.南昌铁路局龙岩工务段；.南昌铁路局龙岩车务段 连庆勇 徐锦辉

龙岩东站货场有一台20／10t C型龙门起重机(以下简称门吊)，于1997 年9 月投入运用生产。主要承担整车、零担、集装箱的装卸作业。近年来，随着我国经济的不断发展，铁路运输量不断加大，龙岩东站货物装卸作业量也逐年增长。该机自投产以来，使用频繁，已成为保证铁路运输畅通、加快货物周转不可缺少的设备。但由于操作人员违章作业，经常用门吊的索具（钢丝绳）拉动货车对位装车，致使该设备近年经常出现大车啃道及车轮断轴现象。

1 门吊拉车原因剖析

随着铁路货物装卸机械化的不断发展，装卸作业量逐年上升，机械作业逐渐代替了人力作业，一向以撬棍作为推车工具，脸朝铁轨背朝天拼命推车的场面，在机械化程度高的地方，愈来愈少见，甚而见不到了。究其原因：一则少数职工依赖机械，贪图省事的惰性心理和行为明显增多；二则大多数职工抢装抢卸提高经济收入的意识大大增强；三则个别职工按章操作、爱护设备、延长设备寿命的观念有所削弱；四则吊机发生故障，对作业班组（拉车）责任者考核不力，缺乏经济制约有很大关系。

表1 2006 年～2012 龙岩东货场20／10 tC型 门吊大车啃道、断轴情况表

从表1 可以看出，大车啃道、断轴自2006 年开始，几乎每年都有发生，2011 年至2012 年发生的大车断轴比以前增多一倍。其啃道程度也由原来的轻度，发展到中度。这是非正常状况，无疑影响着设备的完好率、利用率和故障停机率。

2 门吊拉车造成大车啃道与断轴分析

2.1 力学计算与分析（以主动车轮轴为研究对象）

2.1.1 走行梁拉车点A力学分析(见图1、图2)

图1

图2

从图1可知，以大车走行梁支点A上的拉车钢丝绳与走行梁中心线成一夹角θ（θ 的大小与钢丝绳长短成正比例关系）。

设钢丝绳拉车的作用力为F（F跟所拉车的数量成正比，同时与专用线和门吊大车走行线平直度有关），则促使主动车轮发生横向位移的力：

从（1）式得出，F1 与F和钢丝绳夹角θ 成正比例关系。当F1 的值达到一定时,可造成大车轮啃道，由于走行梁长期受外力F1 的横向作用，天长日久，容易使其发生永久变形。实际上，大车轮轴严重啃道和走行梁变形，已使轮轴受到不正常的外力，加大了轮轴的弯曲应力，使轴疲劳而发生裂纹。这是拉车造成断轴的主要因素。

从图3 可看出，龙岩20／10tC型门吊因拉车造成轮轴径向截面中心线与走行基础中心偏离20mm，这是长期拉车造成的后果。

图3

2.1.2 应力和扭矩计算

根据设计资料，20／10t C型门吊大车运行机构有关参数为：最大运行速度U＝40 ～ 42 m／min；电动机功率N＝11 kW；额定转速n＝715r／min；传动比i＝37.7；传动效率η＝0.95。

断轴承受的扭矩与应力分别为：

其中，Wp 为抗扭截面系数。

门吊在作业时大车往返运行，轴承受着循环扭矩作用。鉴于大车空载和负载运程的运动阻力相差不大，可偏于安全地近似看成对称循环，幅值τa＝τmax＝16MPa。

按原设计要求，大车主动轮轴材料为40Cr ,并经调质（淬火后高温回火）处理，要求HB241～262。

根据钢材硬度与强度近似线性关系式，当硬度在HB 150～400 之间时

从机械设计手册查得，轴的许用安全系数〔n〕＝1.6，按图纸要求40Cr 调质处理，σb＝787 MPa，σ1＝359 MPa，换算得τ1＝201 MPa，根据σb可查得有效应力集中系数为Kτ＝1.76，尺寸系数0.75，粗车表面加工系数为β＝0.9，则工作安全系数为：

由于n＞ 〔n〕，因此可以断定40Cr 的轴是能满足疲劳强度要求的。

但这一计算过程中，没有考虑冲击载荷的影响，在司机采用反接制动或点动定位时，瞬间尖锋载荷很大，这当然也是导致早期失效的原因。

2.1.3 力的计算

2.1.3.1 车轮传递的转矩（受力如图6(a)、(b)所示） 2.1.3.2 计算最大垂直轮压（径向力）Q

在门吊拉车过程中，一般是空载（即起升机构处于非工作状态）拉车，而且是小车处于有效悬臂处的情况下拉车为多数。为了计算方便，本文不考虑梯子、电缆悬筒、大小车紧急制动等对轮压的影响，并把小车重心与起升中心线合二为一作为研究状态。 图4 所示为门吊空载拉车（小车处于悬臂处）轮压计算简图。

图4

G——小车自重（10.98t）。

G1——上部主梁跨中部分重量（15.7t）。

G2——支腿重量（14.35t）。

G3——司机室重量（0.98t）。

G4——上部主梁悬臂部分重量（6.5t）。

L—— 跨度（22.5m）。

L1——司机室重心至大车轨道中心线距离（2.5m）。

L2——悬臂重心至大车轨道中心线距离（4.5m）。

L3——小车及机械设备重心至大车轨道中心线距离（7m）。

由图5 可知：

Re＝（Rmax·5000）／9000＝24（t）

Re 即为主动轮轮压。Re＝Q＝24（t）

图5

2.1.3.3 最大摩擦阻力P

最大摩擦阻力P由车轮沿轨道滚动摩擦阻力P1和起重机运行发生歪斜时（大车走行轨道变形）车轮轮缘与轨道侧面摩擦所引起的附加摩擦阻力P2合成。

式中，K——滚动摩擦系数，K＝0.08；μ——车轮轴承摩擦系数，μ＝0.015；K附——附加阻力系数，K附＝1.5；d——滚动轴承内径（厘米）；D轮——车轮直径（厘米）。

2.1.3.4 轴向力N

主动车轮因受F1（图2 所示）作用，将向垂直于大车走行轨道方向滑动，其滑动摩擦力P滑＝Q·K1＝24×0.12＝2.88（t）（如图7所示），其中K1为滑动摩擦系数。

当F1＞P滑时,车轮发生横向位移（滑动），以致车轮轮缘与轨道摩擦，形成啃道。因此轴向力N≥P滑。

2.1.3.5 外力分析

由车轮轴受力分析，得出轴的计算简图，如图6(c)所示。

图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 使轴在垂直面XAY 内产生扭曲变形，力P使轴在水平面XAZ 内产生弯曲变形，力偶矩m使轴产生扭转变形，轴N使轴产生压缩变形，因此，车轮轴AB为弯扭压组合变形。通常，轴力N对轴的压缩作用与弯曲、扭转相比很小，可忽略不计，则将轴简化为弯扭组合变形。

2.1.3.6 内力分析并画弯矩图和扭矩图

轴在垂直面XAY 受力情况为图6(d)所示，由平衡方程，解得A、B两支座的反力为：

弯矩图如图6(e)所示，最大弯矩截面在C处，其值为：

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

轴在水平面XAZ 内的受力情况如图6f 所示，A、B两支座的反力为：

弯矩图如图6(g)所示，最大弯矩在C截面处，其值为:

轴在力偶矩m作用下（图6(h)），扭矩图如图6(i)所示，在BC 段内，各横截面上的扭矩相同，其值为：

由内力图可知，横截面C是危险截面，在此截面上的合成弯矩为：Mc2＝Mcz2＋Mcy2

2.2 强度校核

轴材料为40Cr，其〔σ〕＝100 MPa

由图计算结果表明，轴的强度能满足。

由图7 可知，当F1＝P滑时，车轮处于平衡的临界状态，只需F1稍微比P滑大一些，车轮即发生横向位移，形成啃道。

图7

则此时所拉货车的数量（或重量），按拉车钢丝绳9 米计算,由图2 得出：

以上计算以货车轨道、大车走行轨道和钢丝绳均处水平状态，不考虑轨道的坡度和钢丝绳与水平线的夹角等影响。

若按C64 型货车满载计算，每个车质量＝自重＋载重＝22t＋61t＝83t，则货车数量＝333／83≈4（个）

即按上述情况拉车，重车数量达到4 个时，大车轮形成轻度啃道，但轴的强度仍能满足要求。

现在根据强度计算公式，求出拉车数量达到多少时影响轴的强度。

当σxd＝〔σ〕＝100MPa 时，影响轴的强度。

因为拉车数量的改变，不会使Mcy和T随之改变，而πd／32 为常数。

由此可知：当Mcz＝25948N·m时， Mcz＝RAy·L／2

故 RAy＝2·Mcz／L×10＝16 t

由图6(d)列平衡方程:-

解得N＝3.72 t

求得拉车数量＝430／83＝5.2（辆）

由此可见，当门吊按前面情形拉重车达到5辆时，不仅会产生严重的啃道，同时也会影响轴的强度，就会严重缩短轴的寿命，造成断轴。

本文对其它情形拉车造成大车啃道及断轴的影响，不另作剖析。

3 结论与建议

3.1 结论

3.1.1 轴的材料系40Cr，经调质处理，按静态计算其强度满足要求。

3.1.2 利用龙门起重机大车拉车，造成啃道，使轴的受力发生变化，经两种情形计算，分别造成啃道和严重啃道、危及轴的强度现象发生。

3.1.3 若小车处于另一端悬臂处时大车拉车，由于Q减小，P也减小，故按前两种情形拉车，更易发生啃道和断轴现象。

3.2 建议

3.2.1 车轮轴颈过渡圆角半径不宜偏小，且加工刀痕不能太粗，以减少应力集中。

3.2.2 加大对违章拉车班组或个人的考核力度，以有效杜绝拉车现象发生。

3.2.3 加强现场作业人员爱护设备的思想教育，装卸部门要协调好与车站的关系，要求运转不乱甩车，做到送车到位。

[1] GB/T 3811-1983, 起重机设计规范[S].

[2] 张质文等.起重机设计手册[M].北京: 中国铁道出版社，2001.

[3] 刘鸿文.材料力学[M]. 北京: 高等教育出版社，2004.