個機構的質量都是相對集中的特點把其簡化成單、雙或者多質量系統；利用動量守恒原理對這些不同的單、雙或者多質量系統進行質量推算，根據動力學理論對整機進行動力學分析及研究[2]。

根據樣機各個系統的質量推算，利用動量守恒原理在多個不同質量組成的系統中：

式中：m和v分別為整機推算系統的質量和速度；J和w分別為推算系統的轉動慣量和角速度；J1,J2,J3,…,Jn和m1,m2,m3,…,mn分別為機構中每個零件的轉動慣量和質量；w1,w2,w3,…,w n和v1,v2,v3,…,vn分別為機構中每個零件的角速度和速度[3]。

1.2 ADAMS軟件中的約束條件

MG3-18A5D數字樣機在ADAMS環境中的約束添加如下[4]。

（1）固定副Fixed連接：支腿與主梁、支腿與下橫梁。

（2）圓柱副Cylindrical連接：大車輪、小車輪。

（3）接觸力Contact約束：大車輪與導軌之間、小車車輪與導軌之間。

（4）Bushing約束模擬運行過程中鋼絲繩的擺動：起升機構的鋼絲繩。

2 起重機大車運行機構的動力學分析

2.1 大車運行機構的動力學模型

大車運行機構作為起重機主要承載部件在運行過程中使整機與承吊物件做水平位移運動；所承吊物件在啟動和制動時通常做的是擺動運動。圖2所示為模擬在啟制動情況下的動力學模式[5]。

圖2 啟制停時的動力學模型

（1）啟動時大車運行機構中懸掛系統的運動學分析

啟動時懸掛系統的運動學微分方程：

式中：m0為整機推算質量；m1為大車機構的推算質量；m2為懸吊重物質量；s0為質量m0的坐標；s1為質量m1的坐標；s為懸吊重物在大車運行過程中擺動的距離；F3為推算系統的變載荷力；F阻為門式起重機運行受到的阻力；k為推算大車運行機構的剛性[6-9]。

大車運行機構啟動時懸掛系統的偏擺力為：

（2）制停時大車運行機構中懸掛系統的運動學分析

制停時懸掛系統的運動學微分方程：

式中：F4為作用在大車運行機構的推算質量m1上的制動力。大車運行機構制停時懸掛系統的偏擺力為：

（3）大車機構運行工況下懸吊重物的運動學分析

根據運行機構電動機型號可得大車運行機構在啟制停時的相關運行參數如表2所示。

表2 大車運行機構的相關運行參數

設大車機構從啟動到制動整個運行過程為10 s，則大車從0到額定速度的時間為0～2.4 s，制動從額定速度到0的時間為為5.3～10 s。

整機物理樣機的推算質量m0=27 250 kg，大車運行機構的推算質量m1=3 100 kg，承吊物件為額載質量m2=3 000 kg，起升高度l=9 m。

將以上數據推算得動力學方程：

大車運行機構制動時根據動力學分析可得承吊物件的偏擺力為：

圖3所示為在ADAMS軟件中用run-time函數模擬仿真懸掛系統在啟制停狀態時產生的偏擺力。

圖3 懸掛系統在啟制停工況下的偏擺載荷圖

從圖中可以看出起升機構承吊物件在大車啟動期間（0～2.4 s）承載的偏擺動載荷最大，最大載荷為9 900 N；在大車制動期間（5.3～10 s）承載的偏擺動載荷較啟動時小，最大載荷為4 900 N。

2.2 大車運行機構的動力學分析

從起重機大車的功能和運行工作狀態分析，本文主要從以下3個工況對大車的運行機構進行動力學分析。具體工況如表3所示。

表3 MG3-18A5D運行工況

（1）工況一

在無風，小車額載在主梁跨中，以電動機的額定加速度a=0.086 m/s2，從靜止加速到小車的額定速度9.3 m/min，勻速運行一段時間后，制動停止。

圖4所示為大車車輪與導軌接觸力變化曲線。從圖中不難發現起吊時兩者的接觸力存在較為劇烈的變化；大車車輪上垂直方向的最大支反力為3.8×105N，其力小于許用輪壓。

圖4 車輪與導軌接觸力的變化曲線

（2）工況二

無風，小車額載在主梁跨中，大車以額定速度23 m/min的速度撞擊端部止擋，運用ADAMS軟件對其進行動力學分析，其結果如圖5、圖6所示。從圖中可以看出在撞擊端部止擋過程中后側大車車輪抬高約1.25 mm，前側大車車輪抬高約0.75 mm。撞擊過程起重機產生劇烈晃動，但沒有傾覆。

圖5 后側大車車輪抬起高度的變化曲線

（3）工況三

無風，小車在額載狀態下在主梁跨中，上升過程中突然卸載。其動力學分析[3]結果如圖7所示。從圖中不難發現懸掛系統在卸載的瞬間，兩者的接觸力產生較大的波動并產生動載荷，根據分析其最大接觸力為4.2×105N且小于許用輪壓。

圖6 前側大車車輪抬起高度的變化曲線

圖7 大車車輪與導軌的接觸力曲線

從以上的動力學分析可以看出門式起重機整機及大車運行機構的設計參數基本符合起重機動力學的理論計算，符合安全生產的設計規范。

3 結束語

本文通過運用ADAMS軟件對建立門式起重機整機及大車運行機構的動力學模型動力學分析，分析大車運行機構在3種不同工況下大車運行機構的接觸力、抬高變化情況，為門式起重機大車運行機構的設計、檢驗、技術研究提供參考。