雙梁橋式起重機(jī)剩余使用壽命安全評估研究

趙峰

（大連鍋爐壓力容器檢驗(yàn)檢測研究院有限公司，遼寧 大連 116000）

1 案例背景

1.1 設(shè)備基本概況

設(shè)備為雙梁橋式起重機(jī)，如圖1所示，共2臺，型號都是QD15/3-28.5中級，生產(chǎn)日期是1984年。

圖1 橋式起重機(jī)整體結(jié)構(gòu)圖

1.2 存在問題

設(shè)備自購買時(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庫，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)厥袌鼍忠?，此設(shè)備需要進(jìn)行剩余使用壽命安全評估，評估后能夠投用使用方可進(jìn)行法定檢驗(yàn)。

2 檢驗(yàn)檢測方案

2.1 檢驗(yàn)檢測總體方案

檢驗(yàn)檢測流程見圖2流程圖所示。

圖2 檢驗(yàn)檢測工作流程圖

2.2 總體檢驗(yàn)

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整臺起重機(jī)的上拱度、下?lián)隙葴y量；超聲波測厚儀對主梁、端梁上下蓋板及腹板的厚度測量；鋼卷尺、鋼直尺對整臺起重機(jī)的長度、寬度、高度及筋板位置測量；鉗形電流表對整臺起重機(jī)的動力回路電流值測量；萬用表對起重機(jī)的工作波動電壓測量；絕緣電阻測量儀對起重機(jī)的動力回路、控制回路電氣系統(tǒng)絕緣情況測量；游標(biāo)卡尺對鋼絲繩直徑等測量。

2.3 應(yīng)力測試

應(yīng)變儀：在滿載工況下分別測載荷在跨中及跨端時(shí)主蓋板與腹板的應(yīng)力。

2.4 結(jié)構(gòu)有限元建模與分析

采用有限元軟件對主結(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。

2.5 設(shè)備的壽命評估

采用載荷譜編制及鋼材S-N曲線結(jié)合的方法對壽命進(jìn)行評估。

3 發(fā)現(xiàn)問題及處置措施

3.1 發(fā)現(xiàn)問題

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 處置措施

3.2.1 解決一

對于3.1中所列的第一個(gè)問題，根據(jù)現(xiàn)場無損檢測及目視所及，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)合剩余壽命評估方法去評估此設(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)工作級別為中級，根據(jù)規(guī)范TSG Q7016-2016可知，對應(yīng)的垂直下?lián)隙纫鬄?5.6mm，符合要求。另外軟件模型是實(shí)物簡化的結(jié)果，因此在自重和載荷的作用下會存在與實(shí)物略有差別，現(xiàn)場根據(jù)全站儀對兩臺起重機(jī)測量的垂直下?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)手冊經(jīng)驗(yàn)式求得，對稱拉壓：σ-1L=0.23（Rm+ReL）=0.23×(441+235)MPa=155.48MPa； 脈 動 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)場損壞度，對下述零部件機(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。

4 結(jié)語

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)剩余使用壽命的評估，為了保障起重機(jī)的安全使用，起重機(jī)壽命評估勢在必行。