輪胎式起重機轉臺結構疲勞壽命分析

梅 杏,胡吉全,張焱清

(1武漢理工大學物流工程學院,湖北 武漢 430063;2宜昌力道起重機械有限公司,湖北 宜昌 443200)

目前,國內對于大型港口起重機金屬結構剩余疲勞壽命的測試主要采用的方法有兩種.一種是以疲勞強度理論為基礎的名義應力法.它是以名義應力為基本設計參數(shù)、以材料的S-N曲線為主要設計依據的疲勞設計方法.另一種是將斷裂力學應用于疲勞分析的損傷容限法.用損傷容限法估算金屬結構的疲勞壽命,不僅可以計算出結構的剩余疲勞壽命[1],而且對于具有初始缺陷的結構也可計算宏觀裂紋出現(xiàn)前的疲勞壽命.本文以輪胎式起重機轉臺為研究對象,先采用靜力分析計算找出危險部位,然后采用損傷容限法對其進行疲勞分析.

1 損傷容限法測試疲勞壽命的原理

損傷容限法是以斷裂力學理論為基礎,基于金屬材料本身存在的焊接缺陷這一事實,結合現(xiàn)代的無損探傷檢測技術,定量記入初始缺陷對疲勞壽命的影響.以裂紋的尺寸大小和裂紋的擴展速度作為結構損傷大小的判據來判定金屬結構的剩余疲勞壽命[2].

1.1 應力強度因子K和斷裂韌度Kc

應力強度因子K的大小表征了裂紋尖端附近區(qū)域應力場的強弱程度,可以作為判斷裂紋是否發(fā)生失穩(wěn)發(fā)展的指標.根據三種基本的裂紋擴展形式可分為KⅠ(張開型)、KⅡ(滑開型)、KⅢ(混合型)分別代表Ⅰ型、Ⅱ型、Ⅲ型的裂紋尖端的應力強度.裂紋形式使用最多的是I型,其表達式為式中:γ為取決于裂紋的形狀、位置與加載方式的量綱系數(shù);σ為拉伸應力;a為裂紋尺寸.

斷裂韌度KⅠc為應力強度因子的臨界值,即 Ⅰ型裂紋失穩(wěn)擴展而發(fā)生脆斷時的應力強度因子.在平面應變條件下的斷裂判據為KⅠ≥KⅠc.

1.2 疲勞裂紋擴展速率

疲勞裂紋擴展速率da/dN,是在疲勞載荷作用下裂紋長度a隨著循環(huán)周次N的變化率,它表示裂紋擴展的快慢.裂紋擴展速率可由Paris公式來表示:

式中:Δ K為應力強度因子的幅度;C,n為與材料有關的常數(shù).

將式(1)代入式(2),計算裂紋長度從a0到ac的應力循環(huán)次數(shù)

式中:a0為初始裂紋長度;ac為確定臨界裂紋長度;Δ σ為應力幅值.

2 轉臺結構靜力分析

某臺額定重量為30 t輪胎式起重機,最常用的工況是打支腿,使用18 m臂,變幅臂架仰角45°～65°之間,在回轉平面90°以內回轉,起吊重量為 6 t的貨物,轉臺結構材料為Q235.

該型起重機的轉臺結構由兩根縱向對稱布置的H型鋼梁以及若干橫梁構成.兩根H型鋼梁是轉臺的主要承力構件.起重臂、人字架等主要受力構件直接支承在H型鋼梁上,其他零部件通過橫梁將力傳到H型鋼梁上,轉臺底部通過回轉支承安裝在底架上.

為分析方便可以將轉臺梁外側部分省略,其上部分處理成質點力在對應的H型鋼位置加載.作用于轉臺結構的載荷主要有結構自重、各裝置重量、起重臂和人字架的作用力.利用ANSYS的shell63單元建立模型(圖1).

圖1 轉臺結構模型圖

假設一個工作循環(huán)中起升前臂架處于仰角45°幅度,從空載到起吊6 t貨物,然后變幅到臂架仰角65°幅度,最后到卸載.分別選取4個關鍵時刻的工況進行計算,得到各工況下的最大應力值(表1).

表1 各工況下臂架所受的最大應力值

另附上臂架仰角45°時,起吊6 t貨物的轉臺最大應力部位圖見圖2.

圖2 出現(xiàn)最大應力的應力云圖

通過靜力分析計算,最大應力點均在H型鋼梁與底部環(huán)形法蘭板后側相接部分.

3 轉臺結構疲勞壽命分析

3.1 計算應力幅值

由靜力計算可得應力幅值

3.2 初始裂紋尺寸

通常情況下采用超聲波無損探傷方法檢測測點裂紋缺陷.當檢測不到裂紋時,一般可取初始裂紋尺寸a0=2 mm.

3.3 裂紋結構參數(shù)及形狀修正系數(shù)

裂紋的結構參數(shù)C、n與材料、裂紋類型和構件形狀等有關,隨應力條件和周圍環(huán)境而變化.其值由試驗確定,對于起重機結構使用的材料,一般取C=2.61×10-13,n=3[3].

裂紋形狀修正系數(shù)γ實際上包含了裂紋尖端形狀、自由表面狀態(tài)、有限寬度板、應力集中等因素的綜合效應.通常對于有限寬板單邊直裂紋,當板寬的二倍遠遠大于裂紋深度時,γ=1.12.

3.4 臨界裂紋尺寸

Q235鋼的斷裂韌性

由表1可知σmax=82 MPa從而得

3.5 轉臺結構的壽命計算

將以上各參數(shù)代入公式(3),得該轉臺在該工作循環(huán)下的理論工作壽命[4-5]Np=4.36×106(次)

假設在工作中已經發(fā)現(xiàn)初始裂紋a0=50 mm,可以利用Paris推導公式預測剩余壽命為起重機工作循環(huán)次數(shù)Np=3.85×105;同樣令ac=50 mm可以推測出已經工作循環(huán)次數(shù)為Np=3.98×106.

4 結論

通過對轉臺結構有限元分析找出危險部位,利用損傷容限法估算轉臺的使用壽命和剩余壽命,簡便實用.但由于起重機使用工況的復雜性,單一的常用工況只能大致預測起重機的使用壽命,需要收集更詳細的載荷譜情況,以更有利于對起重機的壽命分析,指導實際的使用維護.

[1]劉晉川,張玉波,丁 敏.港口機械結構疲勞壽命預測技術研究與應用[J].起重運輸機械水運科學研究,2008(3):1-4.

[2]Kanninen M F,Popelar,C H.高等斷裂力學[M].洪其麟,鄭光華,鄭祺選,等譯.北京:北京航空學院出版社,1987.

[3]梅 瀟,董達善.大型港口機械結構常用材料Q235的斷裂韌性測度與研究[J].上海海運學院學報,2000,21(4):56-62.

[4]張金芝.起重機金屬結構剩余疲勞壽命估算方法[J].國外金屬熱處理,2005,26(1):48-49.

[5]劉 力,李明萬.起重機門架結構的疲勞壽命分析[J].機械研究與應用,2010(4):26-27,44.