某型號翻轉機橫梁斷裂原因診斷

傅 飛，黃志來，張慶賀

0 前言

翻轉機在工業上應用非常廣泛[1-2]，現有某型號翻轉機如圖1所示，在生產混凝土砌塊翻轉去廢皮的這一階段中，翻轉機的橫梁出現了裂紋甚至斷裂的現象，斷裂現場如圖2所示。這類事故嚴重影響生產效益，給企業造成了很大的經濟損失。

圖1 翻轉機

圖2 現場破壞圖

1 斷裂原因分析

翻轉機橫梁斷裂的原因大致可以分成三大類：

（1）橫梁自身的強度不足，這包括靜力強度和疲勞強度兩個方面[3]。

（2）運行過程中產生的振動過大造成的斷裂。但調研了整個生產過程，沒有發現有共振現象，所以這一原因可以排除。

（3）設備的使用壽命到了導致的橫梁正常斷裂[4]。實際情況是斷裂機器遠遠沒有達到設計使用壽命，但實際情況可能并沒有設計出預定的壽命。

因此，第一條成為了最可能的斷裂原因，成為重點要分析的關鍵點。

2 橫梁靜力強度分析

根據幾何尺寸，在Analysis[5]軟件中建立如圖3所示的有限元模型，將毛坯的重力作為壓力施加在翻轉板和翻轉架上，壓力為P=0.013 5 N/mm2，液壓缸的推力則是作用在橫梁兩端的銷軸上，單個液壓=41.786 1 kN.在Analysis中設置好面接觸對以及施加的約束和載荷。

圖3 有限元模型

在整個工作過程中，橫梁的最危險工況可以通過幾何關系可以獲得，即在翻轉角度θ＝0.242弧度（即θ＝13.866°時）為最危險工況，對應于橫梁的斷裂點出現最大彎矩MBmax=49.319 9 kN·m，液壓缸總的力T=83.572 2 kN.

在General Postproc中查看結構整體第一主應力云圖如圖4所示，而mises應力云圖如圖5所示。由圖中4可知，第一主應力最大點在翻轉橫梁的實際斷口附近，值為 151.20 MPa，即 σmax＝ 151.20 MPa.由圖5可知，結構的最大mises應力值也在橫梁上，值為257.052 MPa，而所用材料許可靜力強度超過了280 MPa，因此橫梁結構的靜力強度足夠。

圖4 第一主應力云圖

圖5 mises應力云圖

3 疲勞強度分析

仔細觀察橫梁斷面圖，發現斷裂處有些區域比較平滑，有些區域呈現顆粒狀[6]，并且有明顯的疲勞源如圖6所示，因此疲勞破壞導致的斷裂可能性非常大。下面從疲勞強度方面對模型進行理論核算。

圖6 橫梁斷面圖現場圖

橫梁的疲勞強度計算：

材料疲勞強度相關強度條件為[3，5]

式中：nσ為構件的工作安全因數；σ-1為持久極限；Kσ有效應力集中系數；εσ為尺寸因數；β為表面質量系數；n為構件的安全因數。

根據手冊[3，5]可得，普碳鋼常溫條件下的持久應力σ-1＝225 MPa，有效應力集中系數Kσ＝1.0，尺寸因數εσ＝0.68，表面質量系數取β＝0.836 7，構件的安全因數n=1.4~1.6，取n=1.4.將數據代入式（1）可得：

σmax≤ 91.439 4 MPa

即橫梁的最大疲勞應力應低于91.439 4 MPa才能保證橫梁不受疲勞破壞，但是在前面有限元分析的得出橫梁斷裂處的最大應力值為σmax=151.20 MPa＞91.439 4 MPa.也就是說，翻轉架橫梁的失效原因是疲勞破壞，并且是設計上沒有考慮完全的原因，從而引起實際的使用壽命遠沒達到想要的使用壽命，從經濟的角度考慮對現有的設備進行改造。

4 橫梁結構改造

在這里提出了一個改進方案，橫梁上的四個角鋼如圖7所示，分別在橫梁的四個角上，厚度均為角鋼的原始厚度8 mm.

圖7 增加四角鋼后的橫梁

改進后的橫梁第一主應力云圖如圖8，最大值為78.2107 MPa，此時結構疲勞強度完全滿足使用要求，使用壽命能得到非常好的保證。

圖8 橫梁及角鋼第一主應力云圖

5 結束語

經過改造的設備，在生產實際中不再發生橫梁斷裂事故，實踐證明改造方法有效。綜上所述可知，原有設備是因為設計中沒有充分考慮材料的疲勞特性，而導致的橫梁疲勞斷裂。

[1]張 瑞，王玉寬，王春英，等.空中翻轉機構的設計及應用[J].起重運輸機械，2009（12）：17-19.

[2]杜聿靜，王 雷.國內外翻轉機發展現狀概述[J].中國機械，2013（7）：202-203.

[3]劉鴻文.材料力學[M].北京：高等教育出版社，2004.

[4]陳傳堯.疲勞與斷裂[M].武漢：華中科技大學出版社，2002.

[5]賀李平，肖介平，龍 凱.ANSYS 14.5與HyperMesh 12.0聯合仿真有限元分析[M].北京：機械工業出版社，2014.

[6]袁文博.工程力學手冊[M].北京：煤炭工業出版社，1988.