承受大載荷滾筒的高周疲勞壽命分析

韓剛?cè)A

(華電重工股份有限公司，北京 100070)

承受大載荷滾筒的高周疲勞壽命分析

韓剛?cè)A

(華電重工股份有限公司，北京 100070)

承受大載荷的帶式輸送機(jī)滾筒，筒體上焊縫疲勞損傷破壞是滾筒最主要的失效形式。論述了高周疲勞方法在承受大載荷滾筒疲勞壽命分析中的應(yīng)用情況，并結(jié)合工程實(shí)踐進(jìn)行了闡述，供有關(guān)工程技術(shù)人員在設(shè)計(jì)分析時(shí)參考。

輸送系統(tǒng)；帶式輸送機(jī)；滾筒；高周疲勞；壽命分析；疲勞分析

0 引言

隨著帶式輸送機(jī)不斷向大運(yùn)量、高帶速、長(zhǎng)距離方向發(fā)展，皮帶機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速及所受皮帶機(jī)合張力、扭矩等載荷越來越大。尤其要重視合力在500 kN以上大載荷滾筒的設(shè)計(jì)和制作工藝等細(xì)節(jié)問題，防止?jié)L筒筒體、軸發(fā)生斷裂而影響生產(chǎn)，甚至撕裂皮帶等惡性事故的發(fā)生，提高輸送系統(tǒng)的利用率，降低維護(hù)成本和工人的勞動(dòng)強(qiáng)度。

1 滾筒失效的理論分析

根據(jù)長(zhǎng)期工程實(shí)踐統(tǒng)計(jì)，滾筒失效形式主要有如下幾種。

(1)鑄膠龜裂破壞等。可以采取二次鑄膠方法修復(fù)滾筒。

(2)滾筒軸承破壞。由于軸承具有可換性，而且當(dāng)滾筒軸承損壞后，也容易修復(fù)，整個(gè)滾筒還不至于完全報(bào)廢。

(3)滾筒軸斷裂。由于軸設(shè)計(jì)理論比較完善，而且隨著材料性能和加工精度的提高，軸的疲勞斷裂造成滾筒失效事故概率越來越小。

(4)滾筒上焊縫破壞。目前大帶寬、承受大載荷的滾筒多為重型鑄焊結(jié)構(gòu)，眾所周知，滾筒筒體接盤上的焊縫在焊接、冷卻過程中存在著焊接殘余應(yīng)力，焊縫天然的缺陷又會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中，而在滾筒運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，滾筒筒體接盤上的焊縫承受交變載荷作用，從而造成焊縫疲勞破壞。在華電重工股份有限公司統(tǒng)計(jì)的滾筒失效數(shù)據(jù)中，滾筒失效形式中以滾筒筒體上焊縫損傷破壞最為多見，占整個(gè)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)的90%以上。

2 高周疲勞分析理論

疲勞分析理論上，把循環(huán)次數(shù)大于500萬次的疲勞問題統(tǒng)歸為高周疲勞問題[1]。從皮帶機(jī)的運(yùn)行狀況來看，皮帶機(jī)滾筒處于典型的高周疲勞破壞狀況(應(yīng)力低，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)高)。例如：滾筒直徑?1 000 mm，帶速v=3.3 m/s，滾筒旋轉(zhuǎn)頻率

(1)

若帶式輸送機(jī)每天工作16 h，每年工作300 d，則滾筒年旋轉(zhuǎn)次數(shù)為300×16×3 600×1.05 =1.8×107。

中國(guó)尚無高周疲勞破壞的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，高周疲勞壽命計(jì)算可參照日本有關(guān)焊縫疲勞S-N曲線數(shù)據(jù)(JIS B8821—2004[2])。

ΔσmNi=C0，

(2)

ΔτmNi=D0，

(3)

式中：Δσ為正應(yīng)力的變化幅值；Δτ為剪應(yīng)力的變化幅值；m為S-N曲線上斜率，循環(huán)次數(shù)N∈(5×106，1×108)時(shí)，m=5[2]；C0，D0為常數(shù)，見文獻(xiàn)[2]。

對(duì)于變幅載荷下的疲勞破壞，采用通行的線性疲勞累積損傷理論(Miner理論)對(duì)不同頻率和幅值的載荷所造成的損傷進(jìn)行累積。

3 滾筒高周疲勞壽命分析步驟

3.1 滾筒外部邊界條件及載荷譜

確定滾筒的外部邊界條件(力、扭矩、圍包角)、載荷譜(見表1)。

3.2 根據(jù)滾筒焊縫形式確定焊縫等級(jí)

滾筒上的焊縫有環(huán)形焊縫、縱向焊縫、角焊縫等，形式較多，搭接單面焊、對(duì)接單面焊、對(duì)接雙面焊等形式對(duì)應(yīng)的焊縫等級(jí)不同，可對(duì)應(yīng)查文獻(xiàn)[2]表16中圖例確定焊縫的等級(jí)。

由于滾筒屬于短薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，故單獨(dú)用梁公式計(jì)算焊縫得出的彎曲應(yīng)力是不合適的。建立滾筒的三維模型，然后導(dǎo)入大型結(jié)構(gòu)分析軟件ANSYS，選取二次實(shí)體單元Solid185進(jìn)行六面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，為了解焊縫處應(yīng)力，對(duì)焊縫處采用細(xì)化網(wǎng)格處理。根據(jù)滾筒受力的邊界條件，對(duì)滾筒進(jìn)行有限元分析，得出滾筒的應(yīng)力[3-4]。

表1 滾筒運(yùn)行工況與載荷譜

由于滾筒圓周對(duì)稱性，同一時(shí)刻焊縫一圈上出現(xiàn)的應(yīng)力值即為旋轉(zhuǎn)一圈時(shí)焊縫同一點(diǎn)出現(xiàn)的應(yīng)力；提取滾筒焊縫環(huán)上最大應(yīng)力σmax和最小應(yīng)力σmin，得到焊縫的正應(yīng)力幅Δσ=σmax-σmin，得到焊縫的剪應(yīng)力幅Δτ=τmax-τmin。依此方法可以分別得到x向、y向、z向正應(yīng)力的應(yīng)力幅，以及xy面、yz面、xz面上剪應(yīng)力的應(yīng)力幅。

對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力對(duì)焊縫的損傷最大，當(dāng)焊縫壓應(yīng)力絕對(duì)值大于拉應(yīng)力絕對(duì)值時(shí)，應(yīng)乘以應(yīng)力幅修正系數(shù)CR，而

(4)

當(dāng)板厚超過25 mm時(shí)，焊縫的疲勞強(qiáng)度還有所降低，必須乘以板厚修正系數(shù)Ct，而

(5)

式中：t為焊縫處板厚，mm。

修正后的正應(yīng)力幅

Δσ′=CRCt(σmax-σmin) 。

(6)

修正后的剪應(yīng)力幅

Δτ′=CRCt(τmax-τmin) 。

(7)

如前文所述，滾筒可能受多種工況下載荷的作用，對(duì)于不同工況，原則上都必須經(jīng)過有限元分析，得出每一種工況下所關(guān)注焊縫的正應(yīng)力幅、剪應(yīng)力幅。若某種工況所占的時(shí)間分布較小，分析認(rèn)為對(duì)結(jié)果影響不大的情況下，可以忽略不計(jì)，從而減少有限元分析的工作量。

3.3 計(jì)算焊縫的損傷

分別計(jì)算出各種工況下焊縫的正應(yīng)力幅、剪應(yīng)力幅之后，根據(jù)式(2)、式(3)分別計(jì)算各種工況下各向正應(yīng)力幅、剪應(yīng)力幅對(duì)應(yīng)的許用循環(huán)次數(shù)Nσi，Nτi。

(8)

(9)

許用循環(huán)次數(shù)的倒數(shù)即為損傷度，即

再采用Miner線性疲勞累積損傷理論，對(duì)焊縫處正應(yīng)力、剪應(yīng)力產(chǎn)生的損傷度進(jìn)行線性疊加，即可得到第i種工況下滾筒旋轉(zhuǎn)一次累計(jì)損傷度

(10)

3.4 計(jì)算滾筒的高周疲勞壽命

各種工況下的損傷度乘以該工況下的時(shí)間分布之和即為總的損傷度∑D，總損傷度的倒數(shù)即為該條焊縫的疲勞壽命N。

(11)

(12)

一般情況下，滾筒上存在多條焊縫，應(yīng)對(duì)每條焊縫進(jìn)行疲勞壽命核算，壽命最短的為滾筒的壽命。

4 計(jì)算實(shí)例

如圖1(圖中I為焊縫)、圖2所示鑄焊結(jié)構(gòu)的滾筒，滾筒上焊縫有筒體的縱向焊縫、筒體與接盤的環(huán)形焊縫[5]。危險(xiǎn)焊縫為筒體與接盤的環(huán)形搭接焊縫。下文僅以環(huán)形焊縫為例，進(jìn)行疲勞壽命分析。

圖1 滾筒

圖2 搭接焊縫放大圖

(1)確定滾筒的運(yùn)行工況，受力的載荷譜。滾筒正常滿載受力為481.5 kN，空載受力為440.8 kN。滿載運(yùn)行時(shí)間占92%，空載運(yùn)行時(shí)間占8%，皮帶滿載啟動(dòng)和空載啟動(dòng)各占1%。

(2)根據(jù)滾筒焊縫的形式，確定焊縫等級(jí)。環(huán)形搭接焊縫與文獻(xiàn)[2]表格16中No.911焊縫類似，正應(yīng)力等級(jí)為63，剪切應(yīng)力等級(jí)為80。

正應(yīng)力焊縫等級(jí)為63，N∈(5×106，1×108)時(shí)，C0=1.078×1015[2]，剪應(yīng)力焊縫等級(jí)為80時(shí)，D0=1.985×1015[2]。等級(jí)為63的正應(yīng)力焊縫，N=1×108次時(shí)，能產(chǎn)生疲勞損傷的極限正應(yīng)力變化幅值為Δσ=25.5 MPa[2]，等級(jí)為80剪應(yīng)力焊縫，極限剪應(yīng)力變化幅值為Δτ=28.79 MPa[2]，故Δσ<25.5 MPa或Δτ<28.79 MPa時(shí)不計(jì)疲勞損傷。

(3)計(jì)算焊縫的損傷度。計(jì)算各工況下滾筒焊縫的疲勞損傷度，見表2、表3。

表2 正常工作時(shí)滾筒受力481.5 kN，焊高15.5 mm焊縫截面應(yīng)力情況 MPa

表3 各工況下滾筒焊縫的疲勞損傷度

根據(jù)式(11)計(jì)算得總的損傷度

8%×6.963 56×10-8+1%×

2.041 46×10-7+1%×

1.455 30×10-7=1.066 35×10-7。

(13)

(4)計(jì)算疲勞壽命。根據(jù)式(12)預(yù)測(cè)焊縫的疲勞壽命

9.378×106。

(14)

從分析上看，焊縫是在交變的z向正應(yīng)力和xz向、yz向剪應(yīng)力共同作用下，焊縫裂紋逐步擴(kuò)展，進(jìn)而完全破壞焊縫。根據(jù)港口的設(shè)備利用率，預(yù)測(cè)滾筒壽命約為8個(gè)月，實(shí)際上滾筒在運(yùn)行1年多后，接盤與筒皮焊縫完全開裂,滾筒報(bào)廢，從實(shí)際上驗(yàn)證了理論分析結(jié)果。

5 結(jié)論

本文所闡述的內(nèi)容可供有關(guān)工程技術(shù)人員在承受大載荷滾筒設(shè)計(jì)分析時(shí)參考，但其準(zhǔn)確、合理性有待實(shí)踐檢驗(yàn)和進(jìn)一步研究，從而加以完善和修正。

[1]成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2008.

[2]起重機(jī)鋼結(jié)構(gòu)規(guī)范：JIS B8821—2004[S].

[3]劉天軍，韓剛?cè)A，盧嘉樹，等.下運(yùn)帶式輸送機(jī)滾筒開裂事故分析[J].起重運(yùn)輸機(jī)械，2012(12)：90-92.

[4]崔志遠(yuǎn)，韓剛.基于ANSYS的傳動(dòng)滾筒結(jié)構(gòu)參數(shù)化建模[J].起重運(yùn)輸機(jī)械，2007(5)：55-57.

[5]北京起重運(yùn)輸機(jī)械研究所.DTII(A)型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2003.

TH 222

A

1674-1951(2017)12-0008-03

2017-07-10；

2017-11-20

(本文責(zé)編：白銀雷)

韓剛?cè)A(1977—)，男，湖北蘄春人，高級(jí)工程師，工學(xué)碩士，從事散料輸送機(jī)械及系統(tǒng)設(shè)計(jì)與研究工作(E-mail:hangh@chec.com.cn)。