帶式輸送機滾筒軸斷裂故障分析

□ 牛軍燕 □ 劉 杰 □ 唐永濤 □ 劉 全

1.河南交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院 鄭州 451400 2.河南職業(yè)技術(shù)學(xué)院 鄭州 450015 3.華電鄭州機械設(shè)計研究院有限公司 鄭州 450015

1 故障情況

某礦業(yè)有限公司選煤廠原煤倉可逆移動帶式輸送機有機頭機尾雙向卸料的功能,可沿軌道雙向運行,既能邊行駛邊卸料,又能定點卸料。配倉移動可逆帶式輸送機為室內(nèi)布置,能滿足連續(xù)運行的要求。機頭機尾各設(shè)驅(qū)動滾筒,由電氣控制滾筒的正反轉(zhuǎn),實現(xiàn)頭尾雙向卸料。帶式輸送機滾筒軸正反轉(zhuǎn)時承受對稱循環(huán)變應(yīng)力,在實際運行一段時間后,出現(xiàn)斷裂失效現(xiàn)象。斷裂發(fā)生在軸徑變化處,直接影響設(shè)備的正常安全運行。滾筒軸斷裂處宏觀樣貌如圖1所示。

圖1 滾筒軸斷裂處宏觀樣貌

斷裂發(fā)生在軸肩處,即滾筒軸直徑由125 mm至145 mm 的變化處。斷裂面整齊光滑,且與滾筒軸軸線垂直。根據(jù)長期實踐經(jīng)驗推斷,滾筒軸斷裂的原因大致有以下幾方面:① 滾筒軸軸徑設(shè)計過小,造成局部應(yīng)力過大;② 滾筒軸過渡倒角處理工藝不合理,導(dǎo)致應(yīng)力集中;③ 材料本身存在缺陷,熱處理工藝不到位,降低了材料性能;④ 過度振動或過載等[1]。

2 力學(xué)分析

在不同的工況下,對軸需要采用不同的校核方法[2]。進行軸的強度校核時,應(yīng)該根據(jù)軸的實際工況來選擇相應(yīng)的計算方法,并恰當(dāng)選取許用應(yīng)力。對于僅僅承受扭矩的軸,應(yīng)該按照扭轉(zhuǎn)強度條件來計算。對于僅僅承受彎矩的軸,應(yīng)該按照彎曲強度條件來計算。對于既承受彎矩又承受扭矩的軸,應(yīng)該按照彎扭合成強度條件來計算,必要時還應(yīng)該按照疲勞強度條件進行精確校核。驅(qū)動裝置采用單點浮動支承形式,即電動機、液力耦合器、減速機安裝在同一底座上,減速機末級齒輪軸套裝在傳動滾筒軸上,驅(qū)動裝置底座支承于單點支承上,單點支承在電動機的下方[3]。正常工作時,電動機通過減速機驅(qū)動,使?jié)L筒旋轉(zhuǎn),從而帶動輸送帶運行。由此可以判斷,滾筒軸懸臂端不僅承受扭矩,同時也承受彎矩。

帶式輸送機技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 帶式輸送機技術(shù)參數(shù)

實際工作中,現(xiàn)場電流最大為38 A,實際消耗功率P為39 kW,實際消耗扭矩為4.530 kN·m。

通過對帶式輸送機滾筒軸在實際工況下的受力分析,可知滾筒軸所受的載荷,如圖2所示。

圖2 滾筒軸載荷

按照文獻[4]進行計算,軸的彎扭合成強度為23.66 MPa。

按照實際工況,帶式輸送機滾筒軸承受對稱循環(huán)應(yīng)力,由文獻[5]查得所用材料40Cr鋼的許用應(yīng)力為70 MPa,彎扭合成強度小于許用應(yīng)力,所以軸徑選擇合理。

為了精確計算,選取最危險的截面,即斷裂面進行疲勞強度校核。軸的材料為40Cr鋼,經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理,由文獻[6]查得彎曲疲勞極限為335 MPa,抗拉強度極限為685 MPa,剪切疲勞極限為185 MPa。

斷裂面處的倒角半徑r為5 mm,斷裂處小軸徑d為125 mm,斷裂處大軸徑D為145 mm,斷裂處最大彎矩M為6 kN·m,則r/d為0.04,D/d為1.16,由文獻[6]查得斷裂面上由軸肩形成的理論應(yīng)力集中因數(shù)ασ為2.02,ατ為1.405,材料的敏感因數(shù)qσ為0.86,qτ為0.89,尺寸因數(shù)εσ為0.59,ετ為0.77,表面質(zhì)量因數(shù)βσ和βτ均為0.92,40Cr鋼特性因數(shù)φσ為0.2,φτ為0.1,則有效應(yīng)力集中因數(shù)kσ、kτ分別為:

kσ=1+qσ(ασ-1)=1.877 2

kτ=1+qτ(ατ-1)=1.36

由于軸表面未進行強化處理,綜合因數(shù)Kσ、Kτ分別為:

截面上疲勞極限的法向應(yīng)力幅值為31.3 MPa,對稱循環(huán)變應(yīng)力的法向平均應(yīng)力為0。截面上疲勞極限的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅值為1/2扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為11.59 MPa。

因此,僅有法向應(yīng)力時的安全因數(shù)Sσ為3.27,僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時的安全因數(shù)Sτ為16.34,則計算安全因數(shù)Scα為:

根據(jù)軸的實際工作要求,參考現(xiàn)有設(shè)計規(guī)范,確定安全因數(shù)臨界值為2,由于計算安全因數(shù)大于安全因數(shù)臨界值,因此經(jīng)過疲勞強度校核,確認該滾筒軸的強度符合設(shè)計要求,軸徑合理。

3 有限元分析

滾筒軸材料為40Cr鋼,彈性模量為210 GPa,泊松比為0.028,密度為7 800 kg/m3[7]。根據(jù)實際設(shè)計參數(shù)建立模型,采用六面體網(wǎng)格劃分和自由網(wǎng)格劃分,在軸承位置施加三個方向的位移約束[8]。根據(jù)實際工況施加載荷,主要包括兩端驅(qū)動裝置施加在滾筒軸懸臂上的垂直載荷12 kN、滾筒自重52 kN、輸送帶對滾筒的張緊力140 kN、實際消耗扭矩4.530 kN·m。加載求解后得到滾筒軸應(yīng)力云圖和變形云圖,分別如圖3、圖4所示。

圖3 滾筒軸應(yīng)力云圖

圖4 滾筒軸變形云圖

最大應(yīng)力出現(xiàn)在滾筒軸軸端的軸肩處,值為26.592 MPa,該值和力學(xué)分析得出的彎扭組合最大應(yīng)力接近,可信度較高。40Cr鋼的許用應(yīng)力為70 MPa,該滾筒軸在實際工作時的最大應(yīng)力遠小于40Cr鋼的許用應(yīng)力,由此證明軸徑選擇合理。

4 金相組織觀察

滾筒軸經(jīng)濃度為4%的硝酸酒精浸蝕后進行金相組織觀察,如圖5所示。金相組織不均勻,其中有絮狀物,以及明顯缺陷。裂紋源及其附近組織存在白亮薄層和劇烈變形帶,斷面的金相組織與基體差別不大,均為索氏體+貝氏體+鐵素體,證明該滾筒軸調(diào)質(zhì)熱處理不合格,材料強度低于技術(shù)要求。

圖5 滾筒軸金相組織

5 結(jié)論

筆者采用力學(xué)分析、有限元分析、金相組織觀察相結(jié)合的方法,對帶式輸送機滾筒軸斷裂故障進行了分析[9]。

(1)對于既承受彎矩又承受扭矩的軸,應(yīng)該按照彎扭合成強度條件來校驗計算,必要時還應(yīng)該按照疲勞強度條件精確校核軸徑設(shè)計是否合理。這一方法不僅用于軸斷裂后的分析,而且在設(shè)計階段也可使用。

(2)在力學(xué)分析后可以結(jié)合有限元分析來驗證計算的可靠性,在力學(xué)分析和有限元分析均滿足設(shè)計要求的情況下,若仍然出現(xiàn)斷軸現(xiàn)象,則需要考慮材料的熱處理工藝。

(3)熱處理工藝的效果可以通過觀察金屬材料金相組織得出。即使設(shè)計滿足技術(shù)要求,但只要熱處理工藝不合格,依然會導(dǎo)致軸斷裂。

(4)40Cr鋼是強度較高的一種優(yōu)質(zhì)鋼,淬透性差,建議采用正火代替調(diào)質(zhì)處理,再對大直徑軸進行表面中頻感應(yīng)淬火,以提高軸的綜合性能[10]。