.南昌鐵路局龍巖工務(wù)段；.南昌鐵路局龍巖車務(wù)段 連慶勇 徐錦輝

龍巖東站貨場有一臺20／10t C型龍門起重機(jī)(以下簡稱門吊)，于1997 年9 月投入運(yùn)用生產(chǎn)。主要承擔(dān)整車、零擔(dān)、集裝箱的裝卸作業(yè)。近年來，隨著我國經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展，鐵路運(yùn)輸量不斷加大，龍巖東站貨物裝卸作業(yè)量也逐年增長。該機(jī)自投產(chǎn)以來，使用頻繁，已成為保證鐵路運(yùn)輸暢通、加快貨物周轉(zhuǎn)不可缺少的設(shè)備。但由于操作人員違章作業(yè)，經(jīng)常用門吊的索具（鋼絲繩）拉動貨車對位裝車，致使該設(shè)備近年經(jīng)常出現(xiàn)大車啃道及車輪斷軸現(xiàn)象。

1 門吊拉車原因剖析

隨著鐵路貨物裝卸機(jī)械化的不斷發(fā)展，裝卸作業(yè)量逐年上升，機(jī)械作業(yè)逐漸代替了人力作業(yè)，一向以撬棍作為推車工具，臉朝鐵軌背朝天拼命推車的場面，在機(jī)械化程度高的地方，愈來愈少見，甚而見不到了。究其原因：一則少數(shù)職工依賴機(jī)械，貪圖省事的惰性心理和行為明顯增多；二則大多數(shù)職工搶裝搶卸提高經(jīng)濟(jì)收入的意識大大增強(qiáng)；三則個別職工按章操作、愛護(hù)設(shè)備、延長設(shè)備壽命的觀念有所削弱；四則吊機(jī)發(fā)生故障，對作業(yè)班組（拉車）責(zé)任者考核不力，缺乏經(jīng)濟(jì)制約有很大關(guān)系。

表1 2006 年～2012 龍巖東貨場20／10 tC型 門吊大車啃道、斷軸情況表

從表1 可以看出，大車啃道、斷軸自2006 年開始，幾乎每年都有發(fā)生，2011 年至2012 年發(fā)生的大車斷軸比以前增多一倍。其啃道程度也由原來的輕度，發(fā)展到中度。這是非正常狀況，無疑影響著設(shè)備的完好率、利用率和故障停機(jī)率。

2 門吊拉車造成大車啃道與斷軸分析

2.1 力學(xué)計算與分析（以主動車輪軸為研究對象）

2.1.1 走行梁拉車點(diǎn)A力學(xué)分析(見圖1、圖2)

圖1

圖2

從圖1可知，以大車走行梁支點(diǎn)A上的拉車鋼絲繩與走行梁中心線成一夾角θ（θ 的大小與鋼絲繩長短成正比例關(guān)系）。

設(shè)鋼絲繩拉車的作用力為F（F跟所拉車的數(shù)量成正比，同時與專用線和門吊大車走行線平直度有關(guān)），則促使主動車輪發(fā)生橫向位移的力：

從（1）式得出，F(xiàn)1 與F和鋼絲繩夾角θ 成正比例關(guān)系。當(dāng)F1 的值達(dá)到一定時,可造成大車輪啃道，由于走行梁長期受外力F1 的橫向作用，天長日久，容易使其發(fā)生永久變形。實(shí)際上，大車輪軸嚴(yán)重啃道和走行梁變形，已使輪軸受到不正常的外力，加大了輪軸的彎曲應(yīng)力，使軸疲勞而發(fā)生裂紋。這是拉車造成斷軸的主要因素。

從圖3 可看出，龍巖20／10tC型門吊因拉車造成輪軸徑向截面中心線與走行基礎(chǔ)中心偏離20mm，這是長期拉車造成的后果。

圖3

2.1.2 應(yīng)力和扭矩計算

根據(jù)設(shè)計資料，20／10t C型門吊大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)有關(guān)參數(shù)為：最大運(yùn)行速度U＝40 ～ 42 m／min；電動機(jī)功率N＝11 kW；額定轉(zhuǎn)速n＝715r／min；傳動比i＝37.7；傳動效率η＝0.95。

斷軸承受的扭矩與應(yīng)力分別為：

其中，Wp 為抗扭截面系數(shù)。

門吊在作業(yè)時大車往返運(yùn)行，軸承受著循環(huán)扭矩作用。鑒于大車空載和負(fù)載運(yùn)程的運(yùn)動阻力相差不大，可偏于安全地近似看成對稱循環(huán)，幅值τa＝τmax＝16MPa。

按原設(shè)計要求，大車主動輪軸材料為40Cr ,并經(jīng)調(diào)質(zhì)（淬火后高溫回火）處理，要求HB241～262。

根據(jù)鋼材硬度與強(qiáng)度近似線性關(guān)系式，當(dāng)硬度在HB 150～400 之間時

從機(jī)械設(shè)計手冊查得，軸的許用安全系數(shù)〔n〕＝1.6，按圖紙要求40Cr 調(diào)質(zhì)處理，σb＝787 MPa，σ1＝359 MPa，換算得τ1＝201 MPa，根據(jù)σb可查得有效應(yīng)力集中系數(shù)為Kτ＝1.76，尺寸系數(shù)0.75，粗車表面加工系數(shù)為β＝0.9，則工作安全系數(shù)為：

由于n＞ 〔n〕，因此可以斷定40Cr 的軸是能滿足疲勞強(qiáng)度要求的。

但這一計算過程中，沒有考慮沖擊載荷的影響，在司機(jī)采用反接制動或點(diǎn)動定位時，瞬間尖鋒載荷很大，這當(dāng)然也是導(dǎo)致早期失效的原因。

2.1.3 力的計算

2.1.3.1 車輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（受力如圖6(a)、(b)所示） 2.1.3.2 計算最大垂直輪壓（徑向力）Q

在門吊拉車過程中，一般是空載（即起升機(jī)構(gòu)處于非工作狀態(tài)）拉車，而且是小車處于有效懸臂處的情況下拉車為多數(shù)。為了計算方便，本文不考慮梯子、電纜懸筒、大小車緊急制動等對輪壓的影響，并把小車重心與起升中心線合二為一作為研究狀態(tài)。 圖4 所示為門吊空載拉車（小車處于懸臂處）輪壓計算簡圖。

圖4

G——小車自重（10.98t）。

G1——上部主梁跨中部分重量（15.7t）。

G2——支腿重量（14.35t）。

G3——司機(jī)室重量（0.98t）。

G4——上部主梁懸臂部分重量（6.5t）。

L—— 跨度（22.5m）。

L1——司機(jī)室重心至大車軌道中心線距離（2.5m）。

L2——懸臂重心至大車軌道中心線距離（4.5m）。

L3——小車及機(jī)械設(shè)備重心至大車軌道中心線距離（7m）。

由圖5 可知：

Re＝（Rmax·5000）／9000＝24（t）

Re 即為主動輪輪壓。Re＝Q＝24（t）

圖5

2.1.3.3 最大摩擦阻力P

最大摩擦阻力P由車輪沿軌道滾動摩擦阻力P1和起重機(jī)運(yùn)行發(fā)生歪斜時（大車走行軌道變形）車輪輪緣與軌道側(cè)面摩擦所引起的附加摩擦阻力P2合成。

式中，K——滾動摩擦系數(shù)，K＝0.08；μ——車輪軸承摩擦系數(shù)，μ＝0.015；K附——附加阻力系數(shù)，K附＝1.5；d——滾動軸承內(nèi)徑（厘米）；D輪——車輪直徑（厘米）。

2.1.3.4 軸向力N

主動車輪因受F1（圖2 所示）作用，將向垂直于大車走行軌道方向滑動，其滑動摩擦力P滑＝Q·K1＝24×0.12＝2.88（t）（如圖7所示），其中K1為滑動摩擦系數(shù)。

當(dāng)F1＞P滑時,車輪發(fā)生橫向位移（滑動），以致車輪輪緣與軌道摩擦，形成啃道。因此軸向力N≥P滑。

2.1.3.5 外力分析

由車輪軸受力分析，得出軸的計算簡圖，如圖6(c)所示。

圖6

m＝P·D／2＝2×1000×10×0.7／2＝7000N·m

mc＝N·D／2＝2.88×1000×10×0.7／2＝10080N·m

力Q和力偶距mc 使軸在垂直面XAY 內(nèi)產(chǎn)生扭曲變形，力P使軸在水平面XAZ 內(nèi)產(chǎn)生彎曲變形，力偶矩m使軸產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，軸N使軸產(chǎn)生壓縮變形，因此，車輪軸AB為彎扭壓組合變形。通常，軸力N對軸的壓縮作用與彎曲、扭轉(zhuǎn)相比很小，可忽略不計，則將軸簡化為彎扭組合變形。

2.1.3.6 內(nèi)力分析并畫彎矩圖和扭矩圖

軸在垂直面XAY 受力情況為圖6(d)所示，由平衡方程，解得A、B兩支座的反力為：

彎矩圖如圖6(e)所示，最大彎矩截面在C處，其值為：

Mcz＝RAy·L/2＝12.6×1000×10×0.325/2＝20475N·m

軸在水平面XAZ 內(nèi)的受力情況如圖6f 所示，A、B兩支座的反力為：

彎矩圖如圖6(g)所示，最大彎矩在C截面處，其值為:

軸在力偶矩m作用下（圖6(h)），扭矩圖如圖6(i)所示，在BC 段內(nèi)，各橫截面上的扭矩相同，其值為：

由內(nèi)力圖可知，橫截面C是危險截面，在此截面上的合成彎矩為：Mc2＝Mcz2＋Mcy2

2.2 強(qiáng)度校核

軸材料為40Cr，其〔σ〕＝100 MPa

由圖計算結(jié)果表明，軸的強(qiáng)度能滿足。

由圖7 可知，當(dāng)F1＝P滑時，車輪處于平衡的臨界狀態(tài)，只需F1稍微比P滑大一些，車輪即發(fā)生橫向位移，形成啃道。

圖7

則此時所拉貨車的數(shù)量（或重量），按拉車鋼絲繩9 米計算,由圖2 得出：

以上計算以貨車軌道、大車走行軌道和鋼絲繩均處水平狀態(tài)，不考慮軌道的坡度和鋼絲繩與水平線的夾角等影響。

若按C64 型貨車滿載計算，每個車質(zhì)量＝自重＋載重＝22t＋61t＝83t，則貨車數(shù)量＝333／83≈4（個）

即按上述情況拉車，重車數(shù)量達(dá)到4 個時，大車輪形成輕度啃道，但軸的強(qiáng)度仍能滿足要求。

現(xiàn)在根據(jù)強(qiáng)度計算公式，求出拉車數(shù)量達(dá)到多少時影響軸的強(qiáng)度。

當(dāng)σxd＝〔σ〕＝100MPa 時，影響軸的強(qiáng)度。

因?yàn)槔嚁?shù)量的改變，不會使Mcy和T隨之改變，而πd／32 為常數(shù)。

由此可知：當(dāng)Mcz＝25948N·m時， Mcz＝RAy·L／2

故 RAy＝2·Mcz／L×10＝16 t

由圖6(d)列平衡方程:-

解得N＝3.72 t

求得拉車數(shù)量＝430／83＝5.2（輛）

由此可見，當(dāng)門吊按前面情形拉重車達(dá)到5輛時，不僅會產(chǎn)生嚴(yán)重的啃道，同時也會影響軸的強(qiáng)度，就會嚴(yán)重縮短軸的壽命，造成斷軸。

本文對其它情形拉車造成大車啃道及斷軸的影響，不另作剖析。

3 結(jié)論與建議

3.1 結(jié)論

3.1.1 軸的材料系40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，按靜態(tài)計算其強(qiáng)度滿足要求。

3.1.2 利用龍門起重機(jī)大車?yán)?，造成啃道，使軸的受力發(fā)生變化，經(jīng)兩種情形計算，分別造成啃道和嚴(yán)重啃道、危及軸的強(qiáng)度現(xiàn)象發(fā)生。

3.1.3 若小車處于另一端懸臂處時大車?yán)嚕捎赒減小，P也減小，故按前兩種情形拉車，更易發(fā)生啃道和斷軸現(xiàn)象。

3.2 建議

3.2.1 車輪軸頸過渡圓角半徑不宜偏小，且加工刀痕不能太粗，以減少應(yīng)力集中。

3.2.2 加大對違章拉車班組或個人的考核力度，以有效杜絕拉車現(xiàn)象發(fā)生。

3.2.3 加強(qiáng)現(xiàn)場作業(yè)人員愛護(hù)設(shè)備的思想教育，裝卸部門要協(xié)調(diào)好與車站的關(guān)系，要求運(yùn)轉(zhuǎn)不亂甩車，做到送車到位。

[1] GB/T 3811-1983, 起重機(jī)設(shè)計規(guī)范[S].

[2] 張質(zhì)文等.起重機(jī)設(shè)計手冊[M].北京: 中國鐵道出版社，2001.

[3] 劉鴻文.材料力學(xué)[M]. 北京: 高等教育出版社，2004.