起重機拱度對結(jié)構(gòu)的影響

吳 磊

江蘇省特種設(shè)備安全監(jiān)督檢驗研究院揚州分院 揚州 225200

0 引言

起重機是現(xiàn)代企業(yè)中用于搬運或者吊裝設(shè)備的重要裝置，起重機的拱度預(yù)制是在建造施工過程中一道重要的工序，目的是在主梁承受自重和所受載荷的情況下彌補起重機主梁的下?lián)献冃瘟?。起重機的主梁拱度預(yù)設(shè)過大會增加小車運行時的爬坡附加阻力，過小在受載后主梁可能會出現(xiàn)向下的斜坡，從而導(dǎo)致小車發(fā)生溜車現(xiàn)象。在不同的標(biāo)準(zhǔn)中，對起重機拱度要求也不一致。以電動單梁為例，JB/T 1306－2008《 電動單梁起重機》對拱度要求是：主梁最大上拱度應(yīng)位于跨度中部S/10范圍內(nèi)。未做靜載試驗前，主梁上拱度F推薦值為(1/1 000～1.4/1 000)S[1]。GB/T 14405—2011《通用門式起重機》的要求是：起重機做靜載試驗時，應(yīng)能承受1.25倍額定起重量的試驗載荷，其主梁不應(yīng)產(chǎn)生永久變形。靜載試驗后的主梁：當(dāng)空載小車在極限位置時，上拱最高點應(yīng)在跨度中部S/10范圍內(nèi)，其值不應(yīng)小于0.7S/1 000。試驗后進(jìn)行目測檢查，各受力金屬結(jié)構(gòu)件應(yīng)無裂紋、永久變形，無油漆剝落或?qū)ζ鹬貦C的性能與安全有影響的損壞，各連接處也應(yīng)無松動或損壞[2]。

1 起重機拱度對結(jié)構(gòu)應(yīng)力的影響

1.1 模型建立及預(yù)處理

為了分析出起重機的拱度對結(jié)構(gòu)應(yīng)力的影響，本文建立了4個殼模型，該起重機的額定起重量為32 t，跨度為28.5 m，工作級別為A5。主梁為雙梁設(shè)計，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 主梁結(jié)構(gòu)圖

由于本文只分析拱度對起重機的結(jié)構(gòu)應(yīng)力的影響，所以僅建立主梁的模型，主梁模型如圖2所示。本文所建立的4個模型的拱度分別為0、0.5S/1 000、1.0S/1 000、-1.0S/1 000。根據(jù)起重機施工圖紙及拱度值，分別建立起重機的模型，對分析模型進(jìn)行前處理等工作。該起重機材質(zhì)為Q235，起重機主要受力結(jié)構(gòu)鋼板厚度在14 mm以下。由于Shell 181非常適合薄至中等厚度的殼形結(jié)構(gòu)，故采用Shell 181單元對主梁的有限元模型劃分網(wǎng)格。

圖2 殼模型圖

1.2 載荷的確定

已知，該起重機小車自重為8 995 kg，起升動載荷系數(shù)φ2的確定可表示為

由于該起重機的起升機構(gòu)采用變頻器控制，起升過程比較平穩(wěn)，故起升狀態(tài)級別定位HC2。通過GB/T 3811—2008《起重機設(shè)計規(guī)范》查詢HC2所對應(yīng)β2、φ2min的值分別為0.34、1.10。由起重機參數(shù)可知，該起重機的穩(wěn)定起升速度為0.08 m/s，從而計算得出φ2的值約為1.13[3]。

由于軌道接頭狀態(tài)良好，并已做了打磨處理，根據(jù)經(jīng)驗公式運行沖擊系數(shù)φ4取1.0。

1.3 載荷的施加

小車的自重及所吊運的載荷通過車輪施加在起重機的小車軌道上。

1.4 主梁的應(yīng)力分析

分別在4個模型的起重機主梁上施加載荷，得出計算結(jié)果，如圖3所示，統(tǒng)計的計算結(jié)果如圖4、圖5所示。

圖3 不同拱度對于相同載荷的應(yīng)力值及截面

圖4 起重機上下蓋板應(yīng)力與拱度關(guān)系表

圖5 拱度與結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力關(guān)系表

由圖4可知，起重機跨中的上下蓋板應(yīng)力與起重機拱度的變化無關(guān)，符合材料力學(xué)原理，從而證明了4個模型的正確性。

由圖5可知，隨著起重機拱度的增加，主梁結(jié)構(gòu)內(nèi)部的最大應(yīng)力值呈現(xiàn)下降趨勢。在拱度達(dá)到1.0S/1 000時，最大應(yīng)力相較無拱度的情況下降了42.684 MPa，這種程度的下降對起重機的內(nèi)部疲勞有相當(dāng)大的改善、由此可知，隨著起重機不斷的承受交變載荷，其內(nèi)部疲勞的出現(xiàn)，甚至一些吊運熔融金屬的起重機還會產(chǎn)生熱疲勞，不可避免會出現(xiàn)金屬內(nèi)部的滑移現(xiàn)象，起重機拱度會隨使用逐步降低甚至出現(xiàn)下垂的現(xiàn)象。在產(chǎn)生了這一現(xiàn)象以后，其結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力值相對無拱度的情況會進(jìn)一步增大，在此過程中尚未考慮金屬材質(zhì)內(nèi)部劣化的情況，如果考慮材料的劣化情況，起重機的局部工作應(yīng)力很可能超越許用應(yīng)力。所以，若在檢驗過程中發(fā)現(xiàn)起重機拱度已消失或已出現(xiàn)下垂現(xiàn)象，應(yīng)及時對起重機進(jìn)行應(yīng)力測試，防止其工作應(yīng)力超過許用應(yīng)力情況發(fā)生。

2 起重機的拱度對疲勞的影響

起重機在制造過程中基本使用鈑焊拼接工藝，在使用中持續(xù)承受交變載荷，易出現(xiàn)金屬疲勞損傷，會產(chǎn)生熱疲勞，或在制造過程中存在初始裂紋，需要在裂紋擴展的基礎(chǔ)上進(jìn)行壽命估算，為此針對不同疲勞需要有不同的分析方法[4-6]。

目前，常溫金屬結(jié)構(gòu)疲勞分析理論主要采用線性疲勞積累損傷理論中的Miner法則，材料在各應(yīng)力水平下的疲勞損傷獨立進(jìn)行，總損傷可以線性疊加，當(dāng)積累到某一數(shù)值時材料或構(gòu)件發(fā)生破壞。Miner法則假設(shè)：構(gòu)件所吸收的能量達(dá)到極限值時產(chǎn)生疲勞破壞，如果破壞前可吸收能量極限值為w，構(gòu)件破壞前縱循環(huán)數(shù)為N，在某一循環(huán)n1時構(gòu)件吸收的能量為W1，則其吸收的能量與循環(huán)數(shù)間存在正比關(guān)系，即

這樣，構(gòu)件的加載歷程由m個不同的應(yīng)力水平構(gòu)成，各應(yīng)力水平下又對應(yīng)著m個不同疲勞壽命和循環(huán)次數(shù)，則損傷為

此時，構(gòu)件吸收能量達(dá)到極限值W，即發(fā)生疲勞破壞[7]。

在對主梁進(jìn)行疲勞分析前，需要選取合適的材料疲勞曲線。然而，材料精確的疲勞曲線很難獲得，為此考慮采用Asme標(biāo)準(zhǔn)的適合碳鋼材料的疲勞分析曲線，將Asme標(biāo)準(zhǔn)中的材料數(shù)據(jù)點進(jìn)行曲線擬合，得到疲勞分析中使用的材料曲線。材料的疲勞壽命曲線如圖6所示。

圖6 疲勞壽命曲線

起重機的疲勞僅與載荷的變化相關(guān)，計算的目的是探究出拱度對疲勞的影響有多大，在計算過程中僅考慮跨中受載的情況，對起重機進(jìn)行疲勞分析的具體流程如圖7所示。

圖7 疲勞分析流程

在計算機進(jìn)行運算后，得到圖8所示主梁疲勞壽命云圖，由于疲勞危險點出現(xiàn)在內(nèi)部，故圖中僅展示疲勞危險點所在部位。將圖中的數(shù)據(jù)進(jìn)行轉(zhuǎn)化，最終得到圖9所示起重機拱度與疲勞壽命之間的關(guān)系。

圖8 起重機主梁的疲勞壽命云圖

圖9 拱度與疲勞壽命關(guān)系表

由圖9可知，在相同工況時，起重機使用壽命隨著起重機拱度的增加而得到較大提高，查閱GB/T 3811—2008《起重機設(shè)計規(guī)范》中起重機工作級別的劃分，對應(yīng)A5的工作級別，起重機在Q4的載荷狀態(tài)級別情況下，其使用等級應(yīng)當(dāng)要達(dá)到U3級別，起重機的總工作循環(huán)次數(shù)應(yīng)達(dá)到6.30×104＜CT≤1.25×105，，圖9中的4種拱度狀態(tài)均能達(dá)到設(shè)計要求，但隨著拱度的增加在達(dá)到1.0S/1 000情況時，相對無拱度的起重機疲勞壽命得到了翻倍提升，在未增加很多成本的情況下起重機的經(jīng)濟性得到較大提升。

3 結(jié)束語

綜上所述，起重機拱度對于降低起重機內(nèi)部的最大應(yīng)力和增加起重機的使用壽命有著非常大的影響，在不增加很多成本的情況下可大大延長起重機的使用壽命，所以起重機施工過程中應(yīng)加大對拱度的重視，確保設(shè)備的安全使用。