880鏈組花鍵端軸向定位的技術改造

孫偉++白鵬++賈剛++白海杰

摘 要：880鏈輪組在實際工作中出現驅動花鍵端軸承座軸向穿動，導致軸承、浮動油封、及傳動軸的損壞。分析該故障產生的原因，通過對軸的受力分析和最大轉矩計算，求出安全系數。并以此理論數值為基礎，設計制造環形卡塊，作為軸向定位裝置解決軸承座軸向穿出而產生的綜合問題的技術改造。

關鍵詞：鏈組；故障；改造

前言

880鏈組是SGZ880/800刮板運輸機的主要部件。傳遞減速器扭矩力，驅動刮板鏈工作，實現對采煤機落煤進行回運。如果鏈組在工作中出現故障，那么整個采煤工作面都會被迫停產。該鏈組的故障集中反映在長期工作或檢修后，或在有傾斜工況時出現傳動花鍵端軸承座軸向穿出的現象。因此分析驅動側軸承座軸向竄出故障的出現原因，提出對該故障的解決方法，是本文的研究方向。

1 880鏈組在實際工作中出現的故障描述

在綜采工作面，880鏈組在實際工作中出現故障的現場表現形式為該鏈組傳動花鍵端軸承座軸向退出，產生15mm脫出空隙。此鏈組升井后，對鏈組進行分解拆卸。統計損壞零件情況，鏈組主軸傳動花鍵側軸端螺栓齊軸端面折斷，將折斷螺栓取出，螺栓無頸縮現象，斷面有疲勞裂紋。觀察軸上螺紋孔，孔口出現橢圓變形。半連軸器因失去束縛而軸向竄出。端頭浮動油封座及浮動油封損壞。型號為352952X2-3/YB2的軸承靠軸端側軸承內圈向軸端軸向竄出，軸承座、軸承與軸損壞。軸承座與鏈輪配對的浮動油封損壞。352952X2-3/YB2軸承靠鏈輪側軸承內圈、隔套、鏈輪皆在工作位置無異常。軸承座內充滿泥土。

2 分析該問題出現的原因

因52952X2-3/YB2軸承靠鏈輪側軸承內圈、閣套、鏈輪皆在工作位置無異常，螺栓齊軸端面折斷，斷面有疲勞裂紋。軸上螺紋孔孔口出現橢圓變形。由此分析可得結論，螺栓是疲勞后受到徑向沖擊，在剪切力作用下折斷的。半聯軸器因失去束縛而軸向竄出。由此可知故障的根源在軸向定位裝置上，對軸上設計可靠制動裝置就可解決軸承座軸向脫離工作位置，致使880鏈組故障損壞事故發生。

3 對軸花鍵端軸向制動裝置的設計及對軸的技術改造

要設計制造軸向制動裝置就得了解軸及軸上個零件的結構性能特點，設計制動裝置的位置、形狀、結構狀態。

通過讀圖可知880鏈組本身是沒有任何軸向制動裝置的，它的軸向制動是靠軸端螺栓固定半連軸器來實現的。為了使880鏈組自身具有軸向制動能力，在軸上安裝環形卡鍵。

（1）確定卡鍵槽的位置，因半連軸器長158mm，所以卡鍵槽的槽底位置在距軸端160mm處（以軸端為頂面）。

（2）因在軸上開槽，為了保證軸的使用性能。對軸的最小直徑進行計算及校核。查技術資料，結果如下：

轉速=38.85r/min；電機功率P1=P2=400kW；扭矩T=93.4kN·m；刮板鏈速=1.31m/s；設計長度L=250m；貨載重qo=0.9kN/m；減速器傳動比i=38.25；鏈輪齒數z=7；鏈節距t=126mm；摩擦系數μ=0.4；減速器機械效率η1=η3=0.94；鏈輪機械效率η4=0.95；電機轉速n=1486r/min；軸材料42CrMo調質。

42CrMo（調質）力學性能：

由設計手冊可查得：硬度為207～269HBS；σb=1080MPa；σs=950MPa

Ak=63J σ-1=550MPa τ-1=320MPa ζs=12%

ψ=45%

a.確定軸的最小直徑：

由d?A，又由于T=9550000P/n，故d?A

由軸的常用材料開查得A值：A=107～98，取A=100，所以d值為：

d?100≥213.853mm

因軸上有?60過油孔，故軸直徑應為：

d≥213.853≥215.144mm取值220mm

b.鏈組軸受力分析

下鏈阻力

f=μqoL=90000N

機頭鏈輪下鏈張力

F1=-f=182671.756N

機頭鏈輪上鏈張力

F2=

+F1η4=446209.927N

機頭鏈輪輸入扭矩

T=93.4kN.m

機頭鏈輪輸入附加彎矩

MO=0.3T=28020Nm

鏈輪的徑向力

Fr==314440.842N

鏈輪軸所受最大彎矩

Mmax=FrL=78610210.5Nm

c.精確強度校核計算

對鏈輪軸進行精確強度校核，包括疲勞強度安全系數交核和靜強度安全系數校核由鏈輪軸在鏈輪軸組中的裝配關系可得鏈輪組件圖（如圖1）所示，根據鏈輪組件圖安裝關系，取鏈輪軸徑向油孔截面為危險截面Ⅰ，鏈輪中間部位為危險截面Ⅱ，做出鏈輪軸的受力圖如（圖2）所示。因危險截面Ⅱ不再本次設計改造內，維持原設計，軸的強度符合要求安全，故不再計算。所以本次計算只計算危截面Ⅰ。

疲勞強度安全系數校核：

截面Ⅰ安全系數校核

彎距

MI=Mmax+MO=34235825.717Nm

扭矩：

T=93.4kN.m

彎曲應力：

σa===80.753×106pa

由于是脈動循環彎曲應力， 故σm=σa

彎矩時安全系數

Sδ==1.775

剪切應力：

τr===44.034×106pa

平均應力τm=τa

扭矩時安全系數

Sτ==2.636

危險截面的安全系數

S==1.472

式中

Kσ、Kτ-彎曲，扭轉有效應力集中系數，Kσ取1.84，Kτ取1.48

β-表面質量系數，β=1

εσ、ετ-彎曲，扭轉尺寸影響系數，εσ=0.54，ετ= 0.60

ψσ、ψτ-拉伸，扭轉平均應力折算系數ψσ=0.43，ψτ=0.29

靜強度安全系數校核：

截面Ⅰ靜強度安全系數校核（按4倍過載）：

彎曲時安全系數

Ssσ==2.853 1.549

式中 WI-危險截面I抗彎截面系數。W≈0.1d3（1-v4）

扭轉時安全系數

Ssτ=1.24 0.65 6.35

式中WPI-危險截面I抗扭截面系數WP≈0.2d3（1-v4）

危險截面安全系數

Ss==2.54

此處取τs=0.576σs。取許用安全系數[Sp]=1.3，計算安全系數大于許用值，即[Sp]

d.花鍵強度校核

漸開線外花鍵INT24Z*10m*30P*6d強度

σp=40.09Mpa

式中ψ-各齒間載荷不均勻系數；

Z1-花鍵齒數；

h-鍵齒工作高度，mm；

L1-齒的工作長度，mm；

dm-平均圓直徑，mm；

取許用擠壓應力σpp=120MPa，計算擠壓應小于許用擠壓應力，即σp<σp

故花鍵強度足夠。

（3）設計及校核卡鍵

a.初選卡鍵環材質為45#鋼。

45號鋼材料力學性能：

45號鋼σb為600MPa，σs為355MPa.允許抗剪強度應為178MPa.

b.設計卡鍵的尺寸

花鍵軸的外徑為249mm，在軸上開10mm×10mm的鍵槽，開槽后徑為229m

經計算最小安全軸徑為220mm故軸安全。

c.計算校核卡鍵的強度。

計算卡鍵受到的軸向力：

卡鍵受到的軸向力既過盈鏈接的鏈輪和軸承的拔出力。

軸承的拔出力：

C1-被包容件的剛性系數：

C1=-μ1=0.813

C2-包容件的剛性系數：

C2=-μ2=2.881

最大徑向壓力：

Pmax==0.002

式中：

δmax-所選得的標準配合在裝配前的最大過盈量，8.8μm；

d-配合的公稱直徑，260mm；

E1-被包容件材料的彈性模量，215MPa；

E2-包容件材料的彈性模量，215MPa；

d1-被包容件的內徑，60mm；

d2-包容件的外徑，360mm；

μ1-被包容件材料的泊松比；0.3

μ2-包容件材料的泊松比；0.3

拔出力計算：

F=1.5pmaxπdLμ=45.946

式中：

d-配合的公稱直徑，260mm；

L-結合長度，134mm；

μ-結合表面摩擦系數，0.14；

鏈輪拔出力計算：

C1-被包容件的剛性系數：

C1=-μ1=0.796

C2-包容件的剛性系數：

C2=-μ2=2.3

最大徑向壓力：

Pmax==0.002

式中：

δmax-所選得的標準配合在裝配前的最大過盈量，8.8μm；

d-配合的公稱直徑，280mm；

E1-被包容件材料的彈性模量，215MPa；

E2-包容件材料的彈性模量，215MPa；

d1-被包容件的內徑，60mm；

d2-包容件的外徑，420mm；

μ1-被包容件材料的泊松比；0.3

μ2-包容件材料的泊松比；0.3

拔出力計算：

F=1.5pmaxπdLμ=153.245

式中：

d-配合的公稱直徑，280mm；

L-結合長度，415mm；

μ-結合表面摩擦系數，0.14；

卡鍵受到的軸向力為鏈輪拔出力與軸承力的和既200MPa

作者簡介：孫偉（1977-），遼寧調兵山人，技師，現遼寧通用重型機械股份有限公司從事刮板輸送機的故障分析與處理工作。

白鵬（1986-），遼寧調兵山人，工程師，現鐵煤集團物資供應分公司從事綜機設備管理工作。

賈剛（1965-），遼寧調兵山人，高級工程師，現鐵煤集團物資供應分公司從事綜機設備管理工作。

白海杰（1979-），遼寧調兵山人，中級，現遼寧通用重型機械服份有限公司從事綜機設備修理管理工作。