LF—47E 涼水塔風機傳動軸斷裂原因淺析

申軍煜

滄州渤海石化工程有限公司 河北滄州 061000

1 概況

滄州渤海石化工程有限公司動力分廠2# 涼水塔風機在運轉(zhuǎn)過程中突然發(fā)生斷裂，所幸發(fā)現(xiàn)及時，沒有對減速箱、電機和聯(lián)軸節(jié)等造成大的損壞。風機的傳動結(jié)構(gòu)如圖1 所示。聯(lián)軸器將電機和減速箱連接在一起，減速箱（機）帶動扇葉做功進行冷卻。聯(lián)軸器由傳動軸、半聯(lián)軸器、彈性柱銷等組成。傳動軸是重要的傳動部件。該風機的傳動軸是用Φ76mm×4mm 的20# 碳素鋼無縫鋼管制成，長度約2475mm。

圖1 風機傳動結(jié)構(gòu)示意圖

該風機型號為LF—47E，轉(zhuǎn)速為1450r/ min，功率為30kW，廠家為保定螺旋漿廠。目前動力分廠共有該類型風機約25 臺，此次傳動軸斷裂，有一定的突發(fā)性和普遍性，應該引起重視，因此有必要對其斷裂原因進行分析和研究。以下從運行環(huán)境、檢修質(zhì)量、靜態(tài)受力的強度、剛度，以及旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下的扭振等幾個方面分別進行分析、探討。

2 原因分析

2.1 外界因素

2.1.1 運行環(huán)境

LF 型風機系涼水塔專用的軸流式風機，長期連續(xù)工作在濕熱的環(huán)境中，工作環(huán)境比較惡劣。風機經(jīng)過長時間的運行，減速箱體銹蝕嚴重；聯(lián)軸器雖然涂有防銹漆，但有的部位漆已脫落，這樣就很容易產(chǎn)生斑點銹蝕。此次傳動軸的斷裂處周圍防銹漆全部脫落，經(jīng)測量截面軸徑已由原來的Φ76mm×4mm 減少到Φ75mm×3mm。從圖1 中可以看出，斷裂處位于風筒附近,距離電機端820mm 左右。傳動軸穿過一個Φ200mm 左右的孔與減速箱、電機相連。檢修時，傳動軸難免與風筒（玻璃鋼材質(zhì)）擦碰，因而防銹漆很容易脫落；風機在運行時，熱氣流上升，形成一定的真空，而外面的空氣從Φ200mm 左右的孔流入，再加上潮濕的環(huán)境，銹蝕不可避免。

2.1.2 檢修質(zhì)量

聯(lián)軸器的找正對傳動軸的壽命有較大影響。聯(lián)軸器對中不良很容易引起振動，繼而傳動軸動撓度增大，降低傳動軸的使用周期，縮短傳動軸的使用壽命。根據(jù)有關規(guī)范標準，該風機的同軸度要求：徑向允差≤0.12mm；軸向允差≤0.12mm。后經(jīng)實際測量校驗，徑向偏差0.15mm、軸向偏差0.14mm，超出要求數(shù)值，檢修不合格。

2.1.3 備件質(zhì)量

風機傳動軸由空心鋼管與連接法蘭對焊在而成，空心鋼管的中心線與法蘭的中心線及法蘭的端面垂直度很容易產(chǎn)生偏差。這個偏差若超出標準，很容易引起傳動軸的周期性振動，影響傳動軸的使用壽命。檢驗法蘭端面與中心線的垂直度、同心度發(fā)現(xiàn)，垂直度：0°，1°；90°，0.5°。同心度：0.2mm。

2.2 靜力分析

分別以減速箱和電機作為支點，將傳動軸簡化為當量長度（l）為2.5m 的簡支梁，如圖2 所示。傳動軸在運轉(zhuǎn)過程中受到扭轉(zhuǎn)載荷和彎曲載荷的共同作用。由轉(zhuǎn)速和功率可以計算出傳遞的扭矩（T）為197.6 N·m；最大彎矩（Mmax）發(fā)生在傳動軸的中間橫截面上，即x=l 處，Mmax=54.3N·m；但斷裂處位于x≈l 處，所以彎矩（M）計算式見式（1）[1]。

圖2 傳動軸的靜力計算示意圖

式中：M——彎矩，N·m；

q——重量載荷，N/ m；

l——當量長度，m；

取q=69.6N/ m，x=l 帶入公式（1），得M=48.33N·m。

2.2.1 強度校核

扭轉(zhuǎn)載荷對應的扭轉(zhuǎn)剪應力計算見式（2）。

式中：τ——扭轉(zhuǎn)剪應力，MPa；

WT——抗扭截面模量，m3。

將WT=23.93×10-6帶入公式，得τ=8.26MPa。

彎曲載荷對應的彎曲應力計算見式（3）。

式中：σ——彎曲應力，MPa；

WZ——抗彎截面模量，m3。

將WZ=11.96×10-6帶入公式（3），得σ=4.04 MPa。

按照第三強度理論計算等效應力（σeq）見式（4）。

20# 碳鋼的許用應力[σ]=130MPa，因此傳動軸的強度滿足要求。

2.2.2 剛度校核

最大彎曲經(jīng)撓度（ymax）發(fā)生在傳動軸的中間截面上，其計算公式見式（5）[1]。

式中：E——材料的彈性模量，GPa；

IZ——橫截面對Z 軸的慣性矩，m4。

斷裂處的彎曲靜撓度（y）計算見式（6）[1]。

將IZ=588106.14×10-12m4、E=200GPa 等帶入公式（5）和（6），得ymax=0.30mm,yx=2/3l=0.26mm。而許用撓度[y]=0.0001L=0.25mm，yx=2/3l＞[y]，因此撓度不夠。

最大轉(zhuǎn)角（θ）發(fā)生在傳動軸的端面[1]，其計算式見式（7）。

許用轉(zhuǎn)角[θ]=0.001 弧度，因此θ＜[θ]。

斷裂處的扭轉(zhuǎn)角（φ）計算見式（8）[1]。

式中：IP——橫截面對軸心的極慣性矩，m4；

G——材料的剪切彈性模量，GPa。

將IP=880971.7×10-12m4、G=80GPa 等數(shù)值代入公式（8），得φ=0.161 °/ m。

而許用扭轉(zhuǎn)角[φ]=0.25～0.50°/ m，因此φ＜[φ]。

通過計算可以看出，該傳動軸在靜力載荷的作用下，強度和剛度均滿足要求。

2.3 動力分析

2.3.1 橫向振動

將傳動軸簡化成兩端簡支的等截面直桿，則對應任意階振型的自然振動頻率（fi）計算見式（9）[2]。

式中：fi——第i 階振型的頻率，次/ s；

L——傳動軸的等效長度，m；

ρ——材料密度，kg/ m3；

A——橫截面面積，m2。

當i=1 時，f1=204 次/ s，一階臨界轉(zhuǎn)速（ncr1）的計算見式（10）。

傳動軸的橫向振動示意圖見圖3。傳動軸在運轉(zhuǎn)過程中存在著由于軸重心的偏移而引起的干擾力（P=P0sinωt），如圖3 所示。因此在計算傳動軸的動撓度時，干擾力是周期性變化的。

圖3 傳動軸的橫向振動示意圖

在干擾力的作用下，簡支梁的撓曲線方程見式（11）[2]。

式中：P0——偏心力，N；

ω——轉(zhuǎn)動角速度，rad/ s；

a——系數(shù)，a=

假設偏心距為e，干擾力P=ρAleω2sinωt。當s=l時，梁有最大動撓度，且發(fā)生在中間橫截面上（x=l），即得到式（12）。

斷裂處（x=l）的動撓度計算見式（13）。

取i=1、2、3、4、5，計算得ydmax=2.50e，yx=2/3l=1.93e。

由計算結(jié)果可以看出，偏心距越大，動撓度越大。

2.3.2 扭振

將傳動軸簡化成兩端帶有圓盤的轉(zhuǎn)軸，如圖4 所示。

圖4 傳動軸簡化圖

由于扭振不存在干擾力，因此轉(zhuǎn)軸的一階自然振動頻率（f1）計算公式見式（14）[2]：

式中：f1——扭振一階自然振動頻率，次/ s；

m、n——轉(zhuǎn)動慣量比，m=n=I1/I0=I2/I0=1.12；

帶入公式（14），得f1=251 次/ s，則扭振的一階臨界轉(zhuǎn)速ncr1=60f1/ 2π=2400 r/ min。而風機的工作轉(zhuǎn)速為1450 r/ min，遠遠低于臨界轉(zhuǎn)速，因此不會發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動。

3 改進措施

由于運行環(huán)境惡劣，若條件允許，可更換傳動軸的材質(zhì)為1Cr18Ni9Ti。

從公式（5）可知，y 與IZ有關。因此增大傳動軸的外徑，IZ即可增大；

從公式（9）和（13）可知，橫向振動的一階臨界轉(zhuǎn)速和動撓度與有關，可得式（15）。

若要提高臨界轉(zhuǎn)速，降低動撓度，只需增大外徑即可，不必增加壁厚。另外，降低動撓度還需減小偏心距，必須對傳動軸做嚴格的動平衡。對于目前LF—47E 使用的碳素鋼傳動軸，根據(jù)其許用撓度，傳動軸自身的偏心和檢修引起的偏心之和不得大于0.13 mm。傳動軸的界面尺寸與臨界轉(zhuǎn)速、動撓度的關系見表1。

表1 傳動軸在不同截面的臨界轉(zhuǎn)速與動撓度

從表1 中可以看出，傳動軸的外徑愈大，臨界轉(zhuǎn)速愈大，動撓度愈小；而壁厚對臨界轉(zhuǎn)速和動撓度的影響較小。

4 結(jié)語

（1）靜力校核時強度滿足要求，剛度不夠，需要增大。

（2）傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速較低，動撓度較大，可通過增大外徑、減小偏心距來達到提高臨界轉(zhuǎn)速、減小動撓度的目的。

（3）盡量避免傳動軸的腐蝕。

（4）檢修前必須對傳動軸做嚴格的動平衡。根據(jù)風機的使用狀況，建議動平衡精度等級為G2.5。

（5）在傳動軸的加工制作工藝中，采取有效措施，盡可能減少傳動軸的中心與法蘭的中心、端面垂直度的偏差。

（6）檢修時確保電機與減速箱的同軸度符合要求。

另外，電機運行狀態(tài)、溫差應力（按溫差?t=20℃，應力可達32MPa）、疲勞積累損傷等因素對傳動軸的壽命也有一定的影響，在此不再贅述。