一起造船門式起重機減速器斷軸事故分析

王錦文

福建省特種設(shè)備檢驗研究院 福州 350008

0 引言

造船門式起重機的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，跨度大，不易維修，生產(chǎn)環(huán)境惡劣[1]。大型造船門式起重機日常要完成起吊、平移和分段翻身，精準(zhǔn)定位等工作，電氣結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜[2]。與此同時，由于造船門式起重機的用途特殊，所吊裝重物大部分是質(zhì)量和體積都十分龐大的各式船體分段，且常因為工況需要進行上、下小車配合，多鉤協(xié)調(diào)動作來實現(xiàn)重物的抬吊、翻轉(zhuǎn)。在這些復(fù)雜的吊運過程中，一旦某個環(huán)節(jié)出現(xiàn)問題，極易發(fā)生重物墜落，造成嚴(yán)重后果。某造船廠發(fā)生一起由于起升機構(gòu)的減速器高速軸斷軸引起的重物跌落事故，事故造成所吊船體分段受損嚴(yán)重。本文依據(jù)現(xiàn)場勘查情況與起重機制動器設(shè)計圖紙和設(shè)計參數(shù)，從軸的材質(zhì)、斷口和受力等方面對事故原因進行分析，快速準(zhǔn)確修復(fù)該造船門式起重機；同時為該類問題提供分析上的經(jīng)驗借鑒，避免類似事故再次發(fā)生。

1 設(shè)備基本情況

一臺造船門式起重機（以下簡稱門機）在吊裝船體分段過程中，其起升機構(gòu)制動盤與減速器高速軸發(fā)生斷裂，導(dǎo)致船體分段直接墜落。事故起重機額定起重量為150 t，跨度72 m，起升高度60 m，起升速度為5 m/min，工作級別為A5，制造日期為2009 年12 月，投入使用日期為2012 年1 月，主要用于吊裝船體分段。

2 軸的材質(zhì)分析

2.1 成分

采用電感耦合等離子體發(fā)射光譜法對軸承的成分進行分析，結(jié)果如表1 所示。軸的鋼材牌號為40Cr，查證相關(guān)手冊資料[3]，其成分技術(shù)要求范圍如表1。對比分析表明，失效件的原材料Cr 元素成分和S、P 等雜質(zhì)元素成分符合技術(shù)要求。

表1 軸的成分分析 %

2.2 組織

采用金相顯微鏡對軸的中心距圓周表面13mm 的區(qū)域進行取樣，取樣大小為18×18mm。樣品經(jīng)過打磨、拋光和淺腐蝕（2%的硝酸酒精）后的金相照片如圖1所示。白色區(qū)域為鐵素體，灰黑色區(qū)域為魏氏體。觀察魏氏體的形貌，碳化物顆粒細小，組織呈現(xiàn)大面積分布，判斷為高溫下回火后形成，這與軸的調(diào)質(zhì)處理工藝一致，整體上組織未有異常。

圖1 軸的金相組織照片

2.3 硬度

軸的硬度檢測位置如圖2 所示。測試時，1 為圓心區(qū)域，2、3、4、依次為半徑的1/4，1/2，3/4 區(qū)域，5為距離邊緣2.5 mm 的區(qū)域，測試結(jié)果見表2。根據(jù)GB/T 17107—1997《鍛件用結(jié)構(gòu)鋼牌號和力學(xué)性能》[4]中的要求，該硬度符合經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后的40Cr 硬度要求。

圖2 硬度檢測部位示意圖

表2 軸的硬度

3 軸和制動盤受力計算

為分析高速軸和制動盤斷裂的原因，首先應(yīng)對高速軸和制動盤的受力進行計算。在計算時，需要通過減速比來計算施加在高速軸、制動盤的力矩。然而，造船門機減速機構(gòu)部件較多，從電機輸出后有經(jīng)過減速器、卷筒和各種滑輪組等，部分參數(shù)無法精確獲得，尤其是需要根據(jù)事故時的擋位來計算。因此文中省略中間環(huán)節(jié)，采用最終吊鉤速度和電機輸出轉(zhuǎn)速進行比較來計算。

3.1 制動力矩校核

1）起升機構(gòu)減速比計算

起升機構(gòu)的輸出轉(zhuǎn)速為

式中：為吊鉤起升速度，V1=1 m/min，d 為吊鉤滑輪組直徑，d =800 mm。

傳動機構(gòu)的減速比為

式中：m為現(xiàn)場載荷質(zhì)量，m =150 t，g為重力加速度，取9.8 m/s2。

在不考慮機械效率的情況下，單邊制動力矩M3=2 200 N·m ＞1 630 N·m，由此可見制動器只需要單邊可靠制動，即可符合GB/T 3811—2008《起重機設(shè)計規(guī)范》[5]從安全可靠性角度出發(fā)規(guī)定的制動安全系數(shù)取值Kz=2 的要求。

3.2 制動器的制動力計算

該設(shè)備起升機構(gòu)制動器為盤式制動器，型號為YP2-1250-506X30-I-H.RL，單邊額定制動力矩為2×3 350 N·m。根據(jù)現(xiàn)場制動器制動力所調(diào)整的位置判斷，制動力矩為2×2 200 N·m。制動剎車片有4 塊，因此一塊剎車片所能提供的力矩為M4＝1 100 N·m。因制動時，制動力矩和重物扭矩相等，即μFL ＝M4。因此，制動力F 為

式中：μ 為該產(chǎn)品的制動材料摩擦系數(shù)，L 為剎車片的中心點距制動盤中心的距離值，L=0.226 m。

圖3 為制動器正常動作和制動盤受力工況。圖3a為正常制動器工作時的情況。圖3b 為單側(cè)制動器中一塊剎車片未接觸情況。圖3c 為制動器中兩側(cè)各有一塊剎車片未接觸情況。從制動器中制動盤的受力來分析，圖3b 中的制動盤因為兩側(cè)力不對應(yīng)，將受到彎矩作用。而相比圖3b 和圖3c，圖3c 中兩側(cè)各有一個剎車片未接觸，制動盤可能受到的彎矩將加倍。考慮到制動盤受力復(fù)雜，可能存在應(yīng)力集中，為此通過Solidworks 軟件來分析制動盤的應(yīng)力分布情況。

根據(jù)現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)，在軟件上構(gòu)建三維實體模型，使用SolidWorks Simulation 中的靜態(tài)分析，對模型進行應(yīng)力分析。制動盤的材料為45 號鋼，其彈性模量E 為206 GPa，泊松比μ 為0.27，密度ρ 為7.85 g/cm3，采用高品質(zhì)網(wǎng)格劃分，劃分后共有48 288 個節(jié)點，28 131個單元，網(wǎng)格單元大小為16.976 6 mm。

圖4 和圖5 為根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)和圖3b 和圖3c 出現(xiàn)的情況，利用Solidworks Simulation 計算出的制動盤應(yīng)力云圖分布。可知，當(dāng)兩側(cè)對角剎車片未接觸時，制動盤在和軸接觸的區(qū)域受到的應(yīng)力較大，最大為174 MPa。經(jīng)船廠核實制動盤為45 號鋼，其屈服強度為355 MPa。

圖3 制動器動作示意圖

圖4 單邊制動剎車片未接觸制動盤制動后的應(yīng)力云圖

圖5 兩側(cè)對角制動剎車片未接觸時制動盤制動后的應(yīng)力云圖

3.3 制動盤和軸斷裂原因分析

1） 制動盤斷裂原因分析

正常重物制動時，該制動器為低速抱閘，當(dāng)制動盤在出現(xiàn)上述剎車片動作不同步或是部分失效的情況下，都有可能導(dǎo)致制動盤受到彎矩作用，由此產(chǎn)生較大的應(yīng)力。同時在制動盤的低速旋轉(zhuǎn)過程中，由于制動時制動盤與剎車片位置不一，制動盤的盤面受到的應(yīng)力還是交變應(yīng)力。且由上面受力分析可知該交變應(yīng)力有可能較大。

此外，根據(jù)事故過程各種節(jié)點數(shù)據(jù)分析推測，在重物由上升擋位切換到下降擋位時，存在制動器對高速制動盤進行搶剎現(xiàn)象。這種制動器的高速抱閘將對制動盤產(chǎn)生嚴(yán)重的沖擊載荷，以及摩擦帶來的制動盤高溫。再加上面分析的由于剎車片動作不同步對制動盤帶來的彎矩和交變應(yīng)力，對制動盤極易產(chǎn)生高溫下的疲勞裂紋。

以上兩種因素都將對制動盤造成嚴(yán)重影響。但相比較而言，高速旋轉(zhuǎn)下的制動器抱閘工況，比靜態(tài)下的制動盤受力工況更為嚴(yán)重。圖6 為事故后破損的一塊制動盤，可以看出制動盤存在明顯摩擦痕跡，同時在痕跡中出現(xiàn)氧化發(fā)黑的區(qū)域，以及在發(fā)黑區(qū)域存在多條裂紋（僅該塊盤上，就多達20 條），這些現(xiàn)象都與分析的一致。

綜上所述，制動器的高速抱閘是制動盤出現(xiàn)裂紋，并最終導(dǎo)致制動盤崩裂的主要原因。

圖6 破損制動盤的表面形貌

2） 軸斷裂原因分析

圖7 為起重機下小車卷筒、減速器、電機和制動器的示意圖。由圖7 可見，斷軸部位為制動器一側(cè)，且位于減速器軸承的外側(cè)。然而，軸從減速器軸承外側(cè)外懸的距離較短，僅為190 mm。通過受力分析可知，該軸在斷裂處受到的應(yīng)力不大。

圖8a 為軸斷裂后的外形，可見軸在斷口向外的一段距離發(fā)生了嚴(yán)重塑性變形，向一側(cè)彎曲。圖8a 中的N 位置為軸的受拉區(qū)域，M 位置為受壓區(qū)域。對應(yīng)的斷口形貌如圖8b 所示，對應(yīng)的受拉區(qū)域為A 區(qū)域，對應(yīng)的受壓位置為B 位置，C 區(qū)域為與A 區(qū)域不同的形貌區(qū)。總體上看，斷口未見有疲勞、氧化等現(xiàn)象，軸的整體斷裂機理呈現(xiàn)為典型的韌窩斷裂，其中A 區(qū)域為剪切唇區(qū)域，C 區(qū)域為纖維狀區(qū)?？梢远ㄐ耘袛嗍禽S受較大彎矩后發(fā)生的一次性彎曲斷裂。

考慮到軸斷裂一端連著制動盤，且制動盤在事故中發(fā)生斷裂，故可推測該軸的斷裂主要是因為與軸相連的制動盤失效后，制動盤一側(cè)的軸在旋轉(zhuǎn)過程中受到了較大的彎矩。彎矩可能來自于制動盤斷裂后的單側(cè)異常抱閘，或斷裂制動盤與金屬結(jié)構(gòu)相碰撞等等。

3.4 事故整體分析

綜合制動盤和軸的斷裂分析推測，事故因為制動器經(jīng)常高速抱閘，以及剎車片更換不及時、剎車片與制動盤間隙調(diào)整不合適、制動同步性差等問題造成制動盤發(fā)熱的同時受到較大沖擊載荷、交變載荷，出現(xiàn)制動盤熱疲勞裂紋。當(dāng)制動盤的裂紋達到較大數(shù)量，擴展到一定長度、深度后，在重載、高速下抱閘導(dǎo)致制動盤炸裂。進而因為制動盤的問題導(dǎo)致與之相連接的軸隨之受異常較大彎矩作用時出現(xiàn)斷裂。

圖7 制動器和軸的結(jié)構(gòu)示意圖

圖8 軸的變形及斷口實物

4 結(jié)論

造船門式起重機中的減速器斷軸現(xiàn)象并不常見，精準(zhǔn)地判斷該類事故產(chǎn)生的根本原因，避免類似情況再次發(fā)生對企業(yè)安全生產(chǎn)至關(guān)重要。本文通過現(xiàn)場事故勘查，從現(xiàn)場實際情況出發(fā)，對斷軸進行了材質(zhì)分析；利用所掌握的設(shè)備數(shù)據(jù)、參數(shù)對制動器力矩進行了校核計算；利用有限元仿真對軸進行了受力分析；最終結(jié)合軸斷口、制動盤表面形貌分析，綜合判斷出斷軸是由于制動器高速抱閘所導(dǎo)致。通過該案例的分析一方面為起重機制動器的維護保養(yǎng)提供建議；另一方面也可以為該類型起重機的事故分析提供借鑒。