唐 飞1 苏文胜2，3 尹文涛1 岳前进11 大连理工大学海洋科学与技术学院 盘锦 124221 2 江苏省特种设备安全监督检验研究院无锡分院 无锡 214174 3 国家桥门式起重机械产品质量监督检验中心 无锡 214174
摘 要：对龙门起重机的抗风制动过程进行了动力学仿真分析，并在分析风载荷作用下起重机制动过程的基础上，指出传统规范对风载荷下起重机制动分析存在不足，分析了失效机理。然后，运用了ADAMS 软件对某型起重机抗风制动过程进行了动力学建模与仿真分析，进而验证失效机理。最后，提出原有制动力矩布置的不足与改进，为起重机相关设计规范的制定提供了参考。
关键词：龙门起重机；抗风制动；制动力矩；动力学仿真分析；建模
0 引言露天工作的龙门起重机具有结构高、速率快、迎风面积大等特点，经常面临阵风或飓风，其制动能力是保证机械设备以及人员安全的重中之重。因此，有效提高起重机的防风制动能力对于起重机的安全防风有着至关重要的作用。
轨道式起重机的制动方式多为常闭式[1]，即断电时制动器闭闸，摩擦片夹紧制动轮，实现制动；通电运行时制动器松闸，摩擦片松开，车轮在驱动电机作用下正常运行。起重机在正常作业时，如果检测到大风来临，必须马上断电制动，这时制动器很快抱紧车轮，实现制动。但是，配备规范设计制动力矩的起重机，在允许工作风压仍然会发生制动失效，说明规范下的制动力矩设计存在问题，对龙门起重机进行抗风制动分析是必要的。
现有的研究一般通过实验或数值的方法来研究起重机抗风制动失效。例如某防风装置测试平台[2] 可对制动器最大制动力进行检测，但不能模拟动态防风制动；侯晓勤教授[3] 等阐述了武汉理工大学独立设计的重型起重机防风测试装置的实验原理，由试验平台测试了自行设计的铁楔制动装置以及车轮上的夹轮器的性能；Ozdalyan[4] 等用ADAMS 对汽车防抱死制动系统性能进行建模并仿真，采用单车轮模型，检验制动力和车轮滑移率的关系。然而，这些研究并未直接涉及到起重机抗风制动问题，只是从制动器角度分析了所能提供的最大制动力。
本文在分析了风载荷下起重机的制动过程以及其制动失效的基础上，建立起重机制动仿真模型，运用ADAMS 仿真软件，模拟起重机制动过程，验证其失效机理，并探究合理的制动方案，研究两轮制动力比例分配对于整体制动能力的影响程度，最终实现起重机制动装置的配置和优化，达到提高制动能力的效果。
1 制动过程分析以及失效机理研究1.1 制动过程分析
起重机检测到大风来临，由正常运行到最终刹车停止的过程是先给驱动轮断电，起重机在惯性作用下继续前行，靠滚动摩擦减速，1 s 延时后制动器闭合，施加制动力矩，车轮加速减速最终停车。如图1 所示，在制动器制动前，轮心速度V f 应等于轮心角速度ω 与车轮半径R 的乘积，即f V＝ω ⋅R （1）制动器开始制动的一瞬间，车轮受到制动器施加在轮轴上的制动力矩，角速度ω 减小，此时速度V f 因未受到水平方向另外施加的水平力P 而不变，即f V＞ω ⋅R （2）轮与地面即将发生相对运动，地面摩擦力由滚动摩擦力变成滑动摩擦力F μ，使V f 也开始减小，最终使整个车轮停下。在此过程中，可将地面给车轮的摩擦力F μ 始终认为是滑动摩擦力来处理，即F μ ＝μ ⋅ N ，μ为轨道与轮面的滑动摩擦系数，N 为轮压。
图1 车轮运动图
式中：Mz 为运行机构制动转矩，P w1 为按计算风压P 1 算得的风阻力，P a 为坡道阻力，P m′为不考虑轮缘与轨道侧面附加摩擦的摩擦阻力，D 为车轮踏面直径，η为运行机构总传动效率，i 为由制动器轴到车轮的机构总传动比，n 为电动机额定转速，t z 为运行机构制动时间，k 为其他传动件的转动惯量折算到电动机轴上的影响系数，k ＝ 1.05 ～ 1.20；M z 为制动器台数；J 1 为电动机转子的转动惯量；J 2 为电动机轴上制动器和联轴器的转动惯量；J 3′为作平移运动的全部质量的惯量折算到电动机轴上的转动惯量。
按设计来说对工作下防风制动是能够成功的，现仍有事故发生，本文认为是规范设计起重机防风制动时未考虑到风压造成的起重机前后轮轮压改变而使制动力部分缺失，从而导致制动失效。由于起重机具有重心高、体积大等特点，其在风载荷作用下的制动过程中，风载荷和制动产生的惯性力引起的作用在起重机大车行走机构上的倾覆力矩不可忽视。倾覆力矩最直接的影响就是会导致行走机构前后轮轮压（沿轨道方向）改变，会让前轮压增大，后轮压减小。然而，在起重机相关设计手册及规范中只是在起重机防倾覆中考虑到倾覆力的影响，在防风制动设计中并未涉及到倾覆力。按规范[6-8]中设计的制动力就等于轨面最大摩擦力，当轮压一定，增加制动力矩不能增大轨面制动力，而轮压减小则会减小轨面摩擦力，这里的制动力缺失会产生制动失效。
2 虚拟仿真分析2.1 起重机模型参数选取某港口门式起重机，具体参数为：整机自重400 t，起重量40 t，车轮直径0.68 m，车轮数32 个，驱动轮数16 个，轨道型号QU100，大车运行速率0.5m/s，大车规矩78 m。
2.2 起重机车轮组制动模型及几何模型约束起重机整体结构如图2 所示，其中1 为运行小车、2 为起吊结构、3 为支腿与横梁、4 为大车轮组结构、5为轨道。对起重机制动过程而言，车轮通过轴连接，制动力矩本来是作用在制动轮上的，现在将其作为边界条件直接施加到车轮上模拟，其简化模型与约束分别如图3、图4 所示。
图2 起重机整机模型
图3 车轮组模型
图4 车轮组约束模型
2.3 虚拟仿真分析现对起重机一个车轮组进行模拟，起重机别的结构作为边界条件施加到车轮组上，通过2 个工况验证倾覆力对轮压的影响。经计算，每个制动轮上制动力矩4.2kN·m，车轮组上作用的起重机自重等效压力250 t，轮轨接触为库伦摩擦，相关系数设置为静摩擦因数0.14。
模拟工况1 为在无风状态下起重机制动，工况2 为在风载荷下起重机制动。
工况1 时设置车轮组在没有水平载荷的作用，并在过程中对车轮组进行动力学仿真，对分析结果提取前后轮与轨道的接触压力。1）设计风压值0 kN，制动力矩值为4.2 kN●m，结果如图5 所示（单个轮制动力矩2.1kN●m）。
图5 F ＝ 0 kN 时前后轮压变化图
2）设计风压值13 kN，制动力矩值为4.2 kN●m，结果如图6 所示（单个轮制动力矩2.1 kN●m）。
图6 F ＝ 13 kN 时前后轮压变化图
通过对比工况1、2，轮组的前后轮压力截然不同，无风状态下，前后轮的压力基本相等且数值等于来自所受压力，仿真结果的平均轮压为130.51 kN，车轮组理论轮压值为130.36 kN，两者基本相等。对于施加水平风载荷作用的结构，前后轮所受到的接触力明显产生差异。由图中可得到，前轮的平均轮压为139.49 kN，而后轮的平均轮压为121.41 kN。轮压的不同使总制动效果下降，故可以验证前述失效机理是正确的。
3 制动力矩配比对制动效果影响在风载荷F ＝ 20 kN 条件下，调整前后轮上不同的力矩的比例大小，通过多组仿真，得到数值实验数据如表1 所示。
由图7、表1 可知，在制动过程中，通过调整前后轮的制动比例，特别是适当增大前轮制动力矩，减小后轮制动力矩，可以提高制动效果，这也说明了风载荷造成前后轮压变化，前轮轮压增大，后轮轮压减小，通过增加前轮制动力矩，可提高制动力。但是，增加制动力矩比增加后的轮压所产生的轨面摩擦力大时，不会再提高制动效果；而减小后轮制动力矩只要保证其不比减小后的压力所产生的轨面摩擦力小就就行。这也是继续增大前轮轮压减小后轮轮压使得制动效果又下降的原因。因此，在风载荷作用下起重机制动，适当增大前轮轮压，减小后轮轮压可以增大总的制动力，实现完全制动。
图7 前后轮对应制动力矩下部分速度时程曲线
4 结论1）按规范设计设计制动力矩，风载荷作用下起重机仍会制动失效，是因为风载荷使起重机前后轮压改变，从而使制动力发生缺失，造成制动失效。2）通过适当改变前后轮制动力矩比例，即适当增大前轮制动力矩、减小后轮制动力矩可增加制动效果。3）文中的增大前轮制动和减小后轮制动力矩有一定的极限，超过这个极限不但不能增加制动效果，反而会造成制动失效，这个极限和具体的风压、起重机自身尺寸等相关因素有关。这里只能给一个定性的结论，即当前轮增大后的制动力大于此时前轮的最大轨面摩擦力时，则增再大前轮制动力矩不起效果了；当后轮减小后的制动力小于此时后轮的最大轨面摩擦力时，再减小制动力也没有作用了，会产生更加严重的制动力缺失，导致制动失效。
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