大型造船用龍門吊卷筒軸開裂維修方案分析*

王建兵，宋春波

(1.南通中遠海運重工裝備有限公司，江蘇 南通 2261162； 2.南通中遠海運川崎船舶工程有限公司，江蘇 南通 226001)

0 引 言

大型造船用龍門吊機一般為起重能力超過320 T 的門式起重機，它是現代化造船的關鍵設備之一。卷筒軸是其關鍵起升結構，如果出現疲勞裂紋將極大影響龍門吊的安全使用。

軸類零件是機械中的常用結構，前人已有諸多研究:潘雪梅[1]考慮缺口效應對于多軸疲勞壽命的影響，通過疲勞試驗驗證了U 型缺口半徑越大壽命越低的情況；于利群[2]討論了應力比、直徑比、過渡圓弧等因素對于階梯軸疲勞壽命的影響，并探討了其中的成因；屠星星等[3]通過設計軸肩過渡曲線降低了應力集中系數，得出了流線型過渡曲線能夠基本消除應力集中的結論。

現階段的研究關注于軸結構對疲勞壽命的影響較多，對于校核的疲勞許用應力討論較少，當出現疲勞破壞時，得到的結論受限于加工制造成本而很難施行。 因此，討論得出科學合理的校核參數，研究經濟合理的修復方式具有重要價值。

筆者針對某船廠800 T 龍門吊卷筒軸疲勞開裂問題，基于規范開展疲勞安全系數研究，對維修方案的維修效果和價格進行綜合比對，找到相對經濟的卷筒軸維修方法，使其達到設計使用壽命，為以后龍門吊卷筒軸的設計和維護提供了重要的指導意義。

1 事故概況及分析

某船廠造船干船塢共有2 臺800 T 龍門吊，建造于2008 年8 月。 2012 年2 月，陸側的800 T 龍門吊在使用過程中發生1 號鉤卷筒軸(驅動側)斷裂，造成鋼絲繩報廢，滑輪組、排繩機構等部份損壞。 隨后對江側和陸側2 臺800 T 龍門吊的所有卷筒軸進行著色探傷，發現陸側800 T 的3 號鉤驅動側卷筒軸也存在裂紋，且裂紋位置與1 號鉤卷筒軸斷裂位置一樣，其余檢查正常。 著色探傷如圖1，主軸斷裂如圖2。

圖1 著色探傷圖

圖2 主軸斷裂圖

當時分析認為，原設計對卷筒軸斷裂處臺階面倒角沒有技術要求(屬于設計不當)。 按原設計，采用GB/T3811-83 版規范進行疲勞強度復核[4]，當斷裂處倒角R＝0.5 mm 或R＝2 mm 時，無法滿足規范1.25倍的疲勞安全系數要求；當R＝5 mm 或8 mm 時，安全系數達到1.84，可以滿足規范要求。 由此，采取相應的處置措施更換驅動側卷筒軸，過渡R角加大到5 mm；其他卷筒根部過渡圓角小于R8 的加工到R8 以上。

通過失效檢測分析卷筒軸斷裂原因:由于卷筒軸變徑處的R較小，近乎直角，加之該斷軸表面存在焊接特征，導致R角存在嚴重的應力集中狀態，在交變應力作用下，應力集中的R處萌生疲勞裂紋，并不斷擴展，當裂紋擴展至剩余斷面不能承受其工作應力時發生斷裂[5]。

當時分析忽略了“軸表面存在焊接特征”這一關鍵信息，導致得到的許用安全應力較大，隨著設備老化以及起吊船體質量的增加，斷軸的風險逐年增大。因此，降低集中的應力，提高卷筒軸疲勞壽命成為迫切需要解決的問題。

2 疲勞許用應力分析

《起重機設計規范GB/T3811-2008》材料疲勞許用應力是基于模型技術試驗、疲勞壽命計算、推導及驗證進行確定的；因設計、制造技術和經濟原因，現有設備的設計傾向于有限壽命設計。 起重機應符合設計規范，只有符合工作級別和應力狀態級別的使用等級，才能確定構件級別和使用等級下的疲勞許用應力；只有實際最大工作應力小于疲勞許用應力，才能通過疲勞強度校核，才能被認為可以達到結構件或機械零件工作級別下對應的可靠壽命。

按照疲勞累積損傷壽命理論，降低卷筒軸工作應力可延長壽命。 老規范(GB/T3811-83)介紹:應力低于試驗的疲勞極限或低于一定安全系數(一般1.5～2)可認為是無限疲勞壽命，這與新起重機設計規范的許用疲勞應力的取值接近；但新規范中關于焊接件＋旋轉的許用疲勞極限以附件的形式進行了補充說明，取值更保守，應取安全系數為1.34/0.8＝1.675。

起吊作業量:每天兩班8 ～10 吊、全程起升/下降，總工作循環數(即卷筒軸轉動圈數)5 萬/年。 參考作業量使用等級下的工作級別對應的疲勞許用應力重新選取設計，工作應力應降低到小于設計規范許可的疲勞許用應力(疲勞強度校核)方可保證工作循環數，也才能延長使用壽命。

作為焊接件，按起重機設計規范(GB/T3811-2008)確定“旋轉焊件”疲勞許用應力為67.2 MPa；卷筒軸(根部)熱影響區如在軸軟化點330 ℃以下，可以認為原調質性能變化有限，其疲勞許用應力接近96 MPa；如焊接工藝執行不良，熱影響區溫度超過軟化點溫度[6]，可取兩個疲勞許用應力的中間值，即應以(67.2＋96)/2＝81.6 MPa 作為疲勞許用應力的校核依據。

3 方案選擇及理論校核

3.1 方案選擇

降低卷筒軸根部集中應力的方式有很多，經研究討論確認有三種方法能夠實現目的。

(1) 改變機房滑輪布置，將卷筒調整為上出繩方式，降低卷筒軸根部應力。 如圖3 所示。

圖3 方案1 示意圖

此方案參考費用70 萬，可大幅降低應力值，達到無限疲勞壽命，同時，可以改善振動狀況。 缺點是實施難度大、成本高，現場施工周期90 天，影響生產。

(2) 將卷筒整體拆卸吊下，更換卷筒軸，將軸根部加大，減小焊接熱影響，如圖4 所示。

圖4 方案2 示意圖

此方案參考費用90 萬，可減少焊接熱影響，間接提高疲勞極限，但是依舊是有限延長壽命，應力集中的狀況不會改變。 而且實施成本較高，需要備用卷筒輪換，施工周期18 天左右。

(3) 縮短卷筒懸軸長度，驅動側卷筒軸現場機加工52 mm，軸承向里側移位，如圖5 所示。

圖5 方案3 示意圖

此方案參考費用30.8 萬，可降低應力值，滿足期望的壽命，成本很低；現場停機時間較短(9 天)，對生產影響小。 缺點是現場加工精度控制難度大。綜上所述，考慮到低成本運行與高效率生產的目的，決定選擇方案3 為最終維修方案。

3.2 理論校核

若要滿足20 ～40 年或以上疲勞壽命，則必須以疲勞許用應力為依據，將最大工作應力降低到焊接熱影響考慮的81.6 MPa 或非焊接件考慮的96 MPa 以下。 考慮軸已經使用了14 年，按疲勞累積損傷壽命理論及破壞能量的假設，去除卷筒軸根部表面晶格破壞能力的影響以及表面拋光處理影響，按原設計的結構件工作級別B6(最大20 年壽命)估算，則剩余壽命6 年；按B7 或以上級別翻倍估算，則可繼續可靠使用12 年或以上。

通過對原設計方案的研究分析發現，將軸承座向卷筒內側移位并縮短驅動側卷筒懸軸長度能夠很好降低工作應力。 通過對比計算不同位置軸根部的應力值，最終確定軸承座向內側移位52 mm，同時驅動側懸軸長度由原來的152 mm 縮短到100 mm。

卷筒直徑2.23 m，懸軸長100 mm，滑輪組倍率8，最大載重時計算卷筒軸承座合力F＝131.3 t，計算懸軸最大彎矩為131 147.5 Nm，卷筒軸D＝260mm。軸根應力計算為:

軸承(座)向卷筒里側移位整改后，軸根應力降為79.8 MPa；能夠滿足規范B7 使用等級，按照5 W次每年核算，滿足總壽命20 年以上[7]。

4 結 論

文中基于GB/T3811-2008 規范，研究了Q345 卷筒軸的許用疲勞應力情況，給出了較為經濟合理的維修方法，得到以下結論。

(1) 當卷筒軸同時存在旋轉和焊接特征時，Q345 材質的卷筒軸取81.6 MPa 是較為合理的許用疲勞應力。

(2) 綜合比較而言，當出現疲勞裂紋時，采用現場機加工的方法能夠較為經濟地提高卷筒軸疲勞壽命，文中將軸承座向內移動52 mm，使疲勞壽命達到了20 年以上。

文中通過計算合理的許用疲勞壽命，分析制定較為合理的維修方案，為之后的大型龍門吊卷筒軸設計以及現有龍門吊的維護提供了重要的借鑒意義，理論上能夠減少此類事故的發生，起到提升起重機安全使用的作用。