尹 冰

三一集團有限公司 長沙 410100

摘 要：通過吊具試驗臺進行疲勞試驗，研究吊具旋鎖的疲勞壽命。建立有限元模型計算旋鎖應力，再根據S-N疲勞曲線估算旋鎖的理論壽命。建立一套準確可靠的疲勞評估模型，根據該壽命評估模型，優化設計旋鎖結構，提高旋鎖的使用壽命。

關鍵詞：集裝箱吊具；旋鎖；疲勞試驗；疲勞壽命；優化設計

中圖分類號：U653.929.+1 文獻標識碼：A 文章編號：1001-0785（2020）19-0076-05

0 引言

旋鎖裝置是集裝箱吊具的關鍵結構，其疲勞壽命直接關系到設備的安全使用。集裝箱堆場經常出現吊具旋鎖斷裂導致集裝箱跌落的安全故障，造成巨大的經濟損失及安全事故。因此，準確的評估旋鎖的疲勞壽命，優化結構設計，提高旋鎖使用壽命，是事關集裝箱設備使用安全的關鍵課題。為了保證設備安全，生產廠家往往要求客戶在使用3 000 ～ 5 000 h 更換旋鎖，但并無理論依據，過早更換造成配件浪費，過遲更換則有安全隱患。

為了準確評估結構的疲勞可靠性吊車出租，通過建立疲勞試驗臺對實物進行1:1 的疲勞試驗，對試驗結果進行統計分析。通過建立有限元模型計算旋鎖應力，再根據S-N疲勞曲線估算旋鎖的理論壽命。將疲勞試驗與理論計算結果結合，總結一套方便可靠的壽命評估方法，應用于旋鎖的優化設計，并為準確地評估旋鎖的更換周期提供依據。

1 旋鎖的結構說明

吊具旋鎖由旋鎖桿件和旋鎖螺母組成。旋鎖桿件為整體鍛件，其底部鎖鉤與集裝箱孔接觸，承受集裝箱的重力，頂部為M36 普通螺紋，螺母底部受吊具支撐。結構如圖1 所示。

(a) 整體裝配模型

(b) 旋鎖螺桿模型

圖1 集裝箱吊具旋鎖結構

2 疲勞試驗

2.1 試件材料

旋鎖材料為42CrMo，調質處理，抗拉強度1 080MPa，屈服強度930 MPa。 材料的疲勞特性S-N 曲線缺乏試驗數據時，可通過經驗公式進行擬合。根據相關文獻及長期實踐[2]，可根據材料的抗拉強度計算出N0=1×106 次的疲勞極限

式中：σ-1 為對稱循環應力疲勞極限，σb 為材料抗拉強度。

材料疲勞特性S-N 曲線的函數式為

式中：m 為材料常數，母材取m=5.3；r 為交變應力的應力比，對稱循環應力r = -1；σi 為有限壽命的疲勞極限應力；Ni 為應力作用的循環次數；C 為常數值。通過式（1）、式（2）能擬合出不同鋼材的S-N曲線，計算得出鋼材42CrMo 的疲勞極限為385 MPa，擬合其S-N 曲線如圖2 所示。

圖2 鋼材42CrMo 疲勞S-N 曲線

2.2 試驗載荷

為了縮短疲勞試驗周期，施加比實際疲勞工況大的載荷，再通過當量載荷等效計算將試驗次數轉換為實際疲勞工況的次數。基于材料疲勞S-N 曲線的不同載荷等效作用次數計算

式中：m 為材料常數，母材取m=5.3；F1 為試驗加載載荷；F2 為實際疲勞工況載荷；N1 為試驗次數；N2為等效疲勞工況次數。

根據統計結果，吊具下疲勞載荷為28 t，采用吊載35 t 做加速試驗，等效次數與試驗次數的關系為N2=3.05N1。吊具有四個旋鎖，吊載35 t 集裝箱試驗平均每個旋鎖的載荷為10.9 t。

2.3 試驗結果

根據集裝箱吊裝作業工況，建立了吊具疲勞試驗臺，如圖3 所示。疲勞試驗的一個工作循環為：從地面以250 mm/s 的速度起升35 t 載荷，離地0.5 m 高，停頓2 s，再以同樣的速度將載荷放到地面。每臺吊具裝4 根旋鎖，若其中一根斷裂，記錄其總試驗次數，更換新旋鎖后試驗，第二根斷裂旋鎖同樣記錄其總吊載次數。試驗累計斷裂了10 根旋鎖，數據如表1 所示。

圖3 吊具疲勞試驗臺

注：等四列的等效壽命按每小時吊載20 箱計算。

通過試驗結果列表可知，旋鎖的壽命范圍在22888 ～ 45 929 h，平均壽命為吊載28 t 載荷33 000 h。10 根旋鎖斷裂位置全部為退刀槽上方的第一圈螺紋，如圖4 所示。

圖4 疲勞試驗斷裂的旋鎖

3 有限元疲勞壽命計算

3.1 有限元模型

建立旋鎖螺桿及螺母的三維幾何模型，M36 螺紋均采用螺旋掃描切除的方法建立。有限元模型定義螺母螺紋與螺桿螺紋的接觸對，使螺桿的載荷通過接觸對傳遞到螺母上，約束螺母下底面，在螺桿鎖頭上表面施加載荷。模型整體網格2 mm，螺紋網格局部細化0.5 mm。集裝箱載荷35 t，由4 根旋鎖承受，考慮起升動載系數1.25，則每個旋鎖載荷為10.9 t。

(a) 局部放大

(b) 整體模型 (c) 網格劃分

圖5 旋鎖有限元模型

3.2 應力計算

通過計算，得出螺桿最高應力位于螺桿底部第一圈螺紋上，最大應力676 MPa。從應力圖中可知，螺紋應力變化非常大，第二圈應力507 MPa，第三圈驟降到272 MPa，可見螺紋的載荷主要集中在前兩圈。

(a) 整體應力圖

(b) 局部放大圖

圖6 旋鎖應力圖

3.3 理論壽命計算

旋鎖的材料為42CrMo，σb=1 080 MPa， 根據經驗將式（4）、式（5） 擬合， 母材疲勞極限σ-1=385MPa，根據《起重機設計規范》，疲勞極限考慮1.34 的安全系數，則計算疲勞極限為[σ-1]=287 MPa。對于吊具旋鎖，應力循環特性為脈動循環，r=0，開裂位置的應力特性為拉應力，應用Smith 公式計算疲勞極限為σ0=421 MPa。根據S-N 曲線，676 MPa 作用的計算壽命為1.6×105 次。按20 箱/h 轉換為28 t 疲勞載荷等效壽命為24 000 h。該計算值在疲勞試驗結果的壽命范圍中。

4 優化設計

4.1 改進方案

根據試驗與有限元結果二手吊車，得出旋鎖疲勞壽命最薄弱位置為第一圈螺紋處。為了改善螺紋牙上載荷分布不均程度，分別采用兩種方案進行結構優化。如圖7，方案一為懸置螺母集裝箱吊具鎖頭，將螺母底部一段切除形成臺階，通過墊板傳遞載荷到中部螺紋。方案二為環槽螺母，將螺母底部開環形槽，螺母底部承受的載荷被傳遞到螺紋中部螺紋。

(a) 優化方案1

(b) 優化方案2

圖7 旋鎖結構優化方案

4.2 理論計算

通過計算，得出螺桿的應力分布。從應力圖中看出集裝箱吊具鎖頭，兩種優化方案各圈螺紋的應力分布較均勻，方案1 第一圈最大應力485 MPa, 第二圈應力439 MPa。方案2 第一圈最大應力501 MPa，第二圈應力457 MPa。參考第3 節理論計算方法，得出疲勞壽命分布為47 017 h 和39587 h，較原結構提高了近2 倍。

圖8 旋鎖結構優化方案應力

4.3 試驗結果

綜合考慮制造成本和試驗成本，選取第二種方案進行試制及疲勞試驗。試驗過程中總共斷裂了6 根旋鎖，結果如表3 所示。

通過試驗結果列表看出，改進方案2 旋鎖的壽命范圍在43 182 ～ 65 613 h，平均壽命為吊載28 t 載荷52058 h。疲勞壽命較原結構提高近60%。

5 總結

1) 通過疲勞試驗表明，調質處理合格的42CrMO 旋鎖吊載35 t 集裝箱使用壽命不低于15 萬箱次，等效于吊載28 t 集裝箱45 萬箱次，常規港口可在20 000 h 更換旋鎖。

2) 旋鎖壽命薄弱點為第一圈螺紋處，通過懸置螺母與槽型螺母方案可將載荷傳遞到第二圈及以上，讓螺紋受力較為均勻，顯著改善螺紋應力集中情況，提高疲勞壽命。

3) 有限元法計算結構應力，再根據S-N 曲線名義應力法計算疲勞壽命，結果與實際測試較吻合，可通過該方法評估結構疲勞壽命，減少疲勞試驗花費昂貴的成本。

參考文獻

[1] GB/T3811—2008《起重機設計規范》釋義與應用[M]. 北京:中國標準出版社，2008.

[2] 周傳月，鄭紅霞，羅慧強. MSC.Fatigue 疲勞分析應用與實例[M]. 北京：科學出版社，2005.

[3] 成大先. 機械設計手冊（第一版）[M]. 北京：機械工業出版社.

[4] British Standard Institution.7608-1993 code of practice for Fatigue design and assessment of steel structures[S].

[5] prEN 13001-3-1Cranes - General Design - Part 3-1 Limit States and proofcompetence of steel structure[S].

[6] 馬少俊，胡本潤. 金屬材料疲勞極限估算的多參數經驗公式[J]. 機械強度, 2010，32（6）993-996.

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