桥式抓斗卸船机滑轮座底部裂纹的处理及分析论文_徐兆增

摘要：桥式抓斗卸船机生产效率高,设备自重小,结构相对简单,是钢铁企业散料港口装卸中较理想的装备。但卸船机存在一些设计问题,会导致卸船机主梁端部的定滑轮支座根部多处开裂,造成多起停产事故。因此,有必要分析裂纹产生的原因并提出合理的修复方案。

关键词：桥式卸船机；滑轮座；裂纹；应力分布

Abstract：the bridge grab ship unloader has high production efficiency, small self-weight and relatively simple structure. It is an ideal equipment in bulk port loading and unloading of iron and steel enterprises. However, there are some design problems of ship unloader, which will cause the root of fixed pulley support at the end of the main beam of ship unloader to crack in many places, resulting in many accidents of stopping production. Therefore, it is necessary to analyze the cause of crack and put forward a reasonable repair plan.

Keywords：bridge ship unloader; The pulley; Crack; The stress distribution

1 桥式抓斗卸船机运行台车的结构类型及工作特点

1.1 结构类型

运行台车即运行机构的均衡装置,一般为箱型梁结构。 运行台车与车轮之间通过轮轴和轴孔连接,各级均衡梁之间通过销轴连接。销轴连接处的轴套与台车架腹板采用对接焊缝连接。

1.2 工作特点

（1）抓斗卸船机承受的常规载荷包括自重载荷、起升载荷、垂直动载荷、变速动载荷等,并通过金属结构传递到运行机构。

(2)在起重机非工作状态下,运行台车承受载荷类型基本不变;卸船机承受起升载荷时,靠海一侧的运行台车所受压应力增加 ,而陆地一侧的运行台车所受压应力减小,且应力恒为负;卸船机卸载时,靠海一侧的运行台车所受压应力减小 ,而陆侧的运行台车所受压应力增加。

(3)卸船机在一个工作循环中承受交变应力,这是疲劳裂纹扩展的动力。根据力矩平衡原理，陆侧运行台车的力臂较海侧长，导致卸船机在加载和卸载时陆侧压应力更大 ,容易出现疲劳裂纹。

2 裂纹形成原因分析

针对650 t/h桥式卸船机滑轮座根部出现的裂纹问题,分析了桥式卸船机滑轮座的工作状态,指出产生裂纹的原因是该处结构承受较大的交变应力和存在焊接缺陷所致。

滑轮座的位置和裂纹分别如图 1及图 2所示,卸船机工作时,不断加载、卸载,滑轮上的钢丝绳拉力时大时小,定滑轮根部所受应力是交变应力:在拖拽满载小车时钢丝绳有较大的水平拖力,最大值可达8.4×104 N;没有负载时钢丝绳的拖力为 0。故在滑轮座根部产生的应力为0～σmax的脉动应力,使金属结构具备了裂纹形成和发展的基本条件。

在滑轮座根部处粘贴电阻应变片并用动态电阻应变仪测出裂纹根部最大应力σmax=253.2MPa。

该滑轮座支撑整体焊接在桥架的端梁上。端梁的宽度与滑轮座的宽度大致相同,缺乏焊接空间,故焊接质量不佳,存在明显的焊接缺陷。特别是支撑板的“咬边”达 5mm之多。“咬边”形成的缺口对于承受交变应力的金属结构件而言就成为“初始裂纹”。按照断裂力学理论,该处的裂纹属于“张开型”裂纹,设备服役初始阶段的裂纹场强度因子ΔK为

图1 滑轮座在桥式卸船机中的位置

1.滑轮座位置 2.电气室

式中:Y为形状修正因子,查文献[1],Y=1.121 5;Δσ为应力变化幅值,Δσ=σmax-σmin,σmax为裂纹处最大应力,σmax=253.2MPa,σmin为裂纹处最小应力,σmin=0,Δσ=253.2 MPa;a为裂纹的初始长度,这里取“咬边”深度,a=5mm。

则由式 (1)可得 ΔK=31.74 MPa,查阅资料[2]中,16Mn材质的裂纹扩展门槛值ΔKth=12.1MPa。ΔK＞ΔKth,说明该处裂纹扩展是不可避免的现象,其裂纹的扩展速度可用Pairs公式表示

图2 滑轮座支腿裂纹示意图

1.裂纹

式中为经过每次循环后的裂纹扩展长度;C、m为与材料有关的参数,查资料,C=2.194×10-13,m=3.3285。

式 (2)积分可得用循环次数表达的结构使用寿命

式中:Nf为裂纹扩展到临界值af时的循环次数;a0为裂纹初始长度,a0=5mm;af为裂纹扩展的临界值,查资料

式中:E为弹性模量,取 E=2×1011 Pa;JIf为临界积分,取 JIf=68.6 N/mm;μ为泊松比,取μ=0.3。

将上述参数代入式(4),得af=163mm。但当裂纹扩展af=50mm时,经计算该处应力已达到材料的屈服极限,故将af=50mm作为裂纹扩展的临界值。将所有相关参数代入式 (3),计算结构的使用寿命Nf,则

该设备每天的吞吐量约为10000t,抓斗每次抓取散料16t,每年大约工作 300 d,则该设备每年经历的循环次数为

设备的总寿命(按年统计)

该设备的服役时间已经超过2年,发生滑轮座断裂事故的原因从上面的计算中得到合理解释。

3 改进方案

针对滑轮座根部应力过大的问题,笔者提出:1)降低定滑轮中心高度,以缩短力臂,从而减小根部的弯曲应力;2)针对滑轮座刚性不足和焊接区域窄小的问题,增加端梁支撑板并扩大连接板。

4 修补整改效果分析

4.1 有限元模型与计算结果

有限元的核心思想是结构的离散化,就是将实际结构假想地离散为有限数目的规则单元组合体,实际结构的物理性能可以通过对离散体进行分析,得出满足工程精度要求的近似结果,这样可以解决很多实际工程需要而理论分析又无法解决的复杂结构问题。

图3 滑轮座改进后的计算应力云图

选用Ansys对改进后的模型进行仿真计算,在计算过程中,不考虑初始裂纹和缺陷。单元类型分别选择面单元solid183和体单元solid186,弹性模量取2×105 MPa,泊松比取0.3。网格划分时,考虑到结构复杂多样,采用了自由网格划分模式。取最大划分长度为30mm,划分后单元总数为243982个(经过反复计算该网格划分精度已经满足了工程要求)。在滑轮座2个与卸船机底座连接端面施加全约束,并在滑轮轴孔处的6个关键节点上施加1.4×104 N(共计8.4×104 N)的约束力。

计算结果如图3所示,滑轮座根部最大应力为σmax=27.2MPa。

4.2 整改后滑轮座根部的裂纹强度因子

由于焊接面积增大且为立式角焊接,按照焊接要求估计初始裂纹为 1mm,并注意到滑轮座根部最大应力为σmax=27.2MPa,求得裂纹强度因子：

可见整改后滑轮座根部的裂纹强度因子ΔK远小于ΔKth,由断裂力学的相关理论可知,该处的裂纹将不再扩展,并长期停留在“裂纹萌生”阶段。

5 结论

从断裂力学的角度出发,通过实验说明了滑轮座根部承受的交变应力过大和焊接缺陷是造成裂纹产生并快速扩展的原因。针对滑轮座的结构形式提出了修复方案,通过有限元求出修复后该处的裂纹强度因子ΔK小于16Mn的裂纹扩展门槛值ΔKth,裂纹不再扩展并长期停留在“裂纹萌生”阶段,提高了设备的运行可靠性。上述内容证明所提出的修补方案是可行的。

参考文献

[1]刘秀华谢剑刚.桥式抓斗卸船机滑轮座底部裂纹的处理及分析[M].武汉:武汉科技大学，2010:25-27.

[2]丁遂栋,孙利民.断裂力学[M].第1版.北京:机械工业出版社,1997.

论文作者:徐兆增

论文发表刊物:《基层建设》2020年第1期

论文发表时间:2020/4/14

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