宋 靜 宋 會 王秀紅 陶 瑛

中材建設(shè)有限公司（100076）

0 前言

懸臂式刮板堆取料機(jī)主梁是用來支撐堆取料機(jī)料耙系統(tǒng)和刮板系統(tǒng)的重要鋼結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛性決定著堆取料工作的可靠性和安全性[1]。傳統(tǒng)堆取料機(jī)主梁的設(shè)計計算主要根據(jù)經(jīng)驗公式，計算耗時較長，計算精度較低。用試驗方法進(jìn)行的強(qiáng)度和壽命計算存在成本大、設(shè)備要求高的問題。有限元法可以方便地進(jìn)行設(shè)計優(yōu)化，降低開發(fā)成本，是目前工業(yè)設(shè)計中廣泛采用的設(shè)計方法。

1 模型

如圖1所示，該堆取料機(jī)主梁跨度為48.86m，高度為3m，寬度為2.5m，兩側(cè)大部分壁厚為12 mm，局部壁厚為16mm。主梁材料為Q345B。

圖1 主梁幾何結(jié)構(gòu)圖

主梁是用鋼板焊接而成的薄壁殼體，其厚度遠(yuǎn)小于板面長寬的尺寸，屬于有限元的薄板問題。建立有限元模型時，薄板問題通常采用殼單元[2]。實際結(jié)構(gòu)是非常復(fù)雜的，完全按照結(jié)構(gòu)的實際情況進(jìn)行力學(xué)分析是不可能的，也是不必要的。因此，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)分析計算之前，必須加以合理簡化，即抓住主要矛盾，略去次要因素，把復(fù)雜的實際結(jié)構(gòu)抽象化為一個簡單的理想模型，即力學(xué)模型。根據(jù)主梁的幾何結(jié)構(gòu)，忽略內(nèi)部爬梯等次要結(jié)構(gòu)，采用殼單元建模，有限元模型如圖2所示。

圖2 主梁有限元模型

2 邊界條件

2.1 約束及載荷

位移邊界條件:主梁兩端鉸接約束,故兩端法蘭處約束平動自由度,放開轉(zhuǎn)動自由度。

載荷:自重載荷、工作載荷、附加載荷（該懸臂式刮板堆取料機(jī)室內(nèi)工作，可不予考慮）。

2.2 材料特性（見表1）

3 主梁強(qiáng)度校核

3.1 靜力強(qiáng)度結(jié)果分析

料耙小車在液壓缸推力或拉力作用下在主梁鋼軌上往復(fù)運(yùn)動,根據(jù)推力方向及小車距液壓缸距離分為6種工況并分別計算，工況情況及計算結(jié)果見表2。

表2 工況及計算結(jié)果列表

通過加載載荷，同時主梁兩端法蘭處已被約束，主梁會產(chǎn)生變形，利用有限元軟件求解，可得到模型每個節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力和應(yīng)變，其值可通過不同顏色在實體模型上呈現(xiàn)[3]。

由表2可知，工況4條件下主梁所受等效應(yīng)力最大，圖3和圖4均為工況4條件下的靜力分析綜合變形云圖及等效應(yīng)力云圖。從圖3可知，由于主梁兩端約束中間懸空，在自重和工作載荷下，主梁中間撓度最大；主梁變形及約束的存在，使得主梁行走軌道端兩側(cè)壁板與固定法蘭相接處受力較大，如圖4所示。

圖3 靜力分析綜合變形云圖

圖4 靜力分析等效應(yīng)力云圖

3.2 應(yīng)力強(qiáng)度評定

依據(jù)相關(guān)設(shè)計規(guī)范，載荷強(qiáng)度安全系數(shù)選取為1.33，撓度f≤S/700。文章研究的取料梁跨度為48.86m，所以其撓度應(yīng)滿足f≤70mm。從表2可得，6種工況下安全系數(shù)均大于1.33，其撓度均小于許用撓度值70mm。因此，該堆取料機(jī)主梁強(qiáng)度和剛度均滿足要求。

4 主梁疲勞壽命的計算

4.1 設(shè)計條件

由靜力分析可知，工況4條件下主梁行走軌道端兩側(cè)壁板與固定法蘭相接處等效應(yīng)力最大，該處節(jié)點(diǎn)為8368。該節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力將被儲存起來，用于疲勞分析。根據(jù)使用要求，堆取料機(jī)主梁設(shè)計使用年限20年，該危險節(jié)點(diǎn)重復(fù)循環(huán)總次數(shù)為4.32×106次。

4.2 疲勞計算結(jié)果

圖5 疲勞計算結(jié)果

通過疲勞計算，得到主梁累積疲勞系數(shù)0.00 004遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于1.0，滿足疲勞壽命要求。

5 結(jié)語

文章通過對堆取料機(jī)主梁的有限元分析，得出了主梁各種工況下的最大變形和最大等效應(yīng)力，明確了整體的應(yīng)力和變形分布，確定了主梁的強(qiáng)度和剛度的安全性。疲勞計算結(jié)果表明，該主梁的疲勞壽命滿足使用要求。