基于APDL的门座起重机台车参数化有限元仿真＊

福建省特种设备检验研究院 福州 350008

0 引言

门座起重机作为散货码头重要的装卸设备，广泛的应用在港口、码头等企业中，为全民经济发展发挥着重要作用。随着中国对外经济的不断发展，门座起重机不仅在功能上推陈出新，在额载能力、工作速度上也不断增强[1]。然而，由于门座起重机作业环境比较恶劣，一方面长期在海边受到海风的侵蚀；另一方面作业频繁，很多散货还带有腐蚀性。因此，大车的行走台车（以下简称台车）上经常出现母材或焊缝裂纹，成为出现裂纹概率最高的部件之一。这些裂纹的扩展势必带来行走困难、耽误生产，严重的将发生局部坍塌或两侧行走不同步，造成起重机的倾翻事故。

由于台车的外形不规整，内部结构复杂，造成结构受力分析困难、应力容易集中，通过传统的受力分析无法准确判断薄弱环节。因此，本文从有限元仿真角度来进行实体建模、模拟施加约束和载荷、以及整体受力分析。此外，考虑到不同型号的门座起重机仅在台车上的尺寸有所不同，为了避免重复建模，以及方便设计、维修上的优化，还采用的Ansys软件中的APDL语言来进行参数化建模、仿真，再利用VB软件编写可视化程序，为台车裂纹的原因分析，以及后期修复提供建议和帮助。

1 台车的参数化仿真

1.1 载荷的确定

门座起重机的门架有4个支腿，起重机转台以上可绕筒体中心做360°旋转，综合起重机的运行工况可知，各支腿承受载荷的极限工况如图1所示。图中a、b、c、d分别代表4个支腿，根据经验判断在工况3时b支腿承受的载荷最大。

针对工况3对模型进行简化。在不考虑外界扰动情况下，起重机整体只受竖直方向外力及自身的自重，故将起重臂系统简化为一根梁。支腿支撑b、c连线与起重臂所在直线重合，此时臂架两侧台车支撑a、d是对称的，故台车支撑a、d所受载荷相同，得该结构的受力分析如图2所示。图中，G1为配重质量，G2为转台及人字架总质量，G3为臂架系统质量，G4为载荷质量；L1为幅度，L2为配重至上回转中心的距离，L3为b、c支腿之间的距离，L4为转台及人字架总质量至上回转中心的距离，L5为臂架系统端部至回转中心的距离；Fa、Fb和Fc为支腿的支撑反作用力。

此时，结构为超静定结构，无法直接由静力学平衡原理求解，只能有变形协调条件增加方程求解。具体为释放图中a(d)处的约束代替以力Fa满足在此约束处的绕度为零，此约束处的绕度为3个外伸梁模型集中载荷产生的绕度加一个简支梁模型集中载荷产生的绕度之和。根据材料力学知识，对各集中力在该处的绕度进行叠加，绕度以向上为正得出方程式为

由式（1）可求得Fa，再通过式（2）对c点求力矩平衡即可求得Fb，最后根据式（3）求得Fc。由于支腿的力由支腿下方多个台车承载，最终台车受到的力为Fc/n，其中n为支腿下方台车的个数。

1.2 有限元模型的建立

APDL是Ansys软件中内嵌的编程语言，通过APDL语言编写的命令流来实现台车的参数化建模[2]。建模时，以台车上表面中心为原点，建立笛卡尔坐标系，采用Solid 45单元实现三维实体建模。图3为根据某门座起重机台车的有限元模型。为确保计算准确，划分网格主要采用四边形单元划分，台车的材料选择Q235，弹性模量为2.1×105MPa，泊松比为0.3，密度为7 850 kg/m3。

1.3 边界条件及载荷

台车两侧竖轴与行走机构滑轮固结，将两竖轴孔底平面结点约束全部自由度，再根据前面计算得到的台车载荷施加在台车穿过台车两竖板的横向轴两端。

1.4 计算结果及分析

图4为台车结构3个方向的总位移云图。行走机构台车外载竖直向下，竖轴轴孔处位移最小，越靠近横轴位移越大，合位移最大点在上平面中部横轴处。图5为台车的Von mises等效应力云图。从图中可以看出，最大Von-mises等效应力出现在下板两端竖轴轴孔周围，其他部位应力均比较小。

2 台车的可视化界面

Ansys软件可通过APDL语言来实现二次开发[3]，结合VB软件实现二次开发的关键是通过编写程序实现调用APDL语言编写的命令流，并在Ansys中运行。其主要步骤有：

1）在VB中生成供命令流文件调用的动态数据文件。通过VB中的print命令形成相应的数据文件，在事先编制好的命令流文件中加上/input命令。

2）在VB中调用Ansys命令。在VB中它的实现方法是通过VB中的窗口函数Shell（）来实现。

3）VB对Ansys结果的提取与查看。查看输出的文本文件可通过VB中的顺序文件访问的方法。

图6为行走机构台车的参数输入界面。通过该界面用户输入数据，然后点击“确认参数并进行结构分析”按钮，软件启动并生成新的数据文件，对命令流文件中尺寸代号进行赋值，得到新的命令流文件，同时后台调用启动Ansys软件进行分析计算。当软件运行提示Ansys计算完毕，用户便可点击“查看计算结果”按钮，软件自动弹出结果查看窗口，在窗口中可以查看基本的分析结果如图7所示。

3 台车参数化分析应用

3.1 台车裂纹概况及原因分析

某港口的一台门座起重机在运行几年后，在大车行走台车腹板轴孔处的加强板与腹板焊接焊缝出现裂纹，裂纹的原因主要有：1）裂纹为加强板与腹板结构的突变处，极易产生应力集中；2）由于大车轮子运行中的啃轨，将有可能带来侧向力；3）由于轨道接头间隙超标或轨道不平整时，大车移动过程将对台车产生冲击载荷。

3.2 台车结构的优化

针对该台车出现的裂纹，一方面应对大车轨道进行调整，如轨道间隙、高低差和跨度偏差等；另一方面应对台车焊缝裂纹处应力集中情况进行结构的优化。从后者来看，台车的外形不规整，结构复杂，无法用传统力学分析来计算各种板块或是某个区域的应力。为此，结合可视化有限元分析程序可以简便、快捷地得到整体台车应力分布情况，同时亦可针对应力较大的地方进行结构尺寸方面的优化[4]。

图8a为利用有限元分析程序进行的台车轴孔附近的静态应力计算结果。从分析上看，该加强板的上面和下面部分出现了应力集中，但应力集中的区域较小，且应力值不大，在应力允许的范围。因此，可认为造成裂纹的主要原因是动载荷，即大车运行时的冲击载荷所致。为了从结构上进行优化，降低该处的应力集中，最直接的办法是增加加强板的面积。通过有限元分析程序，直接输入加强板的直径即可调节。直径增大7%后的应力分布情况见图8b。比较图8b和图8a可知，加强板与腹板连接处的应力明显减小，最大约下降22%，同时略微较小了台车的最大应力值。此外，还可通过增大轴的直径，其中轴增大16%后的应力分布如图8c。从图中可以看出，在加强板中间原来应力较大处的应力明显减小，减少约20%，加强板与腹板连接处应力也下降约13%。图8d为同时增大轴和加强板直径的应力云图，可以看出原来应力较大处的应力均明显减小。综上所述，通过增大加强板的面积或增大轴的直径是非常有效的办法，但考虑修复的方便，可优先选择增大加强板的面积来增加承载能力。

4 结论

利用Ansys中的APDL参数化建模、分析，通过VB软件建立友好的门座起重机台车有限元分析程序，该程序可为不同尺寸的台车实现快速的有限元分析。通过应用表明，该程序能有效的为各种尺寸行走台车进行结构设计优化，以及在维修策略上，能提供支持与帮助，这种方法可为起重机中的其他重要部件设计优化、维修最优方案提供有力借鉴。