焦學勇

1太原重工股份有限公司技術中心 太原 030024 2礦山采掘裝備及智能制造國家重點實驗室 太原 030024

0 概述

某鋼廠鋼水接受跨有3臺200/63 t-27 m鑄造起重機，2008年投入使用，承擔鋼水罐（180～200 t）和空罐（約50 t）的搬運工作。在檢測中發(fā)現(xiàn)，3臺鑄造起重機平衡架支撐和端梁下蓋板的角焊縫多處開裂，補焊修復運行一段時間后再次開裂，裂紋長度最長處約130 mm，并已延伸到母材，如不及時處理會有極大安全隱患，焊縫開裂情況如圖1所示。

圖1 平衡架支撐焊縫開裂位置

1 大車軌道檢測

鑄造起重機運行過程中水平側向力過大可能會使平衡架支撐與端梁下蓋板的角焊縫開裂。經現(xiàn)場檢測發(fā)現(xiàn)3臺起重機均存在偏斜運行情況，考慮到鑄造起重機大車軌道可能存在公差超差，遂用全站儀對大車軌道頂部水平面直線度公差、軌道中心頂部垂直面直線度公差、跨度公差及同一截面高度差等進行了檢測。依據(jù)GB/T 10183.1—2010《起重機車輪及大車和小車軌道公差 第一部分總則》中“表7 公差等級1～4級的大車和小車運行軌道及起重機和小車車輪運行公差”有關條款，對大車軌道各項公差進行了等級劃分，結果如表1所示。

表1 大車軌道檢測結果 mm

一般地，工作繁忙的鑄造起重機大車軌道公差等級不能低于2級。若公差超標并長期運行，會造成鑄造起重機結構損傷，影響起重機運行的安全性和穩(wěn)定性。

2 應力試驗

此跨上的3臺鑄造起重機均為四梁四軌橋架，鉸接端梁，每側端梁下有10個車輪，左右兩端4個車輪為主動輪，如圖2所示。

圖2 車輪布置示意圖

為了解平衡架支撐在鑄造起重機運行過程中的動應力水平，對其中1臺起重機進行了應力測試，測點分布如圖3所示。其中，2號測點和4號測點、12號測點和14號測點分別為同一側軌道上的2對測點；2號測點和12號測點、4號測點和14號測點分別為同一截面上的2對測點。前者在主動輪上的平衡架支撐上，后者在從動輪上的平衡架支撐上，每個測點上布置1個應變花，如圖4所示。

圖3 應力測點分布圖

圖4 現(xiàn)場測試圖

當大車靜止、主小車空鉤位于跨中時，采集儀調零點，記錄各工況下測點的應力變化，測試工況如表2所示，部分測試結果如圖5～圖8所示。

圖5 工況2下2號測點應變曲線

圖6 工況2下4號測點應變曲線

圖7 工況2下12號測點應變曲線

圖8 工況2下14號測點應變曲線

從工況2下各測點的應變曲線中可以看出，鑄造起重機運行過程中會出現(xiàn)有1個車輪不能與軌道充分接觸的情況，導致其他車輪承受幾乎2倍的輪壓。計算各測點的等效應力，分析同一側軌道上的2個測點，如圖9和圖10所示。

從圖9、圖10中可以看出，2號測點和4號測點等效應力變化呈相反趨勢，說明鑄造起重機運行過程中存在著水平側向力。各測點最大等效應力如表3所示。

圖9 2號和4號測點等效應力對比1

圖10 2號和4號測點等效應力對比2

表3 各測點最大等效應力統(tǒng)計 MPa

由表3可知，E軌道上平衡架支撐等效應力比D軌道上平衡架支撐等效應力大，說明鑄造起重機運行過程中的偏斜運行以同一側端梁下最外側車輪卡軌運行為主。

3 水平側向力

鑄造起重機在運行過程中與軌道方向垂直的力稱為水平側向力。由制動載重小車所產生的側向力是比較次要的，該側向力是由起重機大車偏斜運行產生的作用在輪緣上的水平力。由于起重機及大車軌道在制造、安裝、使用時不能達到完全精準無誤差的理想情況，故起重機偏斜運行在所難免。根據(jù)起重機使用情況，可能會出現(xiàn)2種偏斜運行即卡軌現(xiàn)象：對角線方向上的2個車輪卡軌、由同一端梁上最外端的2個車輪卡軌，而后者往往是主要的。

水平側向力的大小與車輪輪壓大小有關，當小車位于跨度某一側極限位置上，這時該側的垂直支撐反力最大，其側向力也最大。

GB/T 3811—2008《起重機設計規(guī)范》中規(guī)定了起重機偏斜運行時水平側向力的計算公式為

式中：PS為起重機偏斜運行時的水平側向載荷；ΣP為起重機承受側向載荷一側的端梁上與有效軸距有關的相應車輪經常出現(xiàn)的最大輪壓之和，不考慮各種動力系數(shù)；λ為水平側向載荷系數(shù)，與起重機跨度S和起重機基距B（或有效軸距a）的比值S/B（S/a）有關，根據(jù)圖11 確定。

圖11 水平側向載荷系數(shù)λ

由于水平側向力的大小不能直接測量，故而通過有限元計算的方法分析軌道對水平側向力的影響，研究平衡架支撐與端梁下蓋板焊縫開裂的原因。

4 有限元計算

根據(jù)設計圖紙建立平衡架支撐、車輪組及軌道在內的有限元模型。為便于計算，在不影響計算結果的前提下，對模型中的部分細節(jié)進行了簡化。由于端梁非剛性，主、副小車自重及吊重是動載荷，故小車沿軌道運行時傳遞到端梁的力是變化的。當小車在極限位置時，傳遞到一側端梁上的力最大，此時車輪承受最大輪壓，最大輪壓分布如圖12所示。

圖12 起重機輪壓分布圖

選擇以下3種工況進行計算：

1）工況1（車輪承受極限輪壓）

主要看鑄造起重機理想運行過程中，車輪只承受極限輪壓而無側向力的情況下，平衡架支撐部位的應力大小。由圖13所示工況1的應力云圖可知，正常情況下平衡架支撐受力水平較低，應力較大區(qū)域集中在焊縫中間部位，最大為50 MPa。

圖13 工況1應力云圖

2）工況2（車輪承受極限輪壓和此輪壓下的水平側向力）

這是鑄造起重機運行過程中最常出現(xiàn)的情況，計算結果可反映出大部分起重機運行過程中平衡架支撐的受力情況。由圖14所示工況2的應力云圖可知，鑄造起重機以比較常見的方式運行時，平衡架支撐的受力水平依然較低，應力較大區(qū)域集中在焊縫外側兩端，最大為53 MPa。此情況下一般也不會造成平衡架支撐與端梁下蓋板焊縫的開裂。

圖14 計算工況2應力云圖

3）工況3（車輪承受雙倍極限輪壓和此輪壓下的水平側向力）

根據(jù)平衡架支撐應力測試結果可知，在軌道狀態(tài)較差時，鑄造起重機運行過程中會出現(xiàn)1個車輪承受雙倍極限輪壓的情況，再加上此輪壓下的水平側向力，平衡架支撐受力最大，這是最不利的工況。

由圖15所示工況3應力云圖可知，在最不利工況下，測試部位計算應力為41 MPa，與試驗應力42 MPa相差不大，說明鑄造起重機在以最不利的工況運行。此時，平衡架支撐焊縫處外側兩端的最大應力已達到108 MPa，在這種狀態(tài)下起重機長期運行，極易導致疲勞裂紋的產生。在現(xiàn)場檢測時發(fā)現(xiàn)，裂紋產生于外側一端，向周圍擴展。

5 驗證

為了驗證上述研究結果的正確性，根據(jù)大車軌道檢測結果，選擇一段狀況不良的軌道進行測試，此時主小車吊空罐位置靠近司機室側，大車從10號柱行走到11號柱。4號測點等效應力如圖16中紅框所示。此時，4號測點最大等效應力達到試驗最大值42 MPa。

圖16 4號測點等效應力圖

如圖17所示，當4號測點等效應力最大達到42 MPa時，14號測點等效應力接近于0，說明此時14號測點的車輪與軌道沒有充分接觸，導致4號測點的車輪承受著雙倍的輪壓和此輪壓下的水平側向力。

圖17 4號和14號測點等效應力對比

6 結論

由于大車軌道同一截面高低差及跨度公差超差，鑄造起重機運行過程中出現(xiàn)了偏斜運行的情況，主要以同一側端梁上最外側車輪卡軌運行為主，使該側車輪運行時受到較大水平側向力。由于大車軌道中心頂部垂直面直線度公差嚴重超差，使鑄造起重機運行至軌道高低差相差較大區(qū)域時有1個車輪不能與軌道充分接觸，導致其他車輪中的某個以幾乎2倍正常輪壓運行。由于水平側向力與輪壓大小有關，使該車輪承受的水平側向力也成倍增加。有限元計算結果表明：在最不利工況下，平衡架支撐與端梁下蓋板焊縫處最大應力達到108 MPa，在這種狀態(tài)下起重機長期運行，極易導致疲勞裂紋的產生，上述研究結果在后續(xù)試驗中得到了驗證。