取料機斗輪軸斷裂分析與改進

摘 要：針對綜合煤場QL350·51.5取料機在取料作業時出現的斗輪軸斷裂事故的原因進行了分析，提出了改進斗輪軸結構的方法，改進后的斗輪軸結構簡單可靠，運行穩定，改造成本低，值得借鑒。

關鍵詞：斗輪軸；變截面；應力集中

斗輪取料機是現代化工業大宗散狀物料連續裝卸的高效設備，目前已經廣泛應用于冶金、電力、港口等散料存儲料場的堆取作業，梅鋼綜合煤場配置三臺QL350·51.5取料機，承擔各種煤、焦碳等散料的取料作業，取料機運行狀態的穩定直接影響到焦爐、高爐生產，該取料機投產以來，由于生產負荷較大，故障較高，連續出現斗輪軸斷裂事故，對生產造成了一定的影響，通過對斗輪軸斷裂原因進行分析，并制定改進措施。

1 斗輪取料機結構特點及存在問題

QL350·51.5取料機取料能力350t/h，回轉半徑51.5m。由斗輪機構、前臂架、臂架帶式輸送機、上部結構、俯仰機構、回轉平臺、走行機構、門座、回轉機構、潤滑系統、司機室、防塵系統、拖車、電氣部份等主要部分組成。

取料作業時，斗輪轉動，臂架繞回轉中心作往復回轉運動，斗子將物料取送到臂架帶式輸送機上，然后通過安裝在回轉平臺上和門座上的料斗卸到地面帶式輸送機膠帶上，前臂架每完成一次回轉動作，主機前進一個吃料深度。而后，前臂架反向回轉進行下一次取料，取完一工藝料層后，機器返回到另一個工藝料層起點并將斗輪下降重復上述動作進行取料作業，通過整機系統的合作運行和臂架的回轉、俯仰，從而使斗輪取盡儲料堆的物料。

斗輪機構是斗輪取料機的關鍵部件，斗輪機構主要由電機、液力偶合器、減速器、斗輪軸裝配、斗輪體、斗子、卸料板、圓弧擋料板等構成。斗輪的動力傳遞過程為：電機→液力耦合器→斗輪減速機→斗輪軸→斗輪體，而為了傳遞動力，減速機與斗輪軸、斗輪軸與斗輪體通過花鍵連接驅動，花鍵連接具有承載能力強，檢修維護方便的特點。

斗輪取料機自投產以來，隨著后道工序產能的提升，取料機的生產負荷不斷增加，為了提高取料生產效率，取料機長期超負荷作業，取料機出現了斗輪軸斷軸事故，斷軸事故的發生，既造成設備維修成本的增加，又增加了事故檢修的難度，同時還影響大生產的組織順行。

2 斗輪軸斷裂原因分析

現場調查情況分析，斗輪軸加工未發現有缺陷，材料為40GrNiMo，熱處理工藝為調制處理，斷口位于靠斗輪側軸承安裝位置，軸承為調心滾子軸承305214，軸承倒角2.1mm軸肩直徑軸承為190mm，在軸徑170mm和190mm變徑處，變徑截面設計倒角半徑2mm。

斗輪電機長期滿負荷工作，取料機斗輪軸在取料過程中受扭轉和彎曲作用，造成軸的疲勞斷裂。斗輪軸在扭轉疲勞和彎曲疲勞交變載荷長期作用，在開煤層作業時，由于開層高度偏低或去底料過程中出現瞬間負荷偏大，產生過大載荷沖擊，加速了已經存在裂紋缺陷的斗輪軸斷裂，在斗輪軸最薄弱處發生斷裂，斗輪軸變截面處為彎矩最大處，同時此截面為變徑處，倒角半徑過小，是應力集中區域，造成軸的疲勞強度不足。為確定斗輪軸是否為過載失效，對斗輪軸變徑截面進行疲勞強度計算。

電機滿負荷運轉，驅動電機的輸出功率為37kW，斗輪軸轉速等于7.41r/min，斗輪中心直徑4600mm，作用在斗輪軸上的扭力矩T=9550P/n=47685Nm，斗輪受力為F=T/R=20.732kN。

斗輪軸的彎矩圖、扭矩圖如圖1，計算變徑截面的扭矩值、彎矩值分別為：

T=77585Nm

M=13040Nm

彎曲應力副

σa=M/W=13040/0.482×106=27.05MPa

式中抗彎截面系數W=0.482×106mm3

彎矩獨立作用時的安全系數

Sσ=σ-1/（Kσ×σa/β×εσ+ψσ×σm/）=3.24

由于是對稱循環應力，平均應力σm=0

式中40GrNiMo彎曲疲勞極限，σ-1=485MPa

彎曲有效應力集中系數，Kσ=2.39

表面狀態系數β=0.8

尺寸系數εσ=0.54

扭切應力副τa=τm=T/2Wp=24.73MPa

扭矩獨立作用時的安全系數

Sτ=τ-1/（Kτ×τa/β×ετ+ψτ×τm）=2.1

式中40GrNiMo扭切疲勞極限τ-1=280MPa

扭轉有效應力集中系數Kτ=2.48

尺寸系數ετ=0.6

扭切的折算系數ψτ=0.21

截面Ⅰ的安全系數S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=1.76

許用安全系數[S]=1.8-2.5

從以上計算結果，斗輪軸截面Ⅰ的安全系數S<許用安全系數[S]，在取料機滿負荷運行時，軸的疲勞強度不足，特別是在取底料過程中由于負載過大造成斗輪軸斷裂。

3 斗輪軸改進措施及效果

針對斗輪軸疲勞強度不足，可以采用加大軸徑、改用較好的材料或改進軸的結構以降低應力集中，提高軸的表面質量等合理的措施提高軸的疲勞強度，由于斗輪軸的調心滾子軸承為305214，軸承倒角2.1mm為使軸承安裝定位，軸承軸肩倒角要小于軸承倒角，斗輪軸軸肩設計圓角半徑2mm，產生較大的應力集中。實際工作中，人們采用加大圓角半徑，設置中間環的措施來保證軸承安裝定位，改進后的斗輪軸圓角半徑8mm，則彎曲有效應力集中系數由2.39降為Kσ=1.83和扭轉有效應力集中系數由2.48降為Kτ=1.51，同樣的方法計算彎矩獨立作用時的安全系數

Sσ=σ-1/（Kσ×σa/β×εσ+ψσ×σm/）=4.5

扭矩獨立作用時的安全系數

Sτ=τ-1/（Kτ×τa/β×ετ+ψτ×τm）=3.85

則截面Ⅰ的安全系數S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=3.06

改進后截面Ⅰ的安全系數大于許用安全系數[S]=1.8-2.5。

從以上驗證校核得出，斗輪軸結構改進后，軸的疲勞強度可以滿足使用要求，實際使用結果也是如此，改進斗輪軸結構后，取料機斗輪軸使用未出現過斷軸事故。解決了現場問題，又大大降低了改造成本。

4 結束語

通過對斗輪取料機在取料作業時出現的斗輪軸斷裂事故的原因進行分析，提出了斗輪軸斷裂的主要原因是在軸變截面處圓角較小，存在應力集中，并提出了改進斗輪軸結構的方法和措施，實際應用中采用改進后的斗輪軸結構可靠，改造成本低，效果明顯。

實踐證明，對取料機斗輪軸的結構改進是可行的，值得借鑒與推廣。

參考文獻

[1]徐灝.機械設計手冊[M].機械工業出版社，1992.