门式起重机主梁疲劳寿命分析

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Analysis of fatigue life on m ain beam of gantry craneLIU Jing-zhi，YIN Chen-bol 疲劳寿命计算法--名义应力法根据实际统计资料和起重机设计规范可知，造船门式起重机的疲劳寿命远大于l0 次。并且1二作时受脉动循环疲劳载荷，疲劳破坏时应力值未达到材料的屈服极限值 ，破坏部位的应力应变关系符合线弹性关系，可确定为高周疲劳。估算高周疲劳寿命采用名义应力法 (又称常规疲劳分析法 )。用名义应力法估算结构疲劳寿命的步骤如图l所示。

图1 名义应力法疲劳寿命估算的步骤2 主梁结构有限元分析从名义应力法疲劳寿命估算 的步骤可以看出，疲劳分析是基于结构的有限元分析结果，结合载荷变化历史和材料的疲劳参数，应用相应的疲劳累积损伤模型来预示结构的疲劳寿命。因此要对造船门式起重机主梁进行疲劳寿命估算 ，首先需求得该结构的静应力值。

2.1 主梁有限元模型的建立2.1.1 门式起重机状况及主要性能参数本文评估的起重机为南京市沿江T地上正在施工的某机械公司生产的300t/43mA型双梁造船门式起重机，主梁采用双梁箱型结构 (见图2)，在两根主梁的面板上设有4根轨道供上 、下小车行走。该机已经服役4年，其主要性能参数和结构简图分别见表1和图3。

图2 双梁箱型结构2.1.2 建立主梁有限元模型由于主梁结构和负载具有对称性 ，故可取整个主梁的-半导/kHypermesh中对其进行网格划分、约束及加载，建立主梁的有限元计算模型。

[收稿日期 ]2012-08-01[基金项 目]质检公益性行业科研专项 (201010060)[通讯地址 ]刘敬知，南京市南京工业大学江浦校区8020信箱190分箱CONSTRUC FION MACHINERY 2012 1 2 97设计计算l。 GN＆c眦 。N表1 门式起重机主要性能参数小车运行机构 大车运行机构参 数 下小车 小车丰起升机构 副起升机构 起升机构起重量/t 150 l0 2×100起升速度/(m/min) 5 l2.2 5起升高度/m 42 42 42运行速度/(m/min) 20 20 23 30最大轮压/kN 550 400 345跨距/m 43电源 ，：i相交流 50Hz 380V注：① 上、下小车相距12m时，最大抬吊重量为300t；②整机额定翻身重量为200t。

- 维修吊架 上小车 下小车 主梁至坚塞腥塞丞篁柔性支腿扶梯平台柔性支腿驾驶室刚性支腿刚性支腿扶梯平台图3 门机结构简 图建模时将主梁 -下盖板，主副腹板和隔板划分为SHELL单元，主要用Quard4来模拟卞结构，对几何形状较复杂的区域采用了三角形离散单元，对于T字型轨道用BEAM单元。主梁材料Q345，其弹性模量 、泊松比、密度分别为2.07×10 MPa，0.3、7.8×10 kg/mm ，最后的有限元网格如图4所示。

2.2 主梁的受力分析与工况选择门式起重机主梁承受的载荷主要有：主梁及附件 (扶梯栏杆 、小车轨道等 )白重、上下小车自98 建铺 视械 20I 2 1 2 -嗣刊图4 主梁有 限兀模型图重及吊重载荷 、风载荷等。本文只考虑计算载荷中的集中载荷、惯性载荷和附加载荷 中的风载。

主梁受力如图5所示 ，考虑到起重机的实际 J 作情况，在此分4种 1 况，见表2。

将起重机 主梁的受载情况简化为简支梁形式 ，在两端处约束x、y、z3个方向的移动 自由度和旋转 自由度，载荷以以下几种方式加载：(1)集中载荷：小车轮压加在节点或关键点上 ，F F Fy；图5 主梁受力约束简图表4 Q345材料尸- 曲线的 和 值不同置信度下的 和P% 50 90 95 99 99.937.7963 33.2235 31.9285 29.5020 26.7791- 12.7395 -11.0O21 -10.51O0 -9.5881 -8.5536曲线在超过大约10 疲劳循环时会趋于水平，此时的应力幅值称为疲劳极限。不少试验已证实，-旦在结构或部件中萌生了裂纹，低于疲劳极限的应力循环也能导致裂纹扩展，并产生疲劳损伤。且低于疲劳极限的应力循环在载荷谱中所占的百分比很高，对疲劳损伤肯定有影响。为考虑低于疲劳极限应力循环所引起的损伤，必须将P- - 曲线作必要的修正。对小于疲劳极限部分的P-S-N曲线 (对数曲线 )，用斜率 (b72)的斜线来代替原来的水平线，此H，IP-S-N曲线的表达式为lgNPaP十bPlgcrlgNeaPbp lgo- 1- (bp-2)(1gcr。-lg cr)喜l×10 ～～- -～～--- l× l00 1× 10 1× 10 1×1O 1× l0l× lO 1×100 1×10 l×10疲劳循环/次图9 Q345钢的P-S-Nft线疲劳极限转折点处的横坐标取为NolO ，此时的疲劳极限分别为P50%时 ， l261.45MPa；P95%时 ，o- 1235.44MPa；P99.9%时，o-l205.31MPa。

为了起重机的安全 ，取置信度为99.9%时的疲劳极限值205.31MPa，得到修正后的Q345材料P-s-N曲线如图l0所示。

。 ：- - jit ：i ：[ ! 1、 j图10 修正后的Q345钢的P-S-Ⅳ曲线3-3 载荷信息将载荷谱转化为能被MSC.Fatigue所应用的应力谱的方法主要有以下两种 ：(1)将载荷谱加到有限元模型上，用通用有限元计算软件对其进行瞬态分析，这样得到的结果就是应力谱，并且能够直接输.MSC.Fatigue软件中。 (2)对模型进行静力分析，得到静应力值。

MSC.Fatigue软件读入静应力值后，再向其输入载荷时间历程、功率谱密度函数 (PSDF)或者某种形式的计数结果 (如雨流矩阵 )，软件将 自动计算出应力谱。

考虑到实际操作过程中，第-种方法中输入有限元模型上的载荷谱很长，计算量非常大，计算时间特别长，结果文件仪常大，对后面的应力谱输入影响就很大，所以本文采用第二种方法。根据厂方提供的数据，该起重机满载起重量为300t，每天起吊100000t的货物 ，每周停止工作半天检修 ，每天的循环次数为1000/3，以-天24h为单位，把主梁承受的随机载荷编制成符合实际情况的载荷谱图，如图11所示。