基于ADAMS的連續(xù)卸船機(jī)動(dòng)力學(xué)分析*

張 睿 滕儒民 劉永生 車(chē) 路 王 欣

1大連理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 大連 116023 2大連華銳重工集團(tuán)股份有限公司 大連 116000

0 引言

當(dāng)前，港口貿(mào)易在我國(guó)與世界各地的貿(mào)易活動(dòng)中扮演重要角色，正起到越來(lái)越重要的作用。加之我國(guó)對(duì)環(huán)境保護(hù)的日益重視，連續(xù)卸船機(jī)憑借效率高、自重輕、粉塵小以及可自動(dòng)運(yùn)行的特點(diǎn)，被越來(lái)越多的碼頭引入使用[1]。我國(guó)對(duì)連續(xù)卸船機(jī)的技術(shù)得到了長(zhǎng)足的發(fā)展。

基于目前連續(xù)卸船機(jī)無(wú)人化的發(fā)展方向，其作業(yè)動(dòng)作日益復(fù)雜，行走、回轉(zhuǎn)、俯仰經(jīng)常復(fù)合動(dòng)作作業(yè)，因此采用虛擬樣機(jī)、剛?cè)狁詈辖＜岸囿w動(dòng)力學(xué)等技術(shù)對(duì)連續(xù)卸船機(jī)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，對(duì)改善其工作性能、提高承載能力、減小研發(fā)周期和成本具有重要意義。

國(guó)內(nèi)外眾多學(xué)者通過(guò)對(duì)不同機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析研究機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性。趙秉鑫等[2]采用Ansys與ADAMS聯(lián)合仿真的方法，對(duì)升降機(jī)層門(mén)聯(lián)動(dòng)裝置進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析及優(yōu)化，減輕機(jī)架質(zhì)量的同時(shí)降低了其固有頻率；申國(guó)慶等[3]應(yīng)用Ansys與ADAMS柔性體聯(lián)合仿真的方法對(duì)垃圾壓縮機(jī)翻料機(jī)構(gòu)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)仿真，提取活塞桿桿頭在運(yùn)動(dòng)時(shí)受力面的應(yīng)力變化曲線；陳子銀等[4]利用ADAMS對(duì)背罐車(chē)翻轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真，提取液壓缸受力并進(jìn)行優(yōu)化，從而提高整機(jī)的工作性能并改善了液壓缸的工況；杜連明等[5]采用Solid Edge與ADAMS聯(lián)合建模的方式對(duì)牽引機(jī)卷筒機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，提取兩卷筒的角速度與角加速度并進(jìn)行優(yōu)化，大大提高了產(chǎn)品的研發(fā)效率；宋亞偉等[6]利用Motion View建立某車(chē)型的多體動(dòng)力學(xué)模型，通過(guò)提取底盤(pán)硬點(diǎn)的動(dòng)態(tài)載荷，與實(shí)測(cè)值進(jìn)行對(duì)比，證明了動(dòng)態(tài)載荷分析方法的有效性；Li C Y等[7]對(duì)雙盤(pán)制動(dòng)器建立剛?cè)狁詈夏Ｐ筒?duì)制動(dòng)過(guò)程進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，并基于分析結(jié)果對(duì)制動(dòng)盤(pán)進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)；Xiong Y H等[8]對(duì)岸邊起重機(jī)建立剛?cè)狁詈夏Ｐ停玫讲煌鸬鹾奢d下的整機(jī)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)響應(yīng)。這些研究主要是針對(duì)不同的分析對(duì)象分析其正常工作情況下的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，對(duì)急停等意外情況的分析還鮮有研究。

本文針對(duì)3 600 t/h鏈斗式連續(xù)卸船機(jī)的研發(fā)，為節(jié)約成本、降低風(fēng)險(xiǎn)，需要建立合理建模以模擬卸船機(jī)的工作循環(huán)，通過(guò)Solid Edge，Ansys以及ADAMS軟件聯(lián)合建模與仿真，準(zhǔn)確建立整機(jī)的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，?duì)空載、滿(mǎn)載工作循環(huán)以及急停等意外情況進(jìn)行仿真，分析機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)響應(yīng)。

1 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

如圖1所示，3 600 t/h鏈斗式連續(xù)卸船機(jī)分為下車(chē)（1～3）和上車(chē)（4～9）。工作時(shí)，取料頭進(jìn)入船艙內(nèi)，取料頭上的鏈斗從船艙中自行連續(xù)取料，通過(guò)安裝于提升筒體頂部的鏈斗提升機(jī)構(gòu)，經(jīng)鏈斗將物料提升并卸載到位于提升筒體頂部的盤(pán)式給料器機(jī)構(gòu)，再由安裝在臂架上的帶式輸送機(jī)，輸送到回轉(zhuǎn)架處繼而輸送到地面上[9]。

圖1 3 600 t/h鏈斗式連續(xù)卸船機(jī)

1.1 剛性模型

對(duì)于剛性較大的下車(chē)，采用Solid Edge建模，建模時(shí)適當(dāng)簡(jiǎn)化，對(duì)影響較小的小部件進(jìn)行刪除處理，以減少仿真時(shí)間和計(jì)算量。便于在ADAMS中將其運(yùn)用布爾運(yùn)算合并成一個(gè)部件。以Parasolid格式導(dǎo)入ADAMS軟件中，導(dǎo)入到ADAMS中的剛性體，需要重新定義質(zhì)心、材料及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等。

1.2 柔性模型

對(duì)于需要當(dāng)作柔性體考慮的上車(chē)，在ADAMS以柔性體模型的方式表示。因取料頭結(jié)構(gòu)過(guò)于復(fù)雜，在提升筒體底端建立一節(jié)點(diǎn)與提升筒體相連，取料頭的受力折算成力矩施加于該節(jié)點(diǎn)。建立柔性體的方式有很多，如可在ADAMS中直接將剛體模型劃分網(wǎng)格，但ADAMS劃分網(wǎng)格的功能欠佳，為四面體單元，網(wǎng)格質(zhì)量相對(duì)較差，計(jì)算精度低；另外一種方法是由專(zhuān)業(yè)的有限元軟件生成模態(tài)中性文件導(dǎo)入。模態(tài)中心文件包含了柔性體的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、頻率、振型以及對(duì)載荷的參數(shù)因子等信息[10]。本文采用Ansys軟件建立柔性體模型。

在Ansys中采用Shell 181單元對(duì)上車(chē)部分進(jìn)行建模，轉(zhuǎn)軸部分采用Mass點(diǎn)和剛性區(qū)域的方式模擬剛性軸。這些Mass點(diǎn)是在ADAMS中用于在部件與部件之間添加約束副的點(diǎn)。生成模態(tài)中性文件之前還應(yīng)核對(duì)Ansys與ADAMS中的單位問(wèn)題，并對(duì)模型在2軟件中模態(tài)分析進(jìn)行對(duì)比。結(jié)果表明兩者具有相同的固有頻率與模態(tài)，由此驗(yàn)證Ansys有限元模型導(dǎo)入到ADAMS中的動(dòng)力學(xué)模型的正確性。

1.3 約束與載荷的施加

所建立的卸船機(jī)剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D2所示。其中，主梁與海、陸側(cè)腿之間添加固定副，海側(cè)腿與大地之間添加移動(dòng)副?；剞D(zhuǎn)架與主梁之間添加平行于地面方向的旋轉(zhuǎn)副，液壓缸采用剛體建模，為2圓柱嵌套形式，兩端分別與平衡梁及回轉(zhuǎn)架的外聯(lián)點(diǎn)添加旋轉(zhuǎn)副。其余柔性體之間均在外聯(lián)點(diǎn)處以旋轉(zhuǎn)副相連。

圖2 卸船機(jī)剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

平衡梁配重及由于建模時(shí)未建完全的筒體頂部自重以質(zhì)量球的形式施加于平衡梁尾部及筒體頂部軸上。滿(mǎn)載循環(huán)下的載荷如物料載荷、物料彎矩、運(yùn)輸物料載荷、非正常挖掘阻力與挖掘力矩等為了體現(xiàn)加載與卸載的過(guò)程均以斜坡函數(shù)（即Step函數(shù)，加載時(shí)間為30～50 s）的方式加在各自的作用位置，載荷曲線如圖3所示。

圖3 載荷曲線

2 動(dòng)力學(xué)分析

當(dāng)作業(yè)時(shí)遇到類(lèi)似要碰到艙壁等意外情況下，需要對(duì)臂架回轉(zhuǎn)、臂架變幅、大車(chē)行走等動(dòng)作進(jìn)行急停，由于整機(jī)質(zhì)量大，這種急停將對(duì)整機(jī)影響較大。此外，空載狀態(tài)下臂架俯仰出艙口時(shí)可能會(huì)達(dá)到最大角度37°，若出現(xiàn)急停，由于俯仰角度大，配重質(zhì)量大，也會(huì)對(duì)整機(jī)造成較大影響。因此，根據(jù)控制系統(tǒng)設(shè)置的1 s制動(dòng)時(shí)間仿真上述意外急停情況。

2.1 滿(mǎn)載大車(chē)行走急停

設(shè)定整機(jī)滿(mǎn)載后大車(chē)開(kāi)始行走，行走速度為0.4 m/s，然后在1 s內(nèi)急停，行走速度曲線如圖4所示。大車(chē)行走驅(qū)動(dòng)函數(shù)為

圖4 大車(chē)行走緊急制動(dòng)情況速度函數(shù)曲線

Step(time,50,0,55,400)+Step(time,93.7,0,94.7,-400)

圖5為急停結(jié)束時(shí)（94.7 s）的整機(jī)應(yīng)力云圖，選取圖中平衡梁、臂架、回轉(zhuǎn)架和筒體結(jié)構(gòu)具有代表性的危險(xiǎn)點(diǎn)繪制應(yīng)力歷程曲線（見(jiàn)圖6）?？梢钥闯觯?0～50 s期間，隨著作業(yè)載荷逐漸增加，結(jié)構(gòu)應(yīng)力逐漸增加。50 s時(shí)大車(chē)開(kāi)始運(yùn)行，由于存在正常起動(dòng)時(shí)的速度變化，曲線有一定波動(dòng)，波動(dòng)幅值為3%。行走速度平穩(wěn)后，各應(yīng)力曲線也隨之平穩(wěn)。當(dāng)93.7 s急停時(shí)，由于制動(dòng)時(shí)間短，沖擊較大，曲線波動(dòng)性高于大車(chē)起動(dòng)狀態(tài)，波動(dòng)幅值為5%～11%。這種急停對(duì)俯仰液壓缸也產(chǎn)生一定影響，相應(yīng)的載荷歷程曲線如圖7所示（液壓缸壓載荷為+，拉載荷為-）。急停時(shí)的載荷波動(dòng)幅值約為12%。由于大車(chē)右行急停，導(dǎo)致左側(cè)液壓缸拉載荷數(shù)值增加，右側(cè)液壓缸拉載荷數(shù)值減小。

圖5 大車(chē)行走急停時(shí)刻應(yīng)力分布情況

圖6 大車(chē)行走急停各機(jī)構(gòu)關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)應(yīng)力曲線

圖7 左右兩側(cè)液壓缸鉸點(diǎn)載荷曲線

2.2 滿(mǎn)載臂架回轉(zhuǎn)急停

設(shè)定整機(jī)滿(mǎn)載后，臂架從0°開(kāi)始回轉(zhuǎn)，回轉(zhuǎn)速度為0.01 rad/s，回轉(zhuǎn)至20°（即0.35 rad，95 s時(shí)）時(shí)在1 s內(nèi)急停?；剞D(zhuǎn)速度曲線如圖8所示?；剞D(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)函數(shù)設(shè)置為

圖8 臂架回轉(zhuǎn)緊急制動(dòng)情況速度函數(shù)曲線

Step(time,50,0,55,-0.01)+Step(time,95,0,96,0.01)

同理，取滿(mǎn)載大車(chē)行走急停時(shí)的危險(xiǎn)點(diǎn)繪制應(yīng)力歷程曲線，見(jiàn)圖9。可以看出，在回轉(zhuǎn)速度平穩(wěn)前，各曲線有一定波動(dòng)，臂架與頂部結(jié)構(gòu)右側(cè)鉸接處（曲線3）波動(dòng)較大。回轉(zhuǎn)急停時(shí)（95 s），各曲線存在不同的波動(dòng)現(xiàn)象，其中回轉(zhuǎn)架右側(cè)A形梁（曲線2）和筒體與頂部結(jié)構(gòu)連接處（曲線4）波動(dòng)較為明顯，波動(dòng)幅值分別為9%和16%。左右兩側(cè)俯仰液壓缸的載荷曲線如圖10所示（液壓缸壓載荷為+，拉載荷為-）。急停時(shí)（95 s），由于回轉(zhuǎn)切向沖擊力作用，使得左右兩側(cè)液壓缸載荷一側(cè)增加，另一側(cè)減小，載荷波動(dòng)幅值約為63%。

圖9 臂架回轉(zhuǎn)急停各機(jī)構(gòu)關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)應(yīng)力曲線

圖10 左右兩側(cè)液壓缸鉸點(diǎn)載荷曲線

2.3 滿(mǎn)載臂架俯仰急停

臂架的俯仰動(dòng)作是通過(guò)俯仰液壓缸的伸縮來(lái)實(shí)現(xiàn)的，設(shè)滿(mǎn)載時(shí)臂架從0°向上變幅，液壓缸縮回速度為0.018 m/s。當(dāng)71 s時(shí)急停，制動(dòng)時(shí)間為1 s，液壓缸的縮回速度曲線如圖11所示。相應(yīng)的速度驅(qū)動(dòng)函數(shù)設(shè)置為

圖11 臂架俯仰緊急制動(dòng)情況速度函數(shù)曲線

Step(time,50,0,54,18)+Step(time,71,0,72,-18)

同理，取滿(mǎn)載大車(chē)行走急停時(shí)的危險(xiǎn)點(diǎn)繪制應(yīng)力歷程曲線（見(jiàn)圖12）。可以看出，71 s急停時(shí)回轉(zhuǎn)架右側(cè)A形梁處（曲線2）波動(dòng)較大，波動(dòng)幅值為6%。此處承擔(dān)著臂架、筒體、平衡梁及配重的所有質(zhì)量，因此俯仰時(shí)有較大的慣性，易產(chǎn)生沖擊。左右兩側(cè)俯仰液壓缸的載荷曲線如圖13所示（液壓缸壓載荷為+，拉載荷為-）。急停時(shí)的載荷波動(dòng)也較大，波動(dòng)幅值約為74%。

圖12 臂架俯仰急停各機(jī)構(gòu)關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)應(yīng)力曲線

圖13 左右兩側(cè)液壓缸鉸點(diǎn)載荷曲線

2.4 空載臂架俯仰急停

空載情況下，卸船機(jī)臂架在進(jìn)出艙或吊清掃機(jī)時(shí)，會(huì)俯仰到最大角度37°。如果此時(shí)出現(xiàn)急停，配重質(zhì)量較大，會(huì)產(chǎn)生沖擊。因此，設(shè)臂架空載時(shí)由0°向上變幅，液壓缸的縮回速度為0.018 m/s，在37°時(shí)急停，制動(dòng)時(shí)間為1 s。液壓缸縮回速度曲線如圖14所示，在212 s處急停，相應(yīng)的速度驅(qū)動(dòng)函數(shù)設(shè)置為

圖14 臂架俯仰緊急制動(dòng)情況速度函數(shù)曲線

Step(time,50,0,54,18)+Step(time,212,0,213,-18)

空載臂架俯仰時(shí)，對(duì)配重側(cè)的結(jié)構(gòu)影響較大，根據(jù)應(yīng)力分布情況，取平衡梁最高頂點(diǎn)處和回轉(zhuǎn)架右側(cè)斜梁交界處的應(yīng)力歷程曲線，如圖15所示。可以看出，空載下應(yīng)力要小于滿(mǎn)載時(shí)的應(yīng)力，俯仰過(guò)程中應(yīng)力隨角度變化而緩慢平穩(wěn)變化。急停時(shí)（212 s），曲線波動(dòng)較明顯，兩者波動(dòng)幅值分別為4%和23%。左右兩側(cè)俯仰液壓缸的載荷曲線如圖16所示（液壓缸壓載荷為+，拉載荷為-）。由于空載，整個(gè)俯仰過(guò)程中，兩側(cè)液壓缸載荷始終受壓，急停時(shí)（212 s），曲線波動(dòng)較大，波動(dòng)幅值為37%。

圖15 空載臂架俯仰急停各機(jī)構(gòu)關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)應(yīng)力曲線

圖16 左右兩側(cè)液壓缸鉸點(diǎn)載荷曲線

綜上分析，將危險(xiǎn)點(diǎn)在運(yùn)行中的數(shù)據(jù)進(jìn)行匯總，見(jiàn)表1。可以看出，急停比正常起動(dòng)時(shí)的應(yīng)力/載荷波動(dòng)幅值最大高可達(dá)70%以上，故急停時(shí)的動(dòng)力響應(yīng)分析十分必要。從整體分析結(jié)果來(lái)看，急停時(shí)的應(yīng)力波動(dòng)幅值普遍不是很高，在30%以下，表明整機(jī)各機(jī)構(gòu)運(yùn)行速度和急停制動(dòng)時(shí)間設(shè)置相對(duì)比較合理。相比較而言，急停時(shí)回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)比其他結(jié)構(gòu)的應(yīng)力波動(dòng)大，空載臂架俯仰急停情況比其他急停情況的應(yīng)力波動(dòng)幅值大，液壓缸載荷在滿(mǎn)載臂架俯仰急停時(shí)和滿(mǎn)載臂架回轉(zhuǎn)急停時(shí)的波動(dòng)幅值較大，但由于載荷數(shù)值基數(shù)小，具體差值變化沒(méi)有空載臂架俯仰急停時(shí)的大，故在產(chǎn)品設(shè)計(jì)和實(shí)際作業(yè)時(shí)要特別關(guān)注回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)及空載臂架俯仰急停情況。

表1 各急停情況下的數(shù)據(jù)對(duì)比

3 結(jié)論

1)本文建立的剛?cè)狁詈辖ＤＰ?，通過(guò)與有限元模型的模態(tài)分析對(duì)比，表明了建模的合理性。對(duì)模型的結(jié)果分析有助于掌握速度變化帶來(lái)的載荷與應(yīng)力沖擊特性，為靜力學(xué)分析合理選取載荷系數(shù)提供理論依據(jù)。

2)急停時(shí)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)要明顯于正常起制動(dòng)時(shí)的響應(yīng)，因此合理設(shè)置運(yùn)行速度與制動(dòng)時(shí)間十分必要。

3)急停時(shí)回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)既空載俯仰急停情況的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)特性明顯，在設(shè)計(jì)與使用時(shí)應(yīng)該特別關(guān)注。