大型造船用龍門(mén)吊卷筒軸開(kāi)裂維修方案分析*

王建兵，宋春波

(1.南通中遠(yuǎn)海運(yùn)重工裝備有限公司，江蘇 南通 2261162； 2.南通中遠(yuǎn)海運(yùn)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(mén)吊機(jī)一般為起重能力超過(guò)320 T 的門(mén)式起重機(jī)，它是現(xiàn)代化造船的關(guān)鍵設(shè)備之一。卷筒軸是其關(guān)鍵起升結(jié)構(gòu)，如果出現(xiàn)疲勞裂紋將極大影響龍門(mén)吊的安全使用。

軸類(lèi)零件是機(jī)械中的常用結(jié)構(gòu)，前人已有諸多研究:潘雪梅[1]考慮缺口效應(yīng)對(duì)于多軸疲勞壽命的影響，通過(guò)疲勞試驗(yàn)驗(yàn)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(yīng)力比、直徑比、過(guò)渡圓弧等因素對(duì)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(guò)設(shè)計(jì)軸肩過(guò)渡曲線降低了應(yīng)力集中系數(shù)，得出了流線型過(guò)渡曲線能夠基本消除應(yīng)力集中的結(jié)論。

現(xiàn)階段的研究關(guān)注于軸結(jié)構(gòu)對(duì)疲勞壽命的影響較多，對(duì)于校核的疲勞許用應(yīng)力討論較少，當(dāng)出現(xiàn)疲勞破壞時(shí)，得到的結(jié)論受限于加工制造成本而很難施行。 因此，討論得出科學(xué)合理的校核參數(shù)，研究經(jīng)濟(jì)合理的修復(fù)方式具有重要價(jià)值。

筆者針對(duì)某船廠800 T 龍門(mén)吊卷筒軸疲勞開(kāi)裂問(wèn)題，基于規(guī)范開(kāi)展疲勞安全系數(shù)研究，對(duì)維修方案的維修效果和價(jià)格進(jìn)行綜合比對(duì)，找到相對(duì)經(jīng)濟(jì)的卷筒軸維修方法，使其達(dá)到設(shè)計(jì)使用壽命，為以后龍門(mén)吊卷筒軸的設(shè)計(jì)和維護(hù)提供了重要的指導(dǎo)意義。

1 事故概況及分析

某船廠造船干船塢共有2 臺(tái)800 T 龍門(mén)吊，建造于2008 年8 月。 2012 年2 月，陸側(cè)的800 T 龍門(mén)吊在使用過(guò)程中發(fā)生1 號(hào)鉤卷筒軸(驅(qū)動(dòng)側(cè))斷裂，造成鋼絲繩報(bào)廢，滑輪組、排繩機(jī)構(gòu)等部份損壞。 隨后對(duì)江側(cè)和陸側(cè)2 臺(tái)800 T 龍門(mén)吊的所有卷筒軸進(jìn)行著色探傷，發(fā)現(xiàn)陸側(cè)800 T 的3 號(hào)鉤驅(qū)動(dòng)側(cè)卷筒軸也存在裂紋，且裂紋位置與1 號(hào)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(dāng)時(shí)分析認(rèn)為，原設(shè)計(jì)對(duì)卷筒軸斷裂處臺(tái)階面倒角沒(méi)有技術(shù)要求(屬于設(shè)計(jì)不當(dāng))。 按原設(shè)計(jì)，采用GB/T3811-83 版規(guī)范進(jìn)行疲勞強(qiáng)度復(fù)核[4]，當(dāng)斷裂處倒角R＝0.5 mm 或R＝2 mm 時(shí)，無(wú)法滿足規(guī)范1.25倍的疲勞安全系數(shù)要求；當(dāng)R＝5 mm 或8 mm 時(shí)，安全系數(shù)達(dá)到1.84，可以滿足規(guī)范要求。 由此，采取相應(yīng)的處置措施更換驅(qū)動(dòng)側(cè)卷筒軸，過(guò)渡R角加大到5 mm；其他卷筒根部過(guò)渡圓角小于R8 的加工到R8 以上。

通過(guò)失效檢測(cè)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(dǎo)致R角存在嚴(yán)重的應(yīng)力集中狀態(tài)，在交變應(yīng)力作用下，應(yīng)力集中的R處萌生疲勞裂紋，并不斷擴(kuò)展，當(dāng)裂紋擴(kuò)展至剩余斷面不能承受其工作應(yīng)力時(shí)發(fā)生斷裂[5]。

當(dāng)時(shí)分析忽略了“軸表面存在焊接特征”這一關(guān)鍵信息，導(dǎo)致得到的許用安全應(yīng)力較大，隨著設(shè)備老化以及起吊船體質(zhì)量的增加，斷軸的風(fēng)險(xiǎn)逐年增大。因此，降低集中的應(yīng)力，提高卷筒軸疲勞壽命成為迫切需要解決的問(wèn)題。

2 疲勞許用應(yīng)力分析

《起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范GB/T3811-2008》材料疲勞許用應(yīng)力是基于模型技術(shù)試驗(yàn)、疲勞壽命計(jì)算、推導(dǎo)及驗(yàn)證進(jìn)行確定的；因設(shè)計(jì)、制造技術(shù)和經(jīng)濟(jì)原因，現(xiàn)有設(shè)備的設(shè)計(jì)傾向于有限壽命設(shè)計(jì)。 起重機(jī)應(yīng)符合設(shè)計(jì)規(guī)范，只有符合工作級(jí)別和應(yīng)力狀態(tài)級(jí)別的使用等級(jí)，才能確定構(gòu)件級(jí)別和使用等級(jí)下的疲勞許用應(yīng)力；只有實(shí)際最大工作應(yīng)力小于疲勞許用應(yīng)力，才能通過(guò)疲勞強(qiáng)度校核，才能被認(rèn)為可以達(dá)到結(jié)構(gòu)件或機(jī)械零件工作級(jí)別下對(duì)應(yīng)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(yīng)力可延長(zhǎng)壽命。 老規(guī)范(GB/T3811-83)介紹:應(yīng)力低于試驗(yàn)的疲勞極限或低于一定安全系數(shù)(一般1.5～2)可認(rèn)為是無(wú)限疲勞壽命，這與新起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范的許用疲勞應(yīng)力的取值接近；但新規(guī)范中關(guān)于焊接件＋旋轉(zhuǎn)的許用疲勞極限以附件的形式進(jìn)行了補(bǔ)充說(shuō)明，取值更保守，應(yīng)取安全系數(shù)為1.34/0.8＝1.675。

起吊作業(yè)量:每天兩班8 ～10 吊、全程起升/下降，總工作循環(huán)數(shù)(即卷筒軸轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù))5 萬(wàn)/年。 參考作業(yè)量使用等級(jí)下的工作級(jí)別對(duì)應(yīng)的疲勞許用應(yīng)力重新選取設(shè)計(jì)，工作應(yīng)力應(yīng)降低到小于設(shè)計(jì)規(guī)范許可的疲勞許用應(yīng)力(疲勞強(qiáng)度校核)方可保證工作循環(huán)數(shù)，也才能延長(zhǎng)使用壽命。

作為焊接件，按起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范(GB/T3811-2008)確定“旋轉(zhuǎn)焊件”疲勞許用應(yīng)力為67.2 MPa；卷筒軸(根部)熱影響區(qū)如在軸軟化點(diǎn)330 ℃以下，可以認(rèn)為原調(diào)質(zhì)性能變化有限，其疲勞許用應(yīng)力接近96 MPa；如焊接工藝執(zhí)行不良，熱影響區(qū)溫度超過(guò)軟化點(diǎn)溫度[6]，可取兩個(gè)疲勞許用應(yīng)力的中間值，即應(yīng)以(67.2＋96)/2＝81.6 MPa 作為疲勞許用應(yīng)力的校核依據(jù)。

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(yīng)力的方式有很多，經(jīng)研究討論確認(rèn)有三種方法能夠?qū)崿F(xiàn)目的。

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

圖3 方案1 示意圖

此方案參考費(fèi)用70 萬(wàn)，可大幅降低應(yīng)力值，達(dá)到無(wú)限疲勞壽命，同時(shí)，可以改善振動(dòng)狀況。 缺點(diǎn)是實(shí)施難度大、成本高，現(xiàn)場(chǎng)施工周期90 天，影響生產(chǎn)。

(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(fèi)用90 萬(wàn)，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(zhǎng)壽命，應(yīng)力集中的狀況不會(huì)改變。 而且實(shí)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(zhǎng)度，驅(qū)動(dòng)側(cè)卷筒軸現(xiàn)場(chǎng)機(jī)加工52 mm，軸承向里側(cè)移位，如圖5 所示。

圖5 方案3 示意圖

此方案參考費(fèi)用30.8 萬(wàn)，可降低應(yīng)力值，滿足期望的壽命，成本很低；現(xiàn)場(chǎng)停機(jī)時(shí)間較短(9 天)，對(duì)生產(chǎn)影響小。 缺點(diǎn)是現(xiàn)場(chǎng)加工精度控制難度大。綜上所述，考慮到低成本運(yùn)行與高效率生產(chǎn)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(yīng)力為依據(jù)，將最大工作應(yīng)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(jīng)使用了14 年，按疲勞累積損傷壽命理論及破壞能量的假設(shè)，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(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)件工作級(jí)別B6(最大20 年壽命)估算，則剩余壽命6 年；按B7 或以上級(jí)別翻倍估算，則可繼續(xù)可靠使用12 年或以上。

通過(guò)對(duì)原設(shè)計(jì)方案的研究分析發(fā)現(xiàn)，將軸承座向卷筒內(nèi)側(cè)移位并縮短驅(qū)動(dòng)側(cè)卷筒懸軸長(zhǎng)度能夠很好降低工作應(yīng)力。 通過(guò)對(duì)比計(jì)算不同位置軸根部的應(yīng)力值，最終確定軸承座向內(nèi)側(cè)移位52 mm，同時(shí)驅(qū)動(dòng)側(cè)懸軸長(zhǎng)度由原來(lái)的152 mm 縮短到100 mm。

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

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

4 結(jié) 論

文中基于GB/T3811-2008 規(guī)范，研究了Q345 卷筒軸的許用疲勞應(yīng)力情況，給出了較為經(jīng)濟(jì)合理的維修方法，得到以下結(jié)論。

(1) 當(dāng)卷筒軸同時(shí)存在旋轉(zhuǎn)和焊接特征時(shí)，Q345 材質(zhì)的卷筒軸取81.6 MPa 是較為合理的許用疲勞應(yīng)力。

(2) 綜合比較而言，當(dāng)出現(xiàn)疲勞裂紋時(shí)，采用現(xiàn)場(chǎng)機(jī)加工的方法能夠較為經(jīng)濟(jì)地提高卷筒軸疲勞壽命，文中將軸承座向內(nèi)移動(dòng)52 mm，使疲勞壽命達(dá)到了20 年以上。

文中通過(guò)計(jì)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(mén)吊卷筒軸設(shè)計(jì)以及現(xiàn)有龍門(mén)吊的維護(hù)提供了重要的借鑒意義，理論上能夠減少此類(lèi)事故的發(fā)生，起到提升起重機(jī)安全使用的作用。