臨界設計起重機在驗收中的問題

李 飛，周彥峰

（江蘇省特種設備安全監督檢驗研究院常州分院，江蘇常州 213016）

0 引言

江蘇省特種設備安全監督檢驗研究院常州分院在起重機械安裝驗收過程中，審核起重機械圖紙時多次發現主梁尺寸相對設計偏小。和用戶溝通后，對主梁結構進行尺寸和理論計算復核，同時要求企業提供相應的設計計算文件資料，發現存在差異。在征求起重機用戶方同意后，嚴格按照TSG 7016—2016《起重機械安裝改造重大修理監督檢驗規則》[1]進行驗收。載荷試驗后，主要受力結構件無明顯裂紋、永久變形、油漆剝落；機構無損壞，連接處無松動。沒有發現其他異常情況，對于這種設計接近臨界值的起重機，一次現場驗收基本都是通過。然而起重機使用周期長達十幾年，單憑一次載荷試驗不能夠驗證其長態化的性能狀態，因此對于這類設備要重視其后期安全性。

1 圖紙審閱

檢驗時，首先要仔細審核圖紙，這樣才能做到心里有底。但現實中很難辨別圖紙的設計是否是臨界設計，因為目前起重機的輕量化設計也是趨勢，對結構的弱化更多是通過電氣和機構的設計來減小自重和設計中的沖擊載荷。而且與工作級別以及設計使用壽命等因素有關，檢驗本是就是驗證，只要驗收載荷試驗通過即可。若發現一個明顯設計尺寸偏小的起重機械，就必須認真審閱圖紙，多參考同類型同級別的起重機設計結構尺寸。

2 主梁結構強度和剛度的計算校核

此類設備，需對結構的強度和剛度及穩定性的要求進行校驗審核，確認安全儲備余量。同時校驗計算值也是對以后驗收中的應力值和靜剛度最佳的驗證。對于此類起重機械，應按實物尺寸來計算校核，例如，常州分院在驗收中發現一臺電動單梁起重機，型號規格為LD5-18.8A5，圖紙上截面尺寸見圖1，而一般常規尺寸（參考尺寸）見表1。由此可見主梁結構件尺寸明顯偏小，現場復核該主梁尺寸，用超聲波測厚儀發現3 處測厚數據是4.72 mm，4.75 mm，4.80 mm，取中間值4.72 mm，計算強度、剛度、輪壓值[2-4]。

圖1 主梁截面尺寸

表1 相同規格截面尺寸

Ix=1.598×109mm4，Iy=3.27×108mm4，Hy=407.357 mm，q=1.5 N/mm。其中，Ix是垂直方向質量慣性特性，Iy是水平方向質量慣性特性，Hy是水平X 軸質心距離，q 是主梁的自重載荷單位值。

2.1 主梁跨中截面整體彎曲強度計算

主梁跨中截面處最大垂直彎矩

P=φiPxc+φjPQ=（1.12×480+1.1442×5000）×9.8≈61 226.48 N[2]。

主梁跨中截面處最大水平彎矩

主梁跨中截面處上蓋板外緣最大彎曲應力

合格。

主梁跨中截面處葫蘆運行工字鋼外緣最大彎曲應力

合格。

2.2 主梁垂直剛度校核

對于移動載荷，因小車輪距較小，可近似按一個集中載荷處理。主梁跨中的靜剛度按簡支梁計算，其計算式為：

式中 Pj——電動葫蘆在額定起升載荷時的總靜輪壓（不計動力系數）

L——主梁跨度

E——鋼材的彈性模量

[f]——主梁的需用撓度，可取中等精度要求

如技術合同沒有規定客戶的精度要求，那么按照A3 工作級別，許用擾度[f]=L/700=26.85 mm，更符合要求。

2.3 主梁水平靜剛度校核

2.4 葫蘆局部輪壓值校核

通過輪壓值計算，φ∑=σZ3+σ2=91.63+97.33=188.96 MPa，其中，在許用范圍內。

工字鋼外邊緣應力超標。

3 驗收環節載荷試驗

設計尺寸接近臨界，現場驗收環節很重要，尤其對載荷試驗的要求，因此在驗收前和用戶以及安裝單位充分溝通，載荷一定要滿足要求，額定載荷，1.25 倍載荷，1.1 倍動載，都是符合要求的。同時和理論計算進行比對，見表2，其中，計算值

4 思考和探討

對于臨界設計的起重機，現場驗收后，以下幾點值得探討。

（1）雖然強度和剛度計算校核通過（除局部輪壓應力值），但是理論設計計算是第一步。去除后期的材料、制作工藝、焊接和裝配等方面的不利因素影響，如此接近極限設計還是會影響后期設備運行的安全性。

（2）一次驗收，不能發現起重機械的累積缺陷-疲勞破壞。例如，工字鋼外邊輪壓值和局部輪壓值超過設計許用值，并不能立即顯現，只有長期使用后，會導致工字鋼外邊疲勞破壞。同時也無法保證客戶后期使用工況不超出設計工況，而臨界設計的起重機，由于安全儲備量少，會加劇這種現象。因此此類設備后期定檢時，應該重視受力構件是否開裂、磨損以及主梁下擾問題。

表2 計算和現場載荷的試驗數據

（3）應充分了解企業的實際使用頻繁程度和載荷工況，現在很多起重機整機工作級別都是很籠統定義一下，一般吊運就是A3-A5，較繁重就是A6-A7。很少根據用戶使用起重機工藝要求，即使用頻繁和載重情況來設計和規范起重機的工作級別，要根據用戶的需求使用情況來定義整機工作級別，而對于臨界設計的起重機，更應該明確應力狀態和應力循環次數，發現主梁結構件工作級別是E4 以上就要重新計算疲勞強度。例如，本文的電動單梁起重機，根據用戶實際工況，整機工作級別因為A6。下面按實際工況校核疲勞強度[3-4]。

求截面的最大彎矩和最小彎矩，滿載小車在跨中的

圖2 截面疲勞點示意

小車在左端極限位置，右端的支撐反力為

計算疲勞點如圖2 處，離質心較遠，又是內筋板焊接匯集點。

應力循環特性

根據工作級別E6，應力集中等級K 及材料查得

σmax=122.9 MPa＜120 MPa=[σ-1]，不符合，而疲勞破壞是累積破壞。GB/T 3811—2008《起重機設計規范》相關要求見表3[4]。可以看出驗收時載荷狀態相當于縱坐標Q3 或Q4（滿載），起重機使用級別相當于橫坐標U0，查表3 可以看出起重機整機工作級別A1 或者A2 也是符合要求的，顯然不符合客戶的實際工況整機工作級別A6。

（4）對于此類起重機，在后期定檢中一定要重點關注，尤其鋼結構件方面，如果條件允許，最好在下次年檢時做個載荷試驗，測量靜剛度。

（5）根據客戶實際使用情況，重新核定設備的設計使用壽命，現在很多起重機企業都是很籠統定義一個起重機的設計使用壽命年限，例如，15 年或者20 年。當達到設計使用壽命，《中華人民共和國特種設備安全法》第四十八條規定，應通過檢驗或者安全評估，并辦理使用登記證書變更，方可繼續使用。對于此類臨界設計的起重機，由于強度余量不是太高，設計使用壽命還要根據用戶實際使用整機工作級別來重新核定，如不對，應降低設計使用壽命年限，達到使用設計壽命后，開展安全評估，為設備筑起一道安全堤壩。

5 結論

通過本文，可以看出臨界設計的起重機，導致結構強度和剛度儲備余量不足，存在安全隱患。定期檢驗、用戶自檢及維護保養更應該重視結構件的安全。另外，通過靜剛度現場測量和理論計算值的比對，起重機械的設計也需要不斷精細化。有限元設計、極限狀態法，以及新的設計元件和設計理念引入，對于傳統起重機械設計是一個促進。做好輕量化和臨界設計的有效區分，找準、找對成本與安全之間的合理契合點。

表3 起重機整機工作級別