洪秋華德馬格起重機械( 上海) 有限公司 上海 200331
摘要：簡析了德馬格起重機M2 系列的驅動端梁，由於焊接式端梁價格過高，不利於推廣，採用矩形管代替可顯著降低成本，對新設計出的矩形管端梁進行手工計算和Ansys 分析，從理論上證明了其可行性，對樣品進行了本體試驗，安裝端梁到測試臺上，綜合FEM 標準和德馬格內控標準中相關測試內容進行疲勞試驗，通過靜載和4個步驟動載試驗，利用應力片分析得出其受力狀況，並定時檢查關鍵受力點，最後端梁經歷30 萬次循環而沒出現可視裂紋，故其性能滿足批量化生產的要求。
關鍵詞：起重機；端梁；矩形管；Ansys；應力片；疲勞試驗
中圖分類號：TH211+.3 文獻標識碼：A 文章編號：1001-0785（2018）08-0089-05
起重機端梁是起重機金屬結構的組成部件，它承載著連接大車運行機構的作用。優秀的端梁結構不僅能夠減輕結構質量，充分發揮材料的力學性能，還能有效地傳遞載荷，提高起重機的整機性能。為此，端梁的成本成為改進的關注點，一些起重機廠商在起重機上大都使用矩形管形式的端梁，使用矩形管的端梁成本在一定條件下要比焊接式端梁的成本更低，市場更有競爭力。利用市場通用的、不需要定製的矩形管，可簡化起重機的製造工藝，顛覆了傳統端梁製作工藝，避免端梁焊後機加工。在整個製造過程中，有效地降低了對於設備製造能力、工人焊接能力及場地等要求。在成本方面，相對於原有產品降低了20% 以上，若在OEM 廠家製造，成本會更低。
1 端梁模型在設計時，基於經濟性及通用性的考慮選用矩形管和板件材料為Q235A。根據德馬格現有端梁系列長度，優先設計出125 mm×3 150 mm 的端梁，這樣即與原型號有通用性。初步定義矩形管尺寸為350 mm×250mm×6 mm，增加需焊接的支撐板件，如圖1 所示，而其整體安裝見圖2。
圖1 端梁尺寸示意圖
圖2 端梁總成3D 示意圖
2 端梁計算對已經設計完成的端梁模型進行手工計算，可以初步確定是否可行，依據起重機設計規範FEM 內結構構件鋼材的許用應力，已知矩形管350 mm×250 mm×6 mm截面參數為Wx ＝ 712 000 mm3，Wy ＝ 594 000 mm3；基本受力為Fy ＝ 5 000×9.81×1.2 ＝ 58 860 N，Fx ＝ 5000×9.81×0.2 ＝ 9 810 N。受力應力計算選用第四強度理論：正應力
因此，矩形管受力完全滿足設計要求。手工計算通過後，再次進行Ansys 分析，判斷是否可以通過受力要求。採用Ansys 的經典界面，由於大板件的長寬比過大，不採用常用的四面體單元，而以殼單元來計算，可減少計算時間，且在後期進行判斷處理更方便。
首先，以常用工況下進行負載進行Ansys 分析，根據實際情況進行綜合考慮，每個車輪處負載為5 t，影響因子為1.2。每個車輪的垂直力為 58 860 N，每個車輪的水平力為12 263 N。要求達到標準定義為循環受力20 萬次，不產生影響安全使用的裂紋。計算參考熱點應力法與經驗相結合，最後計算出最大範式應力為285 MPa，其餘關鍵點最大為181 MPa，結構設計不絕對滿足要求，只達到16 萬次循環受力，如圖3 所示。
圖3 常用工況受力示意圖
其次，以試驗工況下進行負載進行Ansys 分析，每個車輪承受豎直輪壓為5 t，承受同向水平輪壓為（0.15×5）t。矩形管偏轉角度為9°，以模擬水平載荷的影響，綜合受力為99 kN 計算參考熱點應力法，計算出最大範式應力為251 MPa，結構設計滿足要求。如圖4 所示。
3 試驗分析以上計算結果，發現其最大受力值差別不大，為了獲得更多實際參數及保證端梁使用的安全性，需要做試驗來證明其可用性。選用MTS FlexTest 250 kN 做動器，該測試臺性能參數為最大載荷25 t，操作頻率為0 ～ 15 Hz，液壓缸載荷精度為10 N。液壓缸兩端受力位置處採用球鉸連接設計，可保證其載荷沿液壓缸軸向作用。
3.1 試驗前準備1）對端梁材料進行本體取樣分析，零件材料參考標準GB/T 700—2006 中的Q235B (t ≤ 16 mm)。本體拉伸實驗參考標準GB/T 228.1—2010，測量結果見表1，該矩形管性能完全滿足標準。
2）檢查端梁，清除油漆和汙跡，清理毛刺等，保證主要觀察部位的清潔。檢查焊縫及其周邊區域，不得有裂紋、氣孔、固體夾雜未融合和未焊透等缺陷。檢查主觀察區域方管折彎處內外表面，不得有裂紋等缺陷。檢查完成後把樣品端梁安裝到測試臺上，首先把液壓缸調整至適合高度，然後連接液壓缸與試件接頭並緊固，提升液壓缸帶動測試件並將底座墊於試件相應支座下，調整底座位置使其對中，調整液壓缸鉸接頭及底座位置，使支承面與壓力作用面平行，保證受力均勻，最後再次檢查各部件位置，確認安裝完成。見圖5 疲勞測試臺端梁安裝示意圖。
3）根據Ansys 分析結果在端梁表面受力關鍵位置貼應變片，應變片規格選用1 mm×2 mm，精度為1 個微應變。其中，A、B、C、D 等為主要裂紋觀察區域，應變片安裝位置及編號見圖6。
圖6 應變片安裝位置示意圖
3.2 疲勞試驗根據GB/T 3811—2008《起重機設計規範》中要求，對於工作級別A5 起重機鋼結構件在Q4 即額定載荷情況下使用，等級不低於U3，靜載實驗在1.25 倍額定載荷下保持時間不低於10 min。以上實驗完成後，檢測被測試零件沒有可見裂紋和永久變形，可進行疲勞實驗,疲勞測試要求循環次數不低於2.0×105，端梁仍可使用。
首先，確定動態載荷試驗流程，實驗溫度為20℃，假設結構受力時處於彈性階段，考慮橋架、葫蘆等自重，輸入載荷下限預設為10 kN。
步驟1：額定載荷，預壓力F m ＝ 54.5 kN，振幅力F a ＝ 44.5 kN，故載荷為10 ～ 99 kN，疲勞次數為12.5 萬次，此時採用2.5 Hz 正弦波；
步驟2：1.2 倍額定載荷，預壓力F m ＝ 64.5 kN，振幅力F a ＝ 54.5 kN，故載荷為10 ～ 119 kN，疲勞次數為3.5 萬次，此時採用2.5 Hz 正弦波；
步驟3：1.3 倍額定載荷，預壓力F m ＝ 69.5 kN，振幅力F a ＝ 59.5 kN，故載荷為10 ～ 129 kN，其疲勞次數為7.3 萬次，此時採用2.5 Hz 正弦波；
步驟4：1.5 倍額定載荷，預壓力F m ＝ 79.25 kN，振幅力F a ＝ 69.25 kN，故載荷為10 ～148.5 kN，其疲勞次數為7.7 萬次，此時採用2.0 Hz 正弦波。
累計疲勞次數為30 萬次。每一步驟結束後需保持該載荷10 min。
在首次加載16 000、63 000、125 000、160000、200 000、300 000 次循環時各檢查一次裂紋，採用10 倍放大鏡，配合手電檢查，在125 000、200000、300 000 次時採用著色檢驗。同時，通過收集4個步驟下的8 個應變片變化值，由鋼材彈性模量E ＝2.06×105 MPa，可以獲得表2 所示相應受力點應力值。
經過5 d 實驗，端梁經歷300 000 次循環受力結束後，通過PT 檢測未發現異常裂紋和永久變形( 符合標準，並超過標準最低要求)，最終其結果超過理論設計的壽命。
4 結論文中所述端梁的設計要求相當於GB/T 3811—2008《起重機設計規範》結構工作級別S4-B4-E5 和DIN15018 結構工作級別S3-N1-B4，當承受豎直輪壓5 t、水平輪壓為0.15×5 t 時，端梁能經歷20 萬次循環而不出現裂紋。通過疲勞試驗，經過30 萬次疲勞受力仍未見裂紋，可見該端梁仍可進行疲勞測試。雖然試驗結果只基於一個樣件，疲勞試驗的離散性非常大，且因試驗條件的限制對試件的安裝及受力方式等做了簡化，與實際情況會有一定差異，但仍認可該設計達到目標，安全可靠，並在某些數據上優於上述目標的要求，故綜合考慮中止試驗。
由於設計計算要考慮多種因素，經此次測試，發現市場上的Q235A 端梁矩形鋼管仍可挖掘其使用壽命，但要通過試驗獲取更多的技術參數，在計算的基礎上允許應力放寬或疲勞次數增加，為同行提供了技術參考。
理論計算可知區域A 和區域D 的應力值相當，但從實際測量值看，應變片的安裝位置對測量值的影響非常大，特別是在接近焊趾部位，說明這個部位應力梯度非常大。但是，通過分析最危險區域A 處，發現Ansys 計算最大值為251 MPa，而應力檢測值為248 MPa，這兩個值很接近。其他貼應力片位置的理論計算和實際測量值也幾乎很接近，差值在±10%，說明Ansys 受力分析真實可靠，最終一致確認本設計產品是安全的，樣品階段完成，可進行批量化生產。
參考文獻[1] 張質文，王金諾，程文明，等. 起重機設計手冊[M]. 北京：中國鐵道出版社，2013.[2] FEM 歐洲起重機設計規範[S].[3]GB/T 3811—2008 起重機設計規範[S].