趙峰
(大連鍋爐壓力容器檢驗(yàn)檢測(cè)研究院有限公司,遼寧 大連 116000)
設(shè)備為雙梁橋式起重機(jī),如圖1所示,共2臺(tái),型號(hào)都是QD15/3-28.5中級(jí),生產(chǎn)日期是1984年。
圖1 橋式起重機(jī)整體結(jié)構(gòu)圖
設(shè)備自購(gòu)買時(shí)起未經(jīng)過法定檢驗(yàn),隨機(jī)資料丟失,使用地點(diǎn)為某公司廠房備用物資倉(cāng)庫(kù),使用了10年左右,之后設(shè)備處于停用狀態(tài),2021年準(zhǔn)備啟用,當(dāng)?shù)厥袌?chǎng)局要求,此設(shè)備需要進(jìn)行剩余使用壽命安全評(píng)估,評(píng)估后能夠投用使用方可進(jìn)行法定檢驗(yàn)。
檢驗(yàn)檢測(cè)流程見圖2流程圖所示。
圖2 檢驗(yàn)檢測(cè)工作流程圖
采用監(jiān)督檢驗(yàn)的方法進(jìn)行總體檢驗(yàn):
滿載的工況下采用面棱鏡全站儀對(duì)整臺(tái)起重機(jī)的上拱度、下?lián)隙葴y(cè)量;超聲波測(cè)厚儀對(duì)主梁、端梁上下蓋板及腹板的厚度測(cè)量;鋼卷尺、鋼直尺對(duì)整臺(tái)起重機(jī)的長(zhǎng)度、寬度、高度及筋板位置測(cè)量;鉗形電流表對(duì)整臺(tái)起重機(jī)的動(dòng)力回路電流值測(cè)量;萬(wàn)用表對(duì)起重機(jī)的工作波動(dòng)電壓測(cè)量;絕緣電阻測(cè)量?jī)x對(duì)起重機(jī)的動(dòng)力回路、控制回路電氣系統(tǒng)絕緣情況測(cè)量;游標(biāo)卡尺對(duì)鋼絲繩直徑等測(cè)量。
應(yīng)變儀:在滿載工況下分別測(cè)載荷在跨中及跨端時(shí)主蓋板與腹板的應(yīng)力。
采用有限元軟件對(duì)主結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模與分析,所采取工況除了與應(yīng)力測(cè)試工況相同外,還進(jìn)行了空載工況下,小車在跨中及跨端的工況分析。
采用載荷譜編制及鋼材S-N曲線結(jié)合的方法對(duì)壽命進(jìn)行評(píng)估。
本設(shè)備的主要問題存在兩個(gè)方面,第一,由于主結(jié)構(gòu)制造到現(xiàn)在已經(jīng)經(jīng)過38年,起重機(jī)能否繼續(xù)使用以及還能使用多少年是一個(gè)最亟待解決的問題;第二,由于各零部件的損壞及新標(biāo)準(zhǔn)要求,部分零部件需要進(jìn)行更換。
3.2.1 解決一
對(duì)于3.1中所列的第一個(gè)問題,根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)無(wú)損檢測(cè)及目視所及,主結(jié)構(gòu)件沒有損傷,且沒有明顯的腐蝕等痕跡,根據(jù)測(cè)量情況,板厚都與原設(shè)計(jì)符合,因此不需要進(jìn)行更換,采用應(yīng)力測(cè)試與有限元計(jì)算分析相結(jié)合的方法獲取各使用工況下的應(yīng)力結(jié)合剩余壽命評(píng)估方法去評(píng)估此設(shè)備主結(jié)構(gòu)檢的剩余壽命。
3.2.1.1 有限元計(jì)算分析
(1)模型建立。由于兩臺(tái)橋式起重機(jī)的結(jié)構(gòu)型式一樣,且在結(jié)構(gòu)上不存在缺陷,因此兩臺(tái)橋式起重機(jī)的有限元模型是一致的。該起重機(jī)的三維模型如圖3所示。
圖3 橋式起重機(jī)三維模型
該起重機(jī)采用板殼單元建立主結(jié)構(gòu)的有限元模型,主梁板厚分別為:上蓋板10mm,腹板6mm,下蓋板8mm;端梁板厚分別為:上蓋板12mm,腹板6mm,下蓋板12mm。其有限元模型如圖4所示。
圖4 橋式起重機(jī)有限元模型
該起重機(jī)取最危險(xiǎn)的工況進(jìn)行分析,有限元工況匯總?cè)绫?所示。
表1 工況說明
(2)計(jì)算結(jié)果分析。工況3為最危險(xiǎn)工況,因此以工況3為例進(jìn)行結(jié)果分析說明。計(jì)算結(jié)果如圖5所示。最大應(yīng)力為138.6Mpa,此處為端梁約束位置,由于實(shí)際上此處并不是約束位置,約束應(yīng)在車輪上,所以此應(yīng)力集中可忽略。
圖5 橋式起重機(jī)工況3整體應(yīng)力圖
主梁上蓋板跨中的應(yīng)力最大,為70MPa,端部上蓋板應(yīng)力11.7MPa,腹板跨中應(yīng)力為76.7MPa,位置在靠近下蓋板位置,從結(jié)構(gòu)上看,下蓋板處沒有小筋板,因此應(yīng)力稍大,端部腹板應(yīng)力為15.9MPa。端梁應(yīng)力為112MPa,如圖6所示。根據(jù)GB3811,各板的許用應(yīng)力為175MPa,因此各板的強(qiáng)度符合要求。
圖6 工況3各部件應(yīng)力圖
該工況下起重機(jī)的剛度,根據(jù)計(jì)算結(jié)果,垂直下?lián)隙葹?9mm,如圖7(a)所示,此為吊載情況下總計(jì)下?lián)隙?,在空載時(shí)的垂直下?lián)隙葹?3mm,如圖7(b)所示。則吊載后總垂直下?lián)隙葹?6mm。該起重機(jī)工作級(jí)別為中級(jí),根據(jù)規(guī)范TSG Q7016-2016可知,對(duì)應(yīng)的垂直下?lián)隙纫鬄?5.6mm,符合要求。另外軟件模型是實(shí)物簡(jiǎn)化的結(jié)果,因此在自重和載荷的作用下會(huì)存在與實(shí)物略有差別,現(xiàn)場(chǎng)根據(jù)全站儀對(duì)兩臺(tái)起重機(jī)測(cè)量的垂直下?lián)隙葹?0mm和21mm。
圖7 滿載與空載下?lián)蠄D
綜上所示,該起重機(jī)在最危險(xiǎn)工況下強(qiáng)度和剛度都符合要求。
所有工況下應(yīng)力撓度結(jié)果匯總?cè)绫?所示。該起重機(jī)的強(qiáng)度和剛度均符合要求。
表2 結(jié)果匯總
3.2.1.2 壽命評(píng)估
(1)載荷譜編制如表3所示。
根據(jù)統(tǒng)計(jì)得出吊車每周的工作載荷使用情況,見表3第1列、第2列,由有限元計(jì)算分析得出吊車主梁在最不利載荷狀態(tài)時(shí)的名義應(yīng)力,見表3第4列。
(2)確定各系數(shù)。Q235B的Rm=441MPa,由起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)查得,有效應(yīng)力集中系數(shù)Kσ=3.0(估值),尺寸影響系數(shù)ε=0.8562,表面狀態(tài)系數(shù),取切削加工系數(shù)=5.0。主梁跨中應(yīng)力狀態(tài)是循環(huán)變幅應(yīng)力,將名義應(yīng)力乘以=5.0,得表3中第5列。
表3 載荷譜
(3)確定疲勞極限。疲勞極限由設(shè)計(jì)手冊(cè)經(jīng)驗(yàn)式求得,對(duì)稱拉壓:σ-1L=0.23(Rm+ReL)=0.23×(441+235)MPa=155.48MPa; 脈 動(dòng) 拉 壓 GoL=1.42×155.48=220.78。表3中第五列大部分?jǐn)?shù)據(jù)超過疲勞極限。因此,此吊車的應(yīng)力變化情況屬于有限壽命設(shè)計(jì)。
即該起重機(jī)在此工況下剩余使用壽命為19.7年。
3.2.2 解決二
對(duì)于3.1中所列的第二個(gè)問題,根據(jù)現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)的要求及現(xiàn)場(chǎng)損壞度,對(duì)下述零部件機(jī)械進(jìn)行更換:
主起升定滑輪輪緣破損,需要更換。
角鋼裸滑線需要更換為帶有接地線的安全滑觸線,保證接地線與吊車的可靠連接。
司機(jī)室內(nèi)無(wú)失壓保護(hù)功能、急停按鈕失效,零位保護(hù)失效,需要增加控制。
改革開放以來,工業(yè)迎來了大發(fā)展,起重機(jī)械的應(yīng)用也隨之廣泛推廣,大批的起重機(jī)即將達(dá)到設(shè)計(jì)使用壽命,隨之而來的是起重機(jī)剩余使用壽命的評(píng)估,為了保障起重機(jī)的安全使用,起重機(jī)壽命評(píng)估勢(shì)在必行。