起重机卷筒力学性能分析方法的探讨及应用

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卷筒组是起重机重要的承载部件。它是直接影响起重机卷绕装置如起升机构、变幅机构、牵引机构等工作特性及其制造成本的关键零部件，它的设计和制造-直倍受起重机行业技术人员关注。多年来起重机卷筒壁厚的设计-直按照经验公式确定，此种方法虽安全可靠但过于保守。对于卷筒的强度、稳定性、疲劳强度等力学性能的分析大多根据经验和公式，过程比较繁琐，且可靠性差。针对这-问题，本文应用有限元法对起重机卷筒进行力学性能分析，得出准确的结果，为起重机卷筒的设计提供科学可靠的依据。

1 卷简力学性能的传统分析方法1.1 卷筒的强度分析卷筒强度的设计是-个非常突出的问题。而对于强度的校核，多年来，国内外起重机设计者主要利用第-强度理论的公式对卷筒作静力分析O- ≤[ ] f 1 1op 、-式中 。 --钢丝绳最大静拉力，N；卷筒壁厚，mlTl；[ - 许用压应力，MPa；p--卷筒绳槽节距，mIn。

按此方法设计的卷筒虽然能承受载荷的作64 201 3(01) cONSTRucTlON MEcHANlzATlON用，使用也是可靠的，但存在-定的缺点，如材料的承载能力没有充分利用、没有充分考虑卷筒承受的外载荷的特点等。

1.2 卷简的稳定性分析卷筒的稳定性是判断卷筒力学性能的重要技术参数之-，当卷筒直径与长度的比值较大或卷筒的工作级别较高时，均需对卷筒的稳定性进行校核。常用的卷筒稳定性理论计算方法为：对于大尺寸卷筒直径D≥1 200cm，长度L>2D时需对卷筒进行稳定性计算，稳定性系数K≥ 1.3-1.5，KP瓶/P对于钢制卷筒P稳： -52 50003(kg/cm3) (2) - D3 ， ，对于铸铁卷筒P稳： -(250000325000)&3(kg/cm3) (3) - ， J ，式中 卷筒壁厚 ；R--卷筒槽底半径 ；P- 卷简单位压应力，P2S /Dt，其中。 为钢丝绳最大静拉力，t为卷筒绳槽节距。

上述计算公式是由无端板长圆管承受外压时的稳定理论演化而来的，没有考虑端板对稳定性的影响。

1I3 卷筒的疲劳强度分析起重机的零部件和金属结构的疲劳-般属于高周疲劳。卷筒承受交变应力的作用，筒皮表面还受到磨损，主要失效形式是疲劳断裂和筒皮表面的严重磨损。在 目前卷筒的设计过程中-般不会考虑卷筒的疲劳特性。起重机卷筒常规疲劳计算方法如下。

1)确定载荷，用统计的方法得到零件每天作业循环数和每次作业时承受的载荷，由此确定零件承受的名义应力以及每-名义应力的作用次数。

2)根据零件的工作环境和状态确定有效应力集中系数 kt，尺寸系数 ，表面状态系数 ，根据零件的应力状态，考虑上述系数的影响确定零件的疲劳极限。

3)根据零件的受力情况确定材料的疲劳极限，与上述零件的疲劳极限比较，判断零件的应力变化情况属于有限寿命疲劳还是无限寿命疲劳。

4)由疲劳试验或用近似法估算得出零件材料的 Ⅳ曲线，查出零件疲劳极限所对应的循环数。

5)寿命估算：若零件的应力变化为横幅应力，则根据由计算确定的零件截面危险点的应力幅，在零件的 Ⅳ曲线找出与其相对应的循环数Ⅳ，就是所要求的寿命；若其为变幅应力，则根据累计损伤理论由下式算出疲劳寿命。

N Ⅱ1 (4) ∑式中 M- 对应于 的零件总循环数 (寿命)；/Ⅳ--仃i的工作循环数在总循环数种所占百分数。

2 基于有限元的卷简力学性能分析方法本文以 100t/32t铸造桥式起重机主起升机构的卷筒为例来介绍有限元的分析方法。该卷筒为带绳槽双联单层缠绕卷筒，短轴式，2根钢丝绳分支同时绕入卷筒，采用标准槽形，绳槽节距 t25mm，钢丝绳直径 d22mm，卷筒总长2 186mm，公称直径J[)1 050mm，卷筒两端切有绳槽长度L。74×251 850ram，空余部分长度为132mm，卷筒中间不切槽部分长度为204ram，卷筒材料为 Q345B。

2.1 卷筒强度有限元分析在应用 ANSYS对卷筒进行强度分析时，由于卷筒受力较复杂，绳槽截面比较特殊，往往会对卷筒模型做-些简化：①卷筒为圆柱，材料均质且各向同性；②同-绳圈中的张力为常数，压力均匀分布在卷筒容绳绳槽上；③卷筒在钢丝绳拉力作用下，产生压缩、弯曲和扭转剪应力，其中压缩应力最大。当L<3D时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的 10%～15%，因此这里忽略弯曲和扭转剪应力的影响，只考虑施加在卷筒外表面的径向压应力。

钢丝绳最大静拉力 Sm 89 620N，根据钢丝绳受力作用，卷筒外压为P D t 105 0 X 256.8MPa (5) u u 、 ，式中 卷筒外压力；- - 钢丝绳最大静拉力；D 卷筒公称直径；- 绳槽节距。

应 用 PRO/E三 维 软件 建 立模 型，导 入ANSYS软 件进 行强度 分析。卷 筒的材料 为Q345B，其弹性模量为 2.06×10Pa，泊松比为0.3，密度为7 800kg/m ，屈服强度为325MPa，许用应力为230MPa。单元类型采用六面体单元Solidl85，自用 网格划分，施加约束和载荷后的模型如图 1。

卷筒求解完成后，可在后处理器 中查看各节点的位移、应力等结果。其中输出应力为 Von Mises应力，该应力是按第四强度理论计 算的 当量 应力，图2、图 3分别为卷筒变形图和等效应力 图。

由节点的结果图可得出以下结论：卷 图3 卷筒等效应力图建筑机械化201 3(o1)65筒受力后会出现-定的变形，最大变形出现在卷筒中部的绳槽上为0.3185mm，越靠近两侧变形越小；卷筒筒壁的中部与两侧的过渡处应力最大，筒壁中部的最大应力为 120MPa，低于卷筒的许用应力 230MPa。

2.2 卷筒的稳定性分析有限元 ANSYS软件中的屈曲分析是-种用于确定结构开始不稳定时的临界载荷和屈服模态形状的技术。它分为非线性屈曲分析和特征值屈曲分析。本文利用 ANSYS软件中的屈曲特征值分析，来得出起重机卷筒的临界载荷。

在进行卷筒的特征值屈曲分析时，在ANSYS中对卷筒进行参数化建模，采用 Shel63单元对卷筒进行网格划分，卷筒两端施加固定约束，表面只施加单位径向压力，对卷筒进行特征值屈曲分析，得出前五阶的屈曲特征值。

在实际应用中，备受关注的还是第-阶屈曲临界载荷和屈曲模态。第-阶屈曲模态形状如图4所示，从第-阶的屈曲结果可得出，卷筒的I临界载荷 为 53.947MPa， 由KP稳 图4 模态侧视图/P得/53.947/6.87.93>1.3-1.5，满足卷筒壁厚稳定性的要求。

2.3 卷筒的疲劳强度分析在 ANSYS软件中可以应用通用后处理器中的Fatigue拈对卷筒进行疲劳强度的分析。首先由2.1得出的静力分析结果，可得最大应力发生在卷筒中部的绳槽上，节点号为2404。再在通用后处理器中的Fatigue拈中建立-个位置、两个事件和两个载荷，输入 Q345的疲劳曲线数据，存储两个事件的两个载荷，设定两个事件的循环次数，即可进行疲劳计算，得到累积使用系数为0.4<1。

卷筒的疲劳平均拉应力为 73.005MPa，容许循环次数为 1 X 10 ，因此可以认为在径向压力为6.8MPa时，不会发生疲劳破坏。

3 结 论1)将实例应用传统的理论方法计算出来的结66 2013(01) CONSTRUCTION MECHANIZATlON果与有限元分析结果进行比较如表 1所示。

表1 有限元法与传统计算方法结果强度 G 稳定性 P 疲劳强度(MPa) (MPa) Ⅳn传统方法 143.4 56.69 5.7E6有限元方法 l2O 53.95 4E6由上表可得 ，应用有限元法对卷筒进行力学性能分析是可行的，且相对于传统的计算方法具有较高的精确性。

2)在传统的起重机卷筒设计过程中，-般只校核强度和稳定性，很少去考虑疲劳强度的影响。随着有限元方法的推广，越来越多的起重机公司开始应用有限元软件对卷筒进行强度分析。

但对于稳定性的校核还只停留在查手册和理论计算中，本文提出的应用 ANSYS中的屈曲特征值分析对卷筒进行稳定性校核是可行的，且可以得出卷筒的屈曲模态图，这就为进-步研究卷筒的稳定性奠定了基矗随着起重机卷筒壁厚的减薄，其承受的交变载荷的影响逐步变得明显，考虑疲劳情况下的卷筒壁厚设计将是薄壁卷筒研究的重点。本文应用ANSYS通用后处理器中的Fatigue拈对卷筒进行疲劳寿命的估算，省去了繁琐的计算过程，很适合在没有疲劳试验条件的情况下对疲劳寿命进行预测。 圈[