铁路起重机车轴疲劳断裂原因分析
上海铁路局工程总公司 夏建新
摘要：就一起铁路起重机车轴断裂事故，从车轴材质、车轴承重和轴颈过渡圆弧尺寸三个方面分析了其原因，并提出了改进措施。
叙词：铁路起重机 车轴 疲劳断裂 分析
两年前，我公司一台改进型 DQ16－2铁路起重机的后车轴运行中突然断裂（位于左轴颈后肩齐轴瓦座颈处），经事故分析和检测机构提供的车轴失效分析报都明确指出：车轴属于典型的韧性疲劳断裂。本文就车轴疲劳断裂的原因作进一步探讨。
1 车轴疲劳断裂原因分析
1.1 车轴材质欠佳， 使疲劳极限下降经对断轴作金相试样（纵向）显微观察，发现材料中有较多集聚的硫化物，按国家标准评定，达到2．5级以上（标准规定，车轴钢的非金属夹杂物不得超过3级），尤其在断口处夹杂物更多。基体组织为铁素体十珠光体，’呈带状分布，带状铁素体达3级，在一些铁素体条带中还纵贯着变形的硫化物。而横截面上布氏硬度只有 154－ 169HBS，比标准要求低。显然，断口处夹杂较多的硫化物，必然降低了车轴的机械性能和使用性能，特别是它的塑性和冲击韧性，而且当基体组织包围着硫化物并呈带状分布后，使钢的横向机械性能明显低于纵向，有的甚至可能降低4O％以上，同时还能降低它的疲劳强度，起着缺口和应力集中作用，引起疲劳裂纹，使裂纹首先在车轴外圆表面萌发，逐步向内扩展成横向裂纹，导致车轴过早疲劳损坏。
车轴材料为 GB5068—— 1985规定的车轴钢，它的抗拉强度标准值应是δb ＝549－569MPa，但由于上述冶金缺陷和偏低的硬度，使断口处的抗拉强度只能达到35号优质碳素钢强度标准的下限，即δb ＝500 Mpa左右。因此，它的疲劳极限也只能达到δ-1＝0.44b＝220MPa，比它应达到标准的疲劳极限。Δ-1＝ 242－ 250 Mpa要低 11％左右。由此可见，车轴的疲劳强度降低了很多。
1．2 后车轴承重偏大，使断口处应力增大起重机改装后总重31．82 t，经称量，后车轴承重达22．6 t，占总重的 71％，超过了铁路货车 D型轴的承重（Zit），虽然起重机后车轴轴径比D 型标准轴的轴径大10mm，但受力点至轴颈后肩的距离由125一增加到了140mm.在正常运行时，轴颈后肩处的弯曲应力为。＿＝ 56.13 Mpa，没有超过铁路货车D 型轴在相同位置所受
Mpa）。但在吊臂离开搁架（支腿没支前）时，可能使后车轴负重增的弯曲应力（δmax ＝57．96
加。经计算，后车轴负重增加0．5t，就会使此处的最大弯曲应力达到。。＝58．2 Mpa，超过
了铁路货车D 型轴在相同位置所受的弯曲应力，增大的应力会对裂纹的形成和扩展起促进作用。
1．3 轴颈后肩过渡圆弧半径偏小，使工作安全系数小于许用安全系数车轴轴颈处主要受交变弯曲应力的作用，其疲劳强度不仅与应力和材料有关，还受到轴的几何形状、尺寸大小、表面加工质量等因素的影响。因此，在对称循环疲劳强度计算中，需要用有效应力集中系数、尺寸系数和表面加工系数等来修正其疲劳极限。而轴颈后肩处的有效应力集中系数主要和轴径尺寸，特别是过渡圆弧的大小有关。通常货车车轴装有滚动轴承处的过渡圆弧半径规定为r＝20－，但此
轴只有r＝6m，有效应力集中系数因此而增大，工作安全系数则减小，甚至小于许用安全系数。下面我们通过计算，比较2种过渡圆弧尺寸对疲劳强度的影响。
2.疲劳强度计算
起重机后车轴如图1所示。车轴轴颈后肩处的持久极限属于弯曲变形下对称循环的持久极限，而在对称循环下构件的疲劳强度计算中，常常采用安全系数表示强度条件，即车轴的工作安全系数必须大于或至少等于规定的安全系数。因此，计算疲劳强度条件的公式为：
n σ=(εσ·β·σ-1)/（Kσ·σmax ）
式中n σ——车轴的工作安全系数
n—设计规定的安全系数，n＝1．5
σ-1——车轴的持久极限（疲劳极限），
σ-1＝220 Mpa
σmax ——轴颈后肩处所受的最大弯曲应．
K σ——有效应力集中系数
εσ——尺寸系数
β---表面加工系数
2．1在A·A截面上的最大弯曲应力δmax 。
δmax ＝ M/ W＝ 56.13 Mpa
式中 M——A．A截面的弯矩
M＝PL＝108 x 0．14。15．12 kNm
P——轴颈处所受载荷
L——受力点至轴颈后肩的距离
W---A－A截面的抗弯截面模量
W=πd3/32＝269．4×10-6 m3
2．2 过渡圆弧半径为r＝6一时的疲劳强度条件
根据轴的尺寸，D/d＝170/140＝1．21，r/d＝6A40＝0.043，查图得有效应力集中系数见一
1．97，查表得尺寸系数δ＝ 0．68。因是磨削加工，查表得表面加工系数β=1。
将上述数据代人式（l），则：
n δ=（0．68 × 1× 220）/（ 1．97× 56． 13）＝ 1．353＜ 1．5
故没能满足疲劳强度的条件。
2.3 过渡圆弧半径为r＝20nunat的疲劳强度条件
根据轴的尺寸，D／d＝1．21，r／d＝20／140＝0．143，查图得见一1．42。系数。。和产同前。代人式（l），则：
n δ=（ 0．68×1×220)/（ 1.42× 56.13）＝ 1.877＞ 1． 5
放满足疲劳强度的条件。
3 结论和改进措施
综上所述，车轴材质欠佳，使轴的机械性能，特别是横向疲劳极限下降；后车轴承重偏大和轴颈后肩过渡圆弧偏小，使弯曲应力相对增大，并增加了应力集中倾向，从而导致铁路起重机的后车轴仅行驶了近2万km 就发生了断裂。为解决这个问题，可采取以下措施：
（l）将轴径由 140一加大至 led一，使 A－A截面的最大弯曲应力减小为37．6 Mpa，工作安全系数可达到2．8。
（2）在起重机后部增加一根车轴，虽然增加了一些重量，但可使A－A截面的最大弯曲应力减小到32 Mpa以下，工作安全系数可达到2．37。
（3）控制车轴材料和热加工质量，使其疲劳极限达到。Δ-1＝245 Mpa 左右，工作安全系数则可达到1．507左右。
（4）加大轴颈后肩过渡圆弧半径的尺寸，如上述计算可知能满足疲劳强度的条件。
（5）即使车轴设计满足疲劳强度的条件，但铁路起重机工况复杂，牵引吨位、爬坡度、紧急制动
等因素仍有可能使车轴产生裂纹，因此，应对车轴定期进行超声波探伤检查，防患于未然。
铁路起重机车轴疲劳断裂原因分析
上海铁路局工程总公司 夏建新
摘要：就一起铁路起重机车轴断裂事故，从车轴材质、车轴承重和轴颈过渡圆弧尺寸三个方面分析了其原因，并提出了改进措施。
叙词：铁路起重机 车轴 疲劳断裂 分析
两年前，我公司一台改进型 DQ16－2铁路起重机的后车轴运行中突然断裂（位于左轴颈后肩齐轴瓦座颈处），经事故分析和检测机构提供的车轴失效分析报都明确指出：车轴属于典型的韧性疲劳断裂。本文就车轴疲劳断裂的原因作进一步探讨。
1 车轴疲劳断裂原因分析
1.1 车轴材质欠佳， 使疲劳极限下降经对断轴作金相试样（纵向）显微观察，发现材料中有较多集聚的硫化物，按国家标准评定，达到2．5级以上（标准规定，车轴钢的非金属夹杂物不得超过3级），尤其在断口处夹杂物更多。基体组织为铁素体十珠光体，’呈带状分布，带状铁素体达3级，在一些铁素体条带中还纵贯着变形的硫化物。而横截面上布氏硬度只有 154－ 169HBS，比标准要求低。显然，断口处夹杂较多的硫化物，必然降低了车轴的机械性能和使用性能，特别是它的塑性和冲击韧性，而且当基体组织包围着硫化物并呈带状分布后，使钢的横向机械性能明显低于纵向，有的甚至可能降低4O％以上，同时还能降低它的疲劳强度，起着缺口和应力集中作用，引起疲劳裂纹，使裂纹首先在车轴外圆表面萌发，逐步向内扩展成横向裂纹，导致车轴过早疲劳损坏。
车轴材料为 GB5068—— 1985规定的车轴钢，它的抗拉强度标准值应是δb ＝549－569MPa，但由于上述冶金缺陷和偏低的硬度，使断口处的抗拉强度只能达到35号优质碳素钢强度标准的下限，即δb ＝500 Mpa左右。因此，它的疲劳极限也只能达到δ-1＝0.44b＝220MPa，比它应达到标准的疲劳极限。Δ-1＝ 242－ 250 Mpa要低 11％左右。由此可见，车轴的疲劳强度降低了很多。
1．2 后车轴承重偏大，使断口处应力增大起重机改装后总重31．82 t，经称量，后车轴承重达22．6 t，占总重的 71％，超过了铁路货车 D型轴的承重（Zit），虽然起重机后车轴轴径比D 型标准轴的轴径大10mm，但受力点至轴颈后肩的距离由125一增加到了140mm.在正常运行时，轴颈后肩处的弯曲应力为。＿＝ 56.13 Mpa，没有超过铁路货车D 型轴在相同位置所受
Mpa）。但在吊臂离开搁架（支腿没支前）时，可能使后车轴负重增的弯曲应力（δmax ＝57．96
加。经计算，后车轴负重增加0．5t，就会使此处的最大弯曲应力达到。。＝58．2 Mpa，超过
了铁路货车D 型轴在相同位置所受的弯曲应力，增大的应力会对裂纹的形成和扩展起促进作用。
1．3 轴颈后肩过渡圆弧半径偏小，使工作安全系数小于许用安全系数车轴轴颈处主要受交变弯曲应力的作用，其疲劳强度不仅与应力和材料有关，还受到轴的几何形状、尺寸大小、表面加工质量等因素的影响。因此，在对称循环疲劳强度计算中，需要用有效应力集中系数、尺寸系数和表面加工系数等来修正其疲劳极限。而轴颈后肩处的有效应力集中系数主要和轴径尺寸，特别是过渡圆弧的大小有关。通常货车车轴装有滚动轴承处的过渡圆弧半径规定为r＝20－，但此
轴只有r＝6m，有效应力集中系数因此而增大，工作安全系数则减小，甚至小于许用安全系数。下面我们通过计算，比较2种过渡圆弧尺寸对疲劳强度的影响。
2.疲劳强度计算
起重机后车轴如图1所示。车轴轴颈后肩处的持久极限属于弯曲变形下对称循环的持久极限，而在对称循环下构件的疲劳强度计算中，常常采用安全系数表示强度条件，即车轴的工作安全系数必须大于或至少等于规定的安全系数。因此，计算疲劳强度条件的公式为：
n σ=(εσ·β·σ-1)/（Kσ·σmax ）
式中n σ——车轴的工作安全系数
n—设计规定的安全系数，n＝1．5
σ-1——车轴的持久极限（疲劳极限），
σ-1＝220 Mpa
σmax ——轴颈后肩处所受的最大弯曲应．
K σ——有效应力集中系数
εσ——尺寸系数
β---表面加工系数
2．1在A·A截面上的最大弯曲应力δmax 。
δmax ＝ M/ W＝ 56.13 Mpa
式中 M——A．A截面的弯矩
M＝PL＝108 x 0．14。15．12 kNm
P——轴颈处所受载荷
L——受力点至轴颈后肩的距离
W---A－A截面的抗弯截面模量
W=πd3/32＝269．4×10-6 m3
2．2 过渡圆弧半径为r＝6一时的疲劳强度条件
根据轴的尺寸，D/d＝170/140＝1．21，r/d＝6A40＝0.043，查图得有效应力集中系数见一
1．97，查表得尺寸系数δ＝ 0．68。因是磨削加工，查表得表面加工系数β=1。
将上述数据代人式（l），则：
n δ=（0．68 × 1× 220）/（ 1．97× 56． 13）＝ 1．353＜ 1．5
故没能满足疲劳强度的条件。
2.3 过渡圆弧半径为r＝20nunat的疲劳强度条件
根据轴的尺寸，D／d＝1．21，r／d＝20／140＝0．143，查图得见一1．42。系数。。和产同前。代人式（l），则：
n δ=（ 0．68×1×220)/（ 1.42× 56.13）＝ 1.877＞ 1． 5
放满足疲劳强度的条件。
3 结论和改进措施
综上所述，车轴材质欠佳，使轴的机械性能，特别是横向疲劳极限下降；后车轴承重偏大和轴颈后肩过渡圆弧偏小，使弯曲应力相对增大，并增加了应力集中倾向，从而导致铁路起重机的后车轴仅行驶了近2万km 就发生了断裂。为解决这个问题，可采取以下措施：
（l）将轴径由 140一加大至 led一，使 A－A截面的最大弯曲应力减小为37．6 Mpa，工作安全系数可达到2．8。
（2）在起重机后部增加一根车轴，虽然增加了一些重量，但可使A－A截面的最大弯曲应力减小到32 Mpa以下，工作安全系数可达到2．37。
（3）控制车轴材料和热加工质量，使其疲劳极限达到。Δ-1＝245 Mpa 左右，工作安全系数则可达到1．507左右。
（4）加大轴颈后肩过渡圆弧半径的尺寸，如上述计算可知能满足疲劳强度的条件。
（5）即使车轴设计满足疲劳强度的条件，但铁路起重机工况复杂，牵引吨位、爬坡度、紧急制动
等因素仍有可能使车轴产生裂纹，因此，应对车轴定期进行超声波探伤检查，防患于未然。