李 艷，向 東，韋堯中，王君英

（1.中國聯(lián)合工程有限公司，浙江 杭州 310000；2.北京科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，北京 100083；3.天地科技股份有限公司，北京 100013；4.清華大學(xué)機(jī)械工程系，北京 100085）

1 引言

卷筒是橋式起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)傳動(dòng)系統(tǒng)中最重要的非標(biāo)結(jié)構(gòu)件之一，也是起升機(jī)構(gòu)傳動(dòng)鏈中受力情況和失效形式最復(fù)雜的一個(gè)結(jié)構(gòu)。它通過鋼絲繩、吊鉤組直接為吊重提供動(dòng)力，一旦發(fā)生失效破壞，將給起重機(jī)整機(jī)帶來極大的沖擊和損傷，甚至導(dǎo)致吊物墜落，帶來嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失和人員傷亡。但是，現(xiàn)階段與卷筒相關(guān)的研究大多集中于卷筒體，對卷筒軸及其失效的研究極少，且大多為定性失效分析。卷筒軸斷裂作為卷筒最常見的失效形式之一，對其進(jìn)行失效分析[1]，對提高卷筒可靠性具有重要意義。

針對某50∕10t鑄造橋式起重機(jī)卷筒軸斷裂失效分析案例，對斷裂卷筒軸進(jìn)行了斷口分析、材料金相組織分析、加工過程分析，對失效原因進(jìn)行了全面排查和定性分析。在此基礎(chǔ)上，起升機(jī)構(gòu)傳動(dòng)鏈動(dòng)力學(xué)分析得到了卷筒的動(dòng)態(tài)載荷，有限元分析方法分析了卷筒軸的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，并計(jì)算了動(dòng)載作用下卷筒軸的疲勞壽命。

2 卷筒軸斷裂失效原因排查

橋式起重機(jī)卷筒主要為焊接卷筒，包含卷筒體、支撐板、堵頭板和卷筒軸等零件，如圖1所示。各零件通過可靠的焊接方法和焊接工藝形成穩(wěn)定連接。

圖1 鑄造橋式起重機(jī)卷筒的組成結(jié)構(gòu)Fig.1 Composition Structure of Bridge Crane Drum for Casting

為準(zhǔn)確判定斷裂失效原因，結(jié)合斷口形貌分析、材料組織檢測、工作環(huán)境分析、載荷分析等多種機(jī)械零件失效分析方法，從結(jié)構(gòu)、材料、加工、維護(hù)管理等多方面進(jìn)行失效原因的排查，以便最終確定斷裂失效模式、失效機(jī)理和失效原因，為采取相關(guān)改進(jìn)措施與預(yù)防對策提供依據(jù)和基礎(chǔ)。

2.1 斷口分析

斷口分析是用肉眼和高倍觀測儀器對斷裂失效零件的斷口進(jìn)行觀測和分析，初步判斷零件失效原因和類型的手段。

觀察斷裂卷筒軸斷口，如圖2所示。軸斷裂于φ220mm軸頸過渡圓角根部，且該過渡圓角半徑近似為直線。從圖3（b）過渡圓角高倍觀測，得軸頸斷口殘留過渡圓角約為1.5mm。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)與制造簡明手冊》[2]和《零件倒圓與倒角》[3]，卷筒軸的軸肩過渡直徑差為40mm，圓形零件自由表面過渡圓角半徑應(yīng)為16mm，即相應(yīng)圓角半徑為4mm。顯然，斷裂軸的軸肩過渡圓角半徑過小，將造成較大的應(yīng)力集中。另外，從圖2可發(fā)現(xiàn)，斷口及斷口附近軸頸表面、過渡圓角表面摩擦損傷嚴(yán)重，內(nèi)部存在單方向傾斜、深度很大的開闊裂開，高低起伏較大，可由此判定卷筒軸斷裂過程中承受極大的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。由圖4（a）可知，雖然摩擦導(dǎo)致斷口特征保留不完整，但不難發(fā)現(xiàn)軸頸近表面斷口較平，無明顯頸縮，可初步斷定該斷裂為疲勞斷裂。由圖4（b）可知，卷筒軸裂紋源為斷口周向，最終破斷區(qū)位于軸內(nèi)部，貝紋位于兩區(qū)之間。由此初步判斷，該斷裂存在應(yīng)力集中，且受到名義應(yīng)力高的旋轉(zhuǎn)彎曲斷裂。

圖2 卷筒軸斷口形貌特征Fig.2 Fracture Morphology of Drum Shaft

圖3 卷筒軸斷口形貌及材料分析Fig.3 Fracture Morphology and Material Analysis of Drum Shaft

圖4 卷筒軸斷面紋理特征Fig.4 Texture Features of Drum Shaft Section

綜上，可初步判斷該斷裂屬旋轉(zhuǎn)彎曲為主的疲勞斷裂，且斷裂前受較大扭轉(zhuǎn)力作用。并且，斷口處應(yīng)力集中明顯，且受較高的名義應(yīng)力。

2.2 材料硬度及金相組織分析

由前述可知，材料缺陷造成的強(qiáng)度不足是導(dǎo)致結(jié)構(gòu)失效的重要原因之一。因此，對每起零件失效，必須進(jìn)行材料成分、組織結(jié)構(gòu)和加工缺陷的分析。

對斷裂卷筒組結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，失效卷筒軸材料為35#鋼，圖紙技術(shù)要求正火回火處理，硬度（137～163）HBW。在試樣上檢測卷筒軸基體硬度為（153～161）HBW，心部硬度低于表面硬度，符合圖紙要求。

取圖7（a）所示斷口處材料進(jìn)行檢測和分析，高倍鏡下結(jié)構(gòu)形貌和組織如圖7（b）、圖7（c）。高倍金相檢驗(yàn)斷口圓角形貌及組織形貌可知，卷筒軸非金屬夾雜物較少，基體組織為正火狀態(tài)珠光體+鐵素體，符合設(shè)計(jì)要求。另外，在低倍試樣上近表面、1∕2半徑處及心部鉆取屑樣分析得到卷筒軸化學(xué)成分，如表1所示。其材料成分符合GB∕T699中35鋼要求。

表1 卷筒軸化學(xué)成分w%Tab.1 Chemical Composition of Drum Shaft

2.3 加工過程分析

加工工藝過程造成的加工缺陷是影響結(jié)構(gòu)性能的一大關(guān)鍵因素，直接影響結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和穩(wěn)定性。加工制造過程分析結(jié)構(gòu)失效分析提供有力依據(jù)。失效卷筒軸及卷筒制造加工技術(shù)要求如下：

（a）制造和驗(yàn)收按DHQ.JS001《卷筒組制造、驗(yàn)收技術(shù)條件》[4]執(zhí)行；

（b）環(huán)向和縱向焊縫應(yīng)進(jìn)行100%UT檢驗(yàn)，環(huán)向?qū)雍缚p質(zhì)量達(dá)到GB∕T11345 中的BⅠ級(jí)，縱向?qū)雍缚p質(zhì)量達(dá)到GB∕T11345[5]中的BⅡ級(jí)；

（c）焊接48h后，對短軸與端板焊縫進(jìn)行100%MT探傷檢驗(yàn)。要求磁粉探傷達(dá)到《無損檢測焊縫磁粉檢測》（JB∕T6061-2007）[6]中的2級(jí)；

（d）焊后進(jìn)行整體退火處理。

由零件加工過程可知，失效卷筒軸及卷筒的焊接結(jié)構(gòu)在出廠前經(jīng)過了良好的超聲檢測和磁粉檢測，無初始宏觀裂紋和焊接缺陷，且整體退火處理改善或消除了卷筒結(jié)構(gòu)的組織缺陷和殘余應(yīng)力，結(jié)構(gòu)符合設(shè)計(jì)和使用要求。因此，進(jìn)行卷筒軸失效分析時(shí)，可忽略材料性能、焊接等加工工藝對卷筒結(jié)構(gòu)應(yīng)力應(yīng)變的影響，即卷筒作為焊接成型的單個(gè)零件，且無焊接殘余應(yīng)力。

綜上可得，在該起卷筒軸斷裂失效事故中，卷筒軸結(jié)構(gòu)硬度、材料組織良好，失效結(jié)構(gòu)局部有明顯應(yīng)力集中現(xiàn)象，且斷裂前受較大扭轉(zhuǎn)力作用，屬于高名義應(yīng)力的旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞斷裂。因此，為進(jìn)一步分析該起卷筒軸失效事故，必須對卷筒軸的動(dòng)態(tài)載荷進(jìn)行分析，得到其疲勞斷裂的根本原因。

3 卷筒動(dòng)態(tài)載荷計(jì)算

3.1 卷筒動(dòng)態(tài)載荷的仿真計(jì)算

已知鑄造橋式起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)布置及卷筒組結(jié)構(gòu)，如圖5所示。圖8中兩電機(jī)（6、7）與減速器通過聯(lián)軸器連接，兩減速器（1、2）輸出軸與卷筒直接相連，兩卷筒（3、4）輸出軸通過中間聯(lián)軸器（5）連接。

圖5 起升機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)布置圖Fig.5 Structural Layout of Lifting Mechanism

分析可知，卷筒受到減速器輸出力矩、鋼絲繩拉力、卷筒軸外力矩等外載作用，同時(shí)受到卷筒組自身重力和軸承座的支承作用?？紤]實(shí)際工作的生產(chǎn)環(huán)境惡劣，結(jié)構(gòu)受力和變形變得更加復(fù)雜，完全的實(shí)驗(yàn)測試幾乎不可能實(shí)現(xiàn)。因此，本節(jié)采用論文[7]的方法，建立的動(dòng)力學(xué)分析模型，如圖6所示。并計(jì)算得到卷筒的較為完整的動(dòng)態(tài)載荷。

圖6 起升機(jī)構(gòu)垂直平動(dòng)-扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型Fig.6 Vertical Translational Torsional Dynamic Model of Lifting Mechanism

選取常用工況：吊重先以空載狀態(tài)將吊鉤下降15m，后將10t吊重以穩(wěn)定4檔起升速度從地面起吊至15m，吊重懸掛半空。仿真得到一個(gè)工作循環(huán)下，吊鉤上升時(shí)鋼絲繩拉力及卷筒軸受力，如圖7所示。

圖7 一個(gè)工作循環(huán)下的卷筒動(dòng)載Fig.7 Dynamic Load of Drum Under One Working Cycle

分析可知，起升機(jī)構(gòu)在啟動(dòng)、調(diào)速、制動(dòng)過程中，卷筒軸受到反向沖擊、周期性振動(dòng)和制動(dòng)后跳變的動(dòng)態(tài)載荷，鋼絲繩的拉力也出現(xiàn)了超調(diào)、周期性振動(dòng)的動(dòng)態(tài)變化，這將使得卷筒和卷筒軸長期處于交變應(yīng)力的作用，加快結(jié)構(gòu)失效破壞。

3.2 鋼絲繩與卷筒的纏繞作用

考慮卷筒體與鋼絲繩的作用機(jī)制，默認(rèn)卷筒體上不同圈鋼絲繩的拉力滿足歐拉公式。即，卷繞在卷筒上鋼絲繩的拉力與懸掛鋼絲繩不同，第n圈鋼絲繩的拉力Tn從繞出端開始成指數(shù)形式衰減，關(guān)系式［8］：

式中：μ—卷筒與鋼絲繩之間的摩擦系數(shù)，在鋼絲繩充分潤滑的條件下，μ=(0.1～0.18)；

Tmax—鋼絲繩繞出端的拉力；

a—卷筒上鋼絲繩的卷繞圈數(shù)，n=0，1，2，…，13。

不考慮鋼絲繩粘彈性及其與卷筒表面的相對滑動(dòng)，將卷筒在第n圈鋼絲繩的環(huán)形圈受到鋼絲繩的拉力和緊箍力簡化成垂直卷筒外表面的均布正壓力pn、經(jīng)過軸心豎直向下均布載荷Fn和與卷筒轉(zhuǎn)向相反的扭矩Mn。

隨著鋼絲繩的卷入、繞出和繞出端拉力的變化，pn、Fn、Mn的作用位置和大小均呈動(dòng)態(tài)變化。鋼絲繩對卷筒表面的均布正壓力pn與拉力有關(guān)，不同圈上鋼絲繩拉力不同，則作用在卷筒上的擠壓力也將不同。假設(shè)卷筒同一圈受均布?jí)毫?，由于圓環(huán)形狀對稱，沿卷筒軸向取寬為鋼絲繩槽節(jié)距t的環(huán)形分離體，對其一半結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，如圖8所示。

圖8 卷筒受鋼絲繩緊箍作用Fig.8 The Force Produced by the Wire Rope

沿卷筒表面各分離單元體上載荷在橫截面垂直軸向的投影之和與鋼絲繩繩圈的張力Tn平衡［45］。即：

式中：D—卷筒外直徑，D=1421mm；

t—鋼絲繩槽距，t=32mm。

卷筒外圓周受均布載荷F0、F1、…、Fn的分布情況，如圖9所示。Fn始終豎直向下作用于卷筒外圈第n圈槽環(huán)位置，計(jì)算如下式（6）。

圖9 卷筒外圓周受均布?jí)毫d荷作用Fig.9 Uniform Pressure Load on Outer Circumference of Drum

扭矩Mn作用于卷筒外圈第n圈槽環(huán)外表面，其計(jì)算如下：

4 卷筒軸動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算

為進(jìn)一步解釋該鑄造起升機(jī)構(gòu)卷筒軸斷裂失效，結(jié)合前述起升機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析模型及動(dòng)載計(jì)算結(jié)果，對卷筒軸使用過程中的動(dòng)強(qiáng)度進(jìn)行分析和計(jì)算。

4.1 卷筒有限元建模

4.1.1 載荷邊界

根據(jù)實(shí)際運(yùn)行情況，假設(shè)卷筒組左端輸入軸孔處固定，軸承對卷筒組僅起支撐作用。此時(shí)，卷筒受到鋼絲繩對卷筒的作用力、卷筒重力和右端卷筒軸受到聯(lián)軸器傳來的扭矩和壓力。

4.1.2 卷筒有限元建模

失效卷筒基本尺寸參數(shù)為：鋼絲繩直徑d=28mm，繩槽節(jié)距t=32mm，卷筒總長1306mm，卷筒直徑1421mm。有限元建模時(shí)，卷筒的卷筒體、支撐板和堵頭板材料均采用Q235B，卷筒軸材料為35#鋼，兩種材料的性能，如表2所示。忽略焊接材料對卷筒整體性能的影響。

表2 卷筒材料及其性能Tab.2 Drum Material and its Performance

將同材料的卷筒體、支撐板和堵頭板視為整體，對卷筒采用實(shí)體單元進(jìn)行三維建模，如圖10（a）所示。為仿真卷筒軸與卷筒體的連接，在建模時(shí)創(chuàng)建剛體連接，即兩結(jié)構(gòu)在連接面無相對滑移。另外，為得到卷筒軸更準(zhǔn)確的應(yīng)力應(yīng)變，同時(shí)也能有較快的運(yùn)算速度，網(wǎng)格劃分時(shí)，將卷筒軸及其連接部分進(jìn)行了單元加密處理，如圖10（b）所示。

圖10 卷筒實(shí)體模型及有限元模型Fig.10 Drum Solid Model and Finite Element Model of Drum

4.2 卷筒有限元仿真結(jié)果分析

對卷筒模型加載前述分析得到的載荷，如表3所示。有限元分析求解后，得到卷筒的應(yīng)力、應(yīng)變結(jié)果，如圖11所示。

表3 卷筒組受外載情況Tab.3 Load of Drum

圖11 卷筒應(yīng)力、應(yīng)變云圖Fig.11 Stress and Strain Nephogram of Drum

從卷筒應(yīng)力、應(yīng)變云圖中得出，卷筒軸中軸承支撐面的過渡圓角處產(chǎn)生了很大的應(yīng)力集中，最大應(yīng)力值和應(yīng)變值分別為157.55MPa和743μm，屬于卷筒結(jié)構(gòu)薄弱點(diǎn)。由前述分析，將過渡圓角增大至4mm，分析得到卷筒應(yīng)力、應(yīng)變，如圖12所示。與圖11（a）、圖11（b）對比可知，增大軸承支撐面過渡圓角，該處最大應(yīng)力值和應(yīng)變值分別減小至102.12MPa和480μm，應(yīng)力集中現(xiàn)象明顯減弱。但是，該處應(yīng)力集中仍然存在，且數(shù)值明顯大于設(shè)計(jì)要求。由此可得，由于受到載荷較大，單純修改結(jié)構(gòu)尺寸，可以延緩失效事故的發(fā)生，但無法完全避免卷筒軸斷裂失效的再次發(fā)生。因此，為避免卷筒軸在過渡圓角處發(fā)生斷裂失效，必須從系統(tǒng)的角度優(yōu)化起升機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，改善傳動(dòng)鏈作用在卷筒上的動(dòng)態(tài)載荷情況。

圖12 卷筒圓角半徑增大后應(yīng)力、應(yīng)變云圖Fig.12 Stress and Strain Nephogram of Drum After Radius Increased

5 卷筒軸疲勞壽命計(jì)算

由上可得，卷筒軸受到拉力、剪切力和扭矩綜合作用時(shí)，裂紋將在應(yīng)力集中的點(diǎn)生成，并在循環(huán)工作載荷作用下擴(kuò)展，最終導(dǎo)致軸強(qiáng)度不足而發(fā)生斷裂失效，本節(jié)進(jìn)行動(dòng)態(tài)載荷作用下卷筒軸疲勞壽命的計(jì)算。

5.1 卷筒軸S-N曲線

由于實(shí)驗(yàn)條件和測量方式限制，通過實(shí)驗(yàn)測得斷裂失效卷筒軸結(jié)構(gòu)的真實(shí)S-N曲線幾乎是難以實(shí)現(xiàn)的。因此，應(yīng)用卷筒軸35#鋼材的S-N曲線和相關(guān)參數(shù)校核方法，理論計(jì)算得到卷筒組失效結(jié)構(gòu)的S-N曲線。查閱《機(jī)械工程材料性能手冊》[9]得到35#鋼的S-N曲線斜線雙對數(shù)坐標(biāo)下的表達(dá)式為：

式中：p—存活率，表示承受應(yīng)力值S的疲勞實(shí)驗(yàn)，材料不被破壞的概率；ap、bp—在存活率p下S-N曲線函數(shù)系數(shù)；Np—在應(yīng)力值S的疲勞實(shí)驗(yàn)中，材料失效破壞承受載荷循環(huán)的次數(shù)。

對該起卷筒軸斷裂失效，選取可靠度p=50%，系數(shù)ap、bp分別為48.2422、-17.0731。至此，可確定35#鋼的S-N曲線方程為：

純林中針葉樹種和闊葉樹種的碳儲(chǔ)量構(gòu)成：針葉樹碳儲(chǔ)量2649289 t，闊葉樹碳儲(chǔ)量494519 t。針葉樹碳儲(chǔ)量是闊葉樹碳儲(chǔ)量的5.36倍。針葉樹種平均碳密度39.96 t·hm-2，闊葉樹種平均碳密度37.30 t·hm-2。詳見表3。

考慮卷筒軸結(jié)構(gòu)與標(biāo)準(zhǔn)疲勞實(shí)驗(yàn)試樣的差異，對材料S-N曲線的修正包括疲勞缺口系數(shù)Kf、尺寸影響系數(shù)α、表面加工系數(shù)β和分散系數(shù)Ksn四種。Kf為疲勞試驗(yàn)中光滑試件和缺口試件的比值，可用式（10）[10]計(jì)算。

式中：Kt—零件的應(yīng)力集中系數(shù)，對35#鋼取1.6。

尺寸影響系數(shù)α和表面加工系數(shù)β分別表示零件尺寸和表面加工工藝對零件疲勞極限的影響。α可由式（11）計(jì)算得到，β選取0.8。

式中：d—卷筒軸直徑，d=220mm。

分散系數(shù)Ksn用于表示零件材料由于加工誤差產(chǎn)生的影響。對鍛造件，N≤104時(shí)，Ksn=Ks1=1.1；N≥104時(shí)，Ksn=Ks1=1.4。

考慮疲勞缺口系數(shù)Kf、尺寸影響系數(shù)α、表面加工系數(shù)β的影響，當(dāng)N=107時(shí)，將對應(yīng)疲勞強(qiáng)度S除以系數(shù)KsD，KsD由式（12）計(jì)算得到。另外，考慮分散系數(shù)Ksn的影響，當(dāng)N=104時(shí)，將對應(yīng)疲勞強(qiáng)度S除以Ks1；當(dāng)N=105時(shí)，將對應(yīng)疲勞強(qiáng)度S除以Ks2。

經(jīng)典S-N曲線中，低于疲勞極限（N＞107）的應(yīng)力循環(huán)不對結(jié)構(gòu)產(chǎn)生影響。但眾多實(shí)驗(yàn)表明，低于疲勞極限的應(yīng)力作用也能產(chǎn)生疲勞破壞。由前述分析可知，卷筒軸在工作過程中承受較多高頻低幅的載荷循環(huán)作用。因此，考慮全范圍應(yīng)力循環(huán)造成的結(jié)構(gòu)損傷。當(dāng)N＞107時(shí)，雙對數(shù)坐標(biāo)下零件S-N曲線斜率為103≤N≤107段曲線斜率0.25[47]。

最終，擬合得到35#鋼材料及卷筒軸S-N曲線，如圖13所示。

圖13 35#鋼材料和卷筒軸的S-N曲線Fig.13 S-N Curve of 35# Steel and Drum Shaft

5.2 動(dòng)載作用下的循環(huán)應(yīng)力計(jì)算

由于現(xiàn)場環(huán)境復(fù)雜，且卷筒軸應(yīng)力集中點(diǎn)與軸承座緊密配合，難以進(jìn)行該處的應(yīng)力測試。以前述扭矩仿真數(shù)值作為邊界條件，通過靜力學(xué)有限元分析，可得到節(jié)前文中不同動(dòng)態(tài)載荷幅值或均值作用下軸承支撐面過渡圓角處的應(yīng)力。將前述圖的動(dòng)態(tài)載荷主要分成4個(gè)幅值，且各幅值持續(xù)時(shí)間不同。一般的，結(jié)構(gòu)S-N 曲線描述的是對稱循環(huán)載荷（平均值為0）作用下的結(jié)構(gòu)疲勞。而對由前述卷筒軸受力分析可知，它受到的循環(huán)應(yīng)力平均值并不恒為0。因此，采用Goodman 直線對卷筒軸應(yīng)力進(jìn)行修正，其計(jì)算公式為：

式中：Se—修正后的疲勞應(yīng)力值；Sa—計(jì)算得到應(yīng)力幅值；Sm—計(jì)算得到非零應(yīng)力平均值；Su—材料強(qiáng)度極限，Su≈500MPa。

至此，得到卷筒軸過渡圓角處最大應(yīng)力點(diǎn)處仿真應(yīng)力值及其修正值，如表4所示。

表4 單次工作循環(huán)卷筒軸最大應(yīng)力值計(jì)算Tab.4 Stress of Drum Shaft in Single Working Cycle

5.3 卷筒軸疲勞壽命計(jì)算

根據(jù)線性累計(jì)損傷理論—Miner[11]準(zhǔn)則，假設(shè)多級(jí)應(yīng)力水平對結(jié)構(gòu)損傷是永久性的，可線性疊加。假設(shè)應(yīng)力幅值Si的ni個(gè)循環(huán)載荷作用下，消耗了結(jié)構(gòu)疲勞壽命的niNi（Ni為結(jié)構(gòu)對應(yīng)應(yīng)力幅Si的疲勞壽命），則在單次工作循環(huán)中m個(gè)不同應(yīng)力幅值對結(jié)構(gòu)造成總損傷D為：

對起重機(jī)來說，可認(rèn)為結(jié)構(gòu)承受了多次一樣的工作循環(huán)產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)損傷。當(dāng)工作循環(huán)次數(shù)達(dá)到一定數(shù)值，使得結(jié)構(gòu)損傷達(dá)到結(jié)構(gòu)疲勞破壞臨界值Df，則認(rèn)為結(jié)構(gòu)失效。研究表明[12]，取Df＜1的某個(gè)常數(shù)時(shí)，其壽命估算結(jié)果更加安全可靠。因此，這里選取Df=0.7，即當(dāng)多次工作循環(huán)后D≥0.7，則視為結(jié)構(gòu)發(fā)生破壞。

結(jié)合表4中單次工作循環(huán)最大節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力值，計(jì)算得到單次工作循環(huán)對結(jié)構(gòu)造成的損傷為：

對該50t鑄造用事故橋式起重機(jī)，它在鋼廠生產(chǎn)線上用于吊起加熱后的鋼包，工作較為繁忙。據(jù)統(tǒng)計(jì)，該起重機(jī)搬運(yùn)20t鋼包一天平均完成（50～60）個(gè)工作循環(huán)，安裝后全年無休。因此，按工作4年，一年360天，計(jì)算得到該起重機(jī)工作總循環(huán)次數(shù)為：

則計(jì)算得到該種工況下起重機(jī)最大應(yīng)力點(diǎn)的疲勞壽命為：

由此可知，由于應(yīng)力集中和周期性動(dòng)載的作用，在起重機(jī)投入使用不到半年的時(shí)間，卷筒軸表面就會(huì)開始出現(xiàn)局部的疲勞失效，萌生斷裂失效裂紋。在載荷的持續(xù)作用下，裂紋一旦生成，就會(huì)不斷擴(kuò)展，直至卷筒軸完全斷裂。

6 結(jié)論

（1）該起卷筒軸斷裂失效事故中，卷筒軸結(jié)構(gòu)硬度、材料組織良好，失效結(jié)構(gòu)局部有明顯應(yīng)力集中現(xiàn)象，且斷裂前受較大扭轉(zhuǎn)力作用，屬于高名義應(yīng)力的旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞斷裂；

（2）起升機(jī)構(gòu)傳動(dòng)鏈中各結(jié)構(gòu)件相互作用下，鋼絲繩及卷筒軸受到的載荷呈現(xiàn)反向沖擊、周期性振動(dòng)和制動(dòng)后跳變的變化，也是造成該起卷筒軸的疲勞斷裂失效重要原因；

（3）動(dòng)載作用下，卷筒軸中軸承支撐面的過渡圓角處產(chǎn)生了很大的應(yīng)力集中，增大圓角半徑可以減小應(yīng)力值；

（4）由于應(yīng)力集中和周期性動(dòng)載的作用，投入使用不到半年的時(shí)間，卷筒軸表面就會(huì)萌生斷裂失效裂紋，并在載荷的持續(xù)作用下不斷擴(kuò)展，最終出現(xiàn)卷筒軸完全斷裂。