周呈玥 王 欣 劉永生 郭 東 滕儒民

1 大連理工大學(xué)機械工程學(xué)院 2 大連華銳重工起重機有限公司

1 引言

鏈斗式連續(xù)卸船機是將物料從船艙連續(xù)卸至碼頭的專用輸送機械，具有作業(yè)效率高、能耗低、自重輕、對環(huán)境污染小、貨損少、可自動化運行等優(yōu)點。隨著礦石、煤炭等物料需求量的急劇增加，連續(xù)卸船機使用強度與頻次日益增加。

卸船機工作時，由鏈斗挖取船艙中的物料，提升機帶動鏈斗經(jīng)由筒體向上運動，翻轉(zhuǎn)鏈斗將物料卸至回轉(zhuǎn)給料盤，回轉(zhuǎn)給料盤旋轉(zhuǎn)，通過離心力卸料至臂架皮帶機，經(jīng)過輸出皮帶機將物料輸送到地面皮帶上，完成卸料。鏈斗式連續(xù)卸船機結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工作環(huán)境惡劣，經(jīng)常在滿載工況下連續(xù)不斷對數(shù)千噸到數(shù)萬噸的貨物進行卸料，受循環(huán)往復(fù)的交變載荷。連續(xù)卸船機金屬結(jié)構(gòu)是典型的焊接結(jié)構(gòu)，在交變載荷作用下會出現(xiàn)疲勞損傷，當(dāng)疲勞損傷累積到一定程度時會發(fā)生疲勞斷裂。

目前，根據(jù)國內(nèi)外相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，疲勞強度計算方法主要是應(yīng)力比法和應(yīng)力幅法。許多學(xué)者對疲勞強度的計算方法進行了研究與改進。殷鵬等以580 t級在役造船龍門起重機主梁結(jié)構(gòu)為研究對象，用應(yīng)力比法和應(yīng)力幅法進行疲勞強度分析，對比2種方法計算結(jié)果，表明對于焊接結(jié)構(gòu)應(yīng)力幅法普遍嚴(yán)于應(yīng)力比法[1]；劉鑫鑫等通過對推土機沖擊式松土器齒桿結(jié)構(gòu)的疲勞理論研究，證明在齒桿安全度計算時，采用應(yīng)力幅法設(shè)計的齒桿安全度高于采用應(yīng)力比法設(shè)計出來的桿件[2]；王海峰等比較了BS5400、BS2573與FEM這3種方法在疲勞強度計算時的要求與區(qū)別，并通過對岸橋結(jié)構(gòu)的計算發(fā)現(xiàn)對受壓構(gòu)件BS5400最保守，F(xiàn)EM次之，BS2573許用范圍最大[3]。

采用應(yīng)力幅法確定其疲勞強度的代表性標(biāo)準(zhǔn)是ISO 20332-2016《起重機 金屬結(jié)構(gòu)能力驗證》、AS4100-1998 《鋼結(jié)構(gòu)標(biāo)準(zhǔn)》和GB50017-2003《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計規(guī)范》。以連續(xù)卸船機回轉(zhuǎn)架為研究對象，使用應(yīng)力幅法對回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)進行不同焊縫形式的疲勞對比分析，及不同結(jié)構(gòu)方案的對比分析，實現(xiàn)對結(jié)構(gòu)形式的改進，提高疲勞壽命。

2 疲勞強度評價方法

2.1 理論基礎(chǔ)

無論是應(yīng)力比法還是應(yīng)力幅法，其實質(zhì)均是名義應(yīng)力法。名義應(yīng)力法認為對于使用相同材料制成的任何零部件，如果研究對象的應(yīng)力集中系數(shù)KT和載荷譜均相同，就可以認為它們具有相同的疲勞壽命[4]。通過大量試驗歸納形成不同焊接接頭幾何形狀下的Δσ-N曲線為應(yīng)力幅法的理論基礎(chǔ)。

連續(xù)卸船機在工作時常承受隨機載荷，其最大應(yīng)力值和最小應(yīng)力值會隨工況的變化而變化。計算疲勞強度時，除了S-N曲線外，還必須借助疲勞累積損傷理論，在工程中最常用的是線性累積損傷理論，尤以Miner線性累積損傷理論最具有代表性。Miner線性累積損傷理論認為每個應(yīng)力循環(huán)下的疲勞損傷是獨立的，疲勞損傷與載荷加載的順序無關(guān)，總損傷等于每個循環(huán)造成的損傷之和，當(dāng)總損傷累積到一定數(shù)值時，構(gòu)件發(fā)生破壞。其數(shù)學(xué)表達式見式(1)。

(1)

式中，l為變幅載荷的應(yīng)力水平等級；nt為第t級載荷循環(huán)次數(shù)；Nt為第t級載荷下的疲勞壽命。

2.2 應(yīng)力幅法

應(yīng)力幅法研究表明：由于焊接結(jié)構(gòu)的不均勻熱循環(huán)過程易使內(nèi)部存在較大殘余應(yīng)力和程度不同的應(yīng)力集中現(xiàn)象，裂紋產(chǎn)生部位實際應(yīng)力狀態(tài)與名義應(yīng)力狀態(tài)有很大差別，裂紋形成與擴展部位的疲勞強度取決于該處應(yīng)力最大值與最小值之差(即應(yīng)力幅值Δσ)[5]。應(yīng)力幅值的計算見式(2)。

Δσi=|σmax-σmin|

(2)

式中，σmax為1個工作循環(huán)中絕對值最大的應(yīng)力；σmin為1個工作循環(huán)中絕對值最小的應(yīng)力。

根據(jù)《起重機 金屬結(jié)構(gòu)能力驗證》[6]，疲勞許用應(yīng)力幅的計算見式(3)。

(3)

式中，[Δσ]為容許的疲勞許用應(yīng)力幅；Δσc為特征疲勞強度；γmf為疲勞強度具體抗力系數(shù)，參考標(biāo)準(zhǔn)[6]，取1.25；m為疲勞強度曲線的斜率常數(shù)，m=3；sm為應(yīng)力歷程參數(shù)。

卸船機工作級別為B級，即循環(huán)次數(shù)為2×105～6×105次，參考標(biāo)準(zhǔn)[6]，確定卸船機使用等級定為U6。由于卸船機經(jīng)常處于滿載工況，確定載荷狀態(tài)級別為Q4。根據(jù)使用等級和載荷狀態(tài)級別可確定連續(xù)卸船機的工作級別為A8，所對應(yīng)的應(yīng)力歷程級別為S6，所以連續(xù)卸船機回轉(zhuǎn)架計算時的應(yīng)力歷程參數(shù)取0.5。

若最大應(yīng)力幅值不大于疲勞許用應(yīng)力幅，則認為不會發(fā)生疲勞破壞，即式(4)：

Δσmax≤[Δσ]

(4)

與應(yīng)力比法相比，應(yīng)力幅法考慮了殘余應(yīng)力的影響，并認為由于殘余應(yīng)力的存在，平均應(yīng)力對疲勞許用應(yīng)力影響較小，因此不計平均應(yīng)力的影響。

3 應(yīng)力譜分析與疲勞分析

3.1 有限元模型與應(yīng)力譜分析

以3 600 t/h鏈斗式連續(xù)卸船機的回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)為例進行分析?；剞D(zhuǎn)架材料為Q355，采用殼單元SHELL181建模及四邊形和三角形網(wǎng)格劃分單元，單元總數(shù)280 066，節(jié)點總數(shù)275 791。

根據(jù)卸船機實際連接情況，提升筒體與頂部結(jié)構(gòu)之間為螺栓連接，在模型中進行耦合約束；各鉸點之間的連接采用剛性區(qū)域處理，如主梁與陸側(cè)支腿連接處，回轉(zhuǎn)架與平衡梁連接處，回轉(zhuǎn)架和臂架連接處，臂架和頂部鋼結(jié)構(gòu)連接處，筒體頂部結(jié)構(gòu)與頂部結(jié)構(gòu)連接處。4個支腿根部采用全位移約束。

通常卸船機一個完整的卸料作業(yè)循環(huán)是：卸船機取料裝置進入艙口，環(huán)行平整料層，環(huán)行取1層物料，然后出艙口，取下一個艙口的物料。整個作業(yè)循環(huán)中，卸船機需要進行的動作及動作范圍見表1。

表1 具體動作表

回轉(zhuǎn)與變幅機構(gòu)的動作，會使得卸船機處于不同的工作姿態(tài)；提升機構(gòu)和皮帶機的動作，會將載荷源源不斷地經(jīng)過卸船機結(jié)構(gòu)傳送到碼頭。這些機構(gòu)的運動，會使得卸船機結(jié)構(gòu)應(yīng)力產(chǎn)生變化，可通過有限元模型模擬作業(yè)循環(huán)中卸船機的各種姿態(tài)，并施加相應(yīng)的載荷及載荷組合，來獲取結(jié)構(gòu)的應(yīng)力變化。

根據(jù)所述作業(yè)循環(huán)，連續(xù)卸船機臂架的回轉(zhuǎn)作業(yè)角度范圍為6°～60°、-60°～-6°，由于回轉(zhuǎn)對稱，可以簡化考慮6°～60°的應(yīng)力情況；臂架俯仰作業(yè)角度范圍-12°～12°；取料裝置回轉(zhuǎn)范圍0°～90°。選取不同姿態(tài)下載荷產(chǎn)生變化的工況，進行有限元分析，具體載荷工況和工作循環(huán)情況見表2、表3。

表2 卸船機載荷情況

表3 工作循環(huán)情況表

以回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)為例，選取工況16進行應(yīng)力分析，由此分析獲取的應(yīng)力云圖和位移云圖見圖1?？梢钥闯?，高應(yīng)力區(qū)有3處：回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)下部，與回轉(zhuǎn)支承連接處；回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)中部，與臂架連接的鉸點支座；回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)上部，與平衡梁連接的鉸點支座。這3處焊縫附近的應(yīng)力分別是202.43 MPa，-81.22 MPa，127.97 MPa。其他工況的高應(yīng)力區(qū)分布與此工況相近，因此選取此3處的焊縫進行疲勞分析，相應(yīng)工況下的應(yīng)力具體見表4。

表4 回轉(zhuǎn)架應(yīng)力匯總表

圖1 回轉(zhuǎn)架應(yīng)力與位移云圖(工況16)

3.2 不同焊縫形式的疲勞分析

回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)1焊縫形式為兩板垂直焊接，承受拉壓、彎曲和剪應(yīng)力。結(jié)構(gòu)2及結(jié)構(gòu)3焊縫結(jié)構(gòu)形式為不同厚度的兩板連接，承受拉壓、彎曲和剪應(yīng)力，其中結(jié)構(gòu)2為對稱連接，結(jié)構(gòu)3為非對稱連接，對應(yīng)的焊縫形式見圖2。查閱標(biāo)準(zhǔn)[6]中對應(yīng)的焊縫形式，可得相應(yīng)的特征疲勞強度見表5。

圖2 回轉(zhuǎn)架焊縫形式

表5 特征疲勞強度

由表4可知一個作業(yè)循環(huán)下的最大和最小主應(yīng)力，根據(jù)式(2)，可計算應(yīng)力幅為：

Δσmax1=202.43-48.75=153.68 MPa

Δσmax2=|-81.22-20.67|=101.89 MPa

Δσmax3=127.97-39.36=88.61 MPa

根據(jù)表5的不同焊縫等級確定疲勞特征強度，由式(3)計算相應(yīng)的疲勞許用應(yīng)力，匯總情況見表6。從表6可知，結(jié)構(gòu)2和結(jié)構(gòu)3兩處應(yīng)力幅滿足疲勞許用應(yīng)力要求。結(jié)構(gòu)1作業(yè)循環(huán)下最大應(yīng)力幅為153.68 MPa，無論哪種焊縫質(zhì)量等級，都不能滿足疲勞許用應(yīng)力要求，則循環(huán)次數(shù)不能達到B級要求。為此需要對其進行結(jié)構(gòu)改進。

表6 回轉(zhuǎn)架應(yīng)力幅法核算匯總表

3.3 不同結(jié)構(gòu)形式的疲勞分析

分析結(jié)構(gòu)1處的結(jié)構(gòu)形式，此處有加強筋，結(jié)構(gòu)剛度大，易出現(xiàn)應(yīng)力集中，需減小此處的局部剛度。提出3種加強筋改進方案：雙筋板、無筋板、梯形筋板。其中，雙筋板方案是將中間加強筋對稱到兩邊，并將厚度16 mm改為厚度10 mm；梯形筋板方案是將矩形加強筋去除應(yīng)力集中的尖點，使其中一個直邊變?yōu)樾边呅问健?/p>

將4種結(jié)構(gòu)方案的主應(yīng)力進行對比，可以發(fā)現(xiàn)，改進的3種結(jié)構(gòu)都能降低此處的應(yīng)力水平，其中無筋板的效果最好，雙筋板效果次之，梯形筋板效果較弱(見表7)。無筋板方案雖然應(yīng)力改善顯著，但不利于力的有效傳遞及局部穩(wěn)定性；雙筋板方案的應(yīng)力集中有所減緩，且使得應(yīng)力分布更加均勻，在焊縫質(zhì)量等級較高(特征疲勞強度為112 MPa時)能滿足循環(huán)次數(shù)要求；梯形筋板方案應(yīng)力有所改善，但是仍然達不到額定循環(huán)次數(shù)要求。綜合比較，選用雙筋板方案可有效改善應(yīng)力集中，提高疲勞壽命。

表7 四種結(jié)構(gòu)對比情況

4 結(jié)語

闡述了應(yīng)力幅法的理論基礎(chǔ)和疲勞強度計算的一般過程，以連續(xù)卸船機回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)為研究對象，根據(jù)靜力學(xué)分析確定回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)易發(fā)生疲勞破壞的危險部位，對不同焊縫形式的危險部位進行疲勞強度計算。結(jié)果表明，高應(yīng)力區(qū)危險部位未達到額定循環(huán)次數(shù)要求，提出結(jié)構(gòu)改進方案，通過結(jié)果對比表明回轉(zhuǎn)架結(jié)構(gòu)1剛度適當(dāng)降低，改用雙筋板形式，可以有效改善應(yīng)力情況，從而提高疲勞壽命。