雙梁橋式起重機剩余使用壽命安全評估研究

趙峰

（大連鍋爐壓力容器檢驗檢測研究院有限公司，遼寧 大連 116000）

1 案例背景

1.1 設備基本概況

設備為雙梁橋式起重機，如圖1所示，共2臺，型號都是QD15/3-28.5中級，生產日期是1984年。

圖1 橋式起重機整體結構圖

1.2 存在問題

設備自購買時起未經過法定檢驗，隨機資料丟失，使用地點為某公司廠房備用物資倉庫，使用了10年左右，之后設備處于停用狀態，2021年準備啟用，當地市場局要求，此設備需要進行剩余使用壽命安全評估，評估后能夠投用使用方可進行法定檢驗。

2 檢驗檢測方案

2.1 檢驗檢測總體方案

檢驗檢測流程見圖2流程圖所示。

圖2 檢驗檢測工作流程圖

2.2 總體檢驗

采用監督檢驗的方法進行總體檢驗：

滿載的工況下采用面棱鏡全站儀對整臺起重機的上拱度、下撓度測量；超聲波測厚儀對主梁、端梁上下蓋板及腹板的厚度測量；鋼卷尺、鋼直尺對整臺起重機的長度、寬度、高度及筋板位置測量；鉗形電流表對整臺起重機的動力回路電流值測量；萬用表對起重機的工作波動電壓測量；絕緣電阻測量儀對起重機的動力回路、控制回路電氣系統絕緣情況測量；游標卡尺對鋼絲繩直徑等測量。

2.3 應力測試

應變儀：在滿載工況下分別測載荷在跨中及跨端時主蓋板與腹板的應力。

2.4 結構有限元建模與分析

采用有限元軟件對主結構進行建模與分析，所采取工況除了與應力測試工況相同外，還進行了空載工況下，小車在跨中及跨端的工況分析。

2.5 設備的壽命評估

采用載荷譜編制及鋼材S-N曲線結合的方法對壽命進行評估。

3 發現問題及處置措施

3.1 發現問題

本設備的主要問題存在兩個方面，第一，由于主結構制造到現在已經經過38年，起重機能否繼續使用以及還能使用多少年是一個最亟待解決的問題；第二，由于各零部件的損壞及新標準要求，部分零部件需要進行更換。

3.2 處置措施

3.2.1 解決一

對于3.1中所列的第一個問題，根據現場無損檢測及目視所及，主結構件沒有損傷，且沒有明顯的腐蝕等痕跡，根據測量情況，板厚都與原設計符合，因此不需要進行更換，采用應力測試與有限元計算分析相結合的方法獲取各使用工況下的應力結合剩余壽命評估方法去評估此設備主結構檢的剩余壽命。

3.2.1.1 有限元計算分析

（1）模型建立。由于兩臺橋式起重機的結構型式一樣，且在結構上不存在缺陷，因此兩臺橋式起重機的有限元模型是一致的。該起重機的三維模型如圖3所示。

圖3 橋式起重機三維模型

該起重機采用板殼單元建立主結構的有限元模型，主梁板厚分別為：上蓋板10mm，腹板6mm，下蓋板8mm；端梁板厚分別為：上蓋板12mm，腹板6mm，下蓋板12mm。其有限元模型如圖4所示。

圖4 橋式起重機有限元模型

該起重機取最危險的工況進行分析，有限元工況匯總如表1所示。

表1 工況說明

（2）計算結果分析。工況3為最危險工況，因此以工況3為例進行結果分析說明。計算結果如圖5所示。最大應力為138.6Mpa，此處為端梁約束位置，由于實際上此處并不是約束位置，約束應在車輪上，所以此應力集中可忽略。

圖5 橋式起重機工況3整體應力圖

主梁上蓋板跨中的應力最大，為70MPa，端部上蓋板應力11.7MPa，腹板跨中應力為76.7MPa，位置在靠近下蓋板位置，從結構上看，下蓋板處沒有小筋板，因此應力稍大，端部腹板應力為15.9MPa。端梁應力為112MPa，如圖6所示。根據GB3811，各板的許用應力為175MPa，因此各板的強度符合要求。

圖6 工況3各部件應力圖

該工況下起重機的剛度，根據計算結果，垂直下撓度為39mm，如圖7（a）所示，此為吊載情況下總計下撓度，在空載時的垂直下撓度為23mm，如圖7（b）所示。則吊載后總垂直下撓度為16mm。該起重機工作級別為中級，根據規范TSG Q7016-2016可知，對應的垂直下撓度要求為35.6mm，符合要求。另外軟件模型是實物簡化的結果，因此在自重和載荷的作用下會存在與實物略有差別，現場根據全站儀對兩臺起重機測量的垂直下撓度為20mm和21mm。

圖7 滿載與空載下撓圖

綜上所示，該起重機在最危險工況下強度和剛度都符合要求。

所有工況下應力撓度結果匯總如表2所示。該起重機的強度和剛度均符合要求。

表2 結果匯總

3.2.1.2 壽命評估

（1）載荷譜編制如表3所示。

根據統計得出吊車每周的工作載荷使用情況，見表3第1列、第2列，由有限元計算分析得出吊車主梁在最不利載荷狀態時的名義應力，見表3第4列。

（2）確定各系數。Q235B的Rm=441MPa，由起重機設計手冊查得，有效應力集中系數Kσ=3.0（估值），尺寸影響系數ε=0.8562，表面狀態系數，取切削加工系數=5.0。主梁跨中應力狀態是循環變幅應力，將名義應力乘以=5.0，得表3中第5列。

表3 載荷譜

（3）確定疲勞極限。疲勞極限由設計手冊經驗式求得，對稱拉壓：σ-1L=0.23（Rm+ReL）=0.23×(441+235)MPa=155.48MPa； 脈 動 拉 壓 GoL=1.42×155.48=220.78。表3中第五列大部分數據超過疲勞極限。因此，此吊車的應力變化情況屬于有限壽命設計。

即該起重機在此工況下剩余使用壽命為19.7年。

3.2.2 解決二

對于3.1中所列的第二個問題，根據現行標準的要求及現場損壞度，對下述零部件機械進行更換：

主起升定滑輪輪緣破損，需要更換。

角鋼裸滑線需要更換為帶有接地線的安全滑觸線，保證接地線與吊車的可靠連接。

司機室內無失壓保護功能、急停按鈕失效，零位保護失效，需要增加控制。

4 結語

改革開放以來，工業迎來了大發展，起重機械的應用也隨之廣泛推廣，大批的起重機即將達到設計使用壽命，隨之而來的是起重機剩余使用壽命的評估，為了保障起重機的安全使用，起重機壽命評估勢在必行。