擠壓造粒機組主減速箱故障分析及國產化改造

王志剛， 田冬冬， 敖寶林， 萬國偉

（1.陜西延長中煤榆林能源化工有限公司，陜西 榆林718500；2.鄭州機械研究所有限公司，鄭州450052）

0 引 言

聚烯烴擠壓造粒機組的機械傳動部分由主電動機、主減速箱、熔融泵電動機、熔融泵電動機齒輪減速箱、聯軸器等組成[1-2]。主減速箱工作可靠性對擠壓造粒機組有決定作用。主減速箱是集成傳動、變速、換向、轉矩分配等功能為一體的減速箱，傳動結構復雜，制造成本高[3]。國內某化工公司2012年建成的30 萬t/a高密度聚乙烯生產線，采用的是日本神戶制鋼所(KOBELCO)LCM450H擠壓造粒生產線，2018年主減速箱出現振動大、噪聲異常問題，本文通過頻譜分析、開箱檢查、理論分析等，針對問題進行國產化改造，國產化改造后主減速箱上線運行狀況良好，各種指標均滿足要求。

圖1 擠壓造粒系統工藝流程示意圖

1 擠壓造粒機組主減速機類型及特點

1.1 擠壓造粒機組概況

擠壓造粒機組主要由機械傳動、混合攪拌、螺桿擠壓、濾網過濾、泵加壓、水下切粒、篩分、干燥、電氣及儀表及其它輔助單元構成[4]，整體工藝流程圖如圖1所示。

擠壓造粒機組具有代表性的機型主要包括日本神戶制鋼所(KSL)的LCM機型、日本制鋼所(JSW)的CMP機型、德國HF（WP）的ZSK機型等。擠壓機組擠壓形式可分為同向雙螺桿混煉擠壓、異向雙螺桿擠壓和單螺桿混煉擠壓。主減速箱結構與擠壓造粒機組擠壓形式有關[5]。

1.2 主減速箱結構類型與特點

主減速箱是擠壓造粒機組重要組成部分，承擔傳遞主電動機功率及轉矩分配的作用，驅動螺桿混合擠壓介質。

日本神戶制鋼所(KOBELCO)LCM450H擠壓造粒機組采用的是混煉機+熔融齒輪泵的配置類型，擠壓機類型為異向旋轉雙螺桿[6]。主減速箱參數如表1所示。

LCM型主減速箱為兩級齒輪傳動，采用機械變速設置高低擋，LCM主減速箱結構如圖2所示，輸入軸1與主電動機通過聯軸器聯接。開車盤車時，螺桿擠壓裝置未工作前，由輔助電動機驅動主電動機，進而間接驅動主減速箱，主減速箱共有3對齒輪副，它們分別是Z1Z2高速擋齒輪副、Z3Z4低速擋齒輪副和Z5Z6齒輪副。內外齒套4與主動輸出軸2采用花鍵聯接，當內外齒套4在中間位置時，變速齒輪副均未傳遞轉矩，Z2Z4變速齒輪及軸2之間的滾動軸承處于自由滾動狀態。當內外齒圈4移至左端高速擋時，齒輪Z2與主動輸出軸2處于相對固定狀態，轉矩經Z1Z2高速齒輪副傳遞給主動輸出軸2，此時低速擋嚙合齒輪副仍然處于自由轉動狀態。

日本制 鋼 所CMP387型擠壓造粒機組采用同向雙螺桿混煉，兩端均有支撐。同向雙螺桿擠壓形式可保證全嚙合和自清理，擠壓結構緊湊，主減速箱需要在較小的中心距內，實現特定的減速比、同轉向、等轉速、雙軸轉矩輸出口，其結構較為復雜。在中心距緊湊情況下，為了傳遞高功率、大轉矩，必須采用較大的齒寬系數，給輪齒修形造成一定困難。為了保證雙螺桿在高速高溫作業中不產生干涉，兩根輸出軸彈性變形旋轉角和壓縮變形量需保持一致。

CMP機型主電動機與啟動電動機分別設置在輸入軸兩端。主減速箱采用分體設計，分別為減速部分與轉矩分配部分[7]。減速部分為二級減速，在一級減速部分設有高低兩組不同傳動比的嚙合齒輪副，變速原理與LCM機型相同，內外齒套與軸體采用花鍵聯接，變速通過撥叉帶動內外齒套3聯接高低速齒輪副。與LCM機型不同的是，CMP機型內外齒套也可安裝于輸入軸1上，在輸入軸1上實現變速，結構如圖3所示。

德國 HF（WP）的ZSK機型主減速箱有2種傳動方式：一種與CMP機型主減速箱結構類似，結構示意圖如圖4所示，ZSK380機型擠壓機為同向旋轉雙螺桿，主電動機與啟動電動機分布置于輸入軸1兩端。由圖4可知，轉矩通過2軸變速傳遞給主動輸出軸3，3軸通過傳動軸4驅動輸出軸5，實現輸出軸3、5同向轉動；ZSK機型另外一種主減速箱為行星輪系減速+復式三軸結構，主減速箱配有1臺定速大功率主電動機和1臺變速小功率電動機，小功率電動機為變速調頻電動機，主減速箱輸出轉速可實現一定范圍的無級調速，此種結構主減速箱傳遞轉矩能力大，工作效率高[8]。

圖2 主減速箱結構圖

圖3 CMP 機型主減速箱輸入軸示意圖

綜上所述，典型的造粒機主減速箱均采用了離合齒套加撥叉結構進行速度調節，以適應不同的產量需求。根據多年對國內石化企業造粒機生產線的使用跟蹤發現，國內廠家在實際使用過程中，幾乎不使用低速擋，而恰恰該部位是主減速箱故障率最高的部分。

圖4 ZSK380機型主減速箱結構示意圖

2 進口設備案例分析

2.1 首次故障現象描述

2018 年9 月18 日 國 內 某 化 工 廠 發 現HDPE 裝 置LCM450H型擠壓造粒機主減速機處于高速擋工作時振動幅度大、噪聲異常，且無法切換至低速擋運行。

主減速箱結構如圖2所示，現場工作照片如圖5所示，對主減速箱進行拆機檢驗，測得高速擋大齒輪Z2端面跳動為0.1 mm，徑向跳動為0.03 mm，端面跳動異常。

圖5 LCM450型主減速箱現場工作圖

低速擋大齒輪Z4端面跳動為0.05 mm，徑向跳動為0.04 mm，跳動正常。高速擋嚙合側隙為1.2 mm，低速擋嚙合側隙為0.68 mm，高速擋嚙合側隙接近設計最大值，存在異常。檢驗Z1Z2高速擋齒輪副，如圖6所示，嚙合接觸區沿齒長方向僅約為齒長的1/3，推測接觸區接觸不良造成齒輪嚙合噪聲異常。

內外齒套4與高速齒輪Z2嚙合端出現點蝕及膠合，膠合撕裂紋明顯，膠合現象比較嚴重（如圖7），齒輪膠合現象導致高速擋切換低速擋困難。

圖6 高速擋齒輪Z2接觸區

2.2 第一次故障修復

圖7 點蝕與膠合現象

圖8 高速擋大齒輪Z2內花鍵齒修復

修復措施：1）更換所有軸承，并調整軸承游隙。2）高速擋大齒輪Z2內花鍵齒工作齒面磨損嚴重，采用數控插齒機修復齒面，恢復齒形齒向，如圖8所示。

運用磨齒機修復內外齒套4與高速齒輪Z2嚙合端點蝕及膠合（如圖9），修復內外齒套4高速端齒面精度。

2.3 修復后空載試車

圖9 修復內外齒套4高速端

圖10 測試臺架簡圖

試驗臺布置簡圖如圖10所 示，1、2、3 處為噪聲測點位置，距離被測試主減速箱1 m。

臺架潤滑系統壓力設定為0.15 MPa，潤滑系統穩定后，調整輸入轉速達到1000 r/min，高低速擋各連續運轉2 h，溫升測試試驗及噪聲試驗結果如表2、表3所示。

表2 溫升測試試驗結果 °C

根據《SHS01003 -2004石油化工旋轉機械振動標準》，機組功率大于300 kW，殼振正常標準為≤4.5 mm/s，停機標準為＞11.2 mm/s，振動測試結果如表4所示，經過檢修后的箱體振動速度滿足標準要求[9]。

表3 噪聲試驗結果 dB

測試結果顯示主減速箱軸承升溫正常，運轉平穩，無異常沖擊和振動，各結合面、密封處不滲漏，修復初步達到了技術要求。

2.4 修復后再次故障振動頻譜分析

表4 箱體振動測試結果mm/s

檢修后的主減速機上線后加載正常負荷后，運行狀況良好，正常使用2個月后在擠壓造粒機組某次更換生產牌號后，主減速箱出現異響。

2.4.1 振動測試

傳感器采用振動速度傳感器，振動測試儀器為鄭州機械研究所有限公司研發的VMS-05C振動監測分析與平衡系統，可測量顯示振動值、波形和頻譜，并自動采集存儲信號數據，供實時及離線分析。

測振點1為輸入軸1靠近主電動機端軸承座處；測點2為輸入軸1靠近擠壓機端軸承座處；測點3為同步輸出軸3靠近擠壓機端軸承座處；測點4為主動輸出軸2靠近擠壓機端軸承座處。主減速箱轉速與頻率對應關系如表5所示。

2.4.2 振動測試結果

測試工況分為：1）停機前320 kN負荷；2）停機前50 kN負荷；3）停機檢查后重新開機至50 kN負荷；4）停機檢查后重新開機至320 kN負荷。由于主減速箱在不同的負荷下運轉時，各測點振動輸入軸最大，水平振動大于垂直振動，且輸入軸靠近主電動機端異響最大。振動測試以1#測點水平方向為主，3#和4#測點由于位置關系只測試了垂直振動，振動測試結果如表6所示。

停機檢修前320 kN 負 荷 工 況 下，1#測點的振動頻率以44、22 Hz為主；2#測點的振動頻率以44、22、132 Hz為主；3#、4#測點的振動頻率以44、22 Hz為主。其振動及噪聲頻率成分主要以22、44、66 Hz為主。同時還有低頻振動沖擊噪聲，經振動時域波形計算該異常沖擊噪聲頻率大約為7 Hz，為齒輪箱輸出軸頻率。沖擊時域波形如圖11所示。

表5 主減速箱轉速及頻率

表6 主減速箱振動測試結果 mm/s

圖11 停機前320 kN負荷工況下沖擊時域波形

停機檢修前后50 kN負荷工況下，1#測點的振動成分主要以16.7 Hz為主。

停機檢修后重新開機至320 kN負荷工況下，1#測點的振動成分主要以44.0、16.7、22.0 Hz為主；停機檢修后320 kN負荷時低頻振動沖擊噪聲直觀聽覺減小，從振動時域波形上看，檢修前7 Hz異常沖擊噪聲基本消失。沖擊時域波形如圖12所示。

圖12 停機檢修后320 kN負荷下沖擊時域波形

結合振動測試結果及停機檢查，對結果進行分析：

1）主減速箱水平方向振動大、垂直方向振動小，分析是箱體水平剛度大于軸向的剛度所致；

2）主減速箱320 kN負荷時各測點振動噪聲大于50 kN負荷時的振動噪聲，主要是因為320 kN負荷時主減速箱傳遞轉矩大，故障激振力增大所致；

3）主減速箱各測點振動噪聲以22 Hz、44 Hz為主，測點噪聲頻率為輸出軸轉頻7.4 Hz的3倍和6倍。分析得到噪聲振動頻率是輸出軸故障引起；

4）主減速機停機后通過視窗檢查，發現主動輸出軸2左端高速擋齒輪內花鍵表面出現密密麻麻高低不平的斑點，與第一次修復時出現的點蝕與膠合現象相同。分析得到高低速擋切換困難，是2軸高速擋齒輪內花鍵與內外齒套齒接合面產生膠合導致；

5）輸出軸換至空擋后，將主動輸出軸上的內外齒套和高速擋齒輪內花鍵旋轉一個角度重新換至高速擋嚙合，機組啟動后負荷加至320 kN，頻率7 Hz左右的沖擊噪聲基本消失，驗證了以上分析結論的正確性。

3 國產化改造

根據振動測試結果及拆箱檢查，LCM450型擠壓造粒機主減速箱振動幅度大、噪聲異常，主要是主動輸出軸2左端高速擋齒輪內花鍵嚙合面出現點蝕與膠合導致。按原始設計思路，低速擋設置主要為了調整負荷，低速擋時使用負荷低，但實際上大家都要求高負荷運行，幾乎不采用低速擋運行。操作手冊要求每月切換一次擋位，并盤車。分析這樣做的主要原因是為了切換內外花鍵的嚙合位置，防止出現早期膠合。

根據實際生產工藝要求，既然不需要低速擋，考慮去掉擋位切換設計，更換為定軸傳動。國產化改造方案如圖13所示。

去除原主減速箱主動輸出軸上的高低速擋齒輪、內外齒套。增加齒輪1（齒部參數同原高速擋大齒輪），齒輪1與主動輸出軸過盈配合；在主動輸出軸上銑雙鍵槽，雙鍵配合加過盈聯結傳遞轉矩；在齒輪1左端加裝鎖緊圓螺母。該方案對原軸系結構受力狀態沒有任何改變。

對雙鍵聯結進行校核，選用平鍵規格為B90 ×276（GB 1096-2003），材料選用42CrMo鍛件，調質熱處理，硬度320～350 HBs。

圖13 國產化改造方案

平鍵的強度校核包含擠壓應力和剪切應力2個方面。

1）平鍵擠壓應力強度校核。

2）平鍵剪切應力強度校核。

式中：T為轉矩，N·mm；D為軸的直徑，mm；k為鍵與輪轂的接觸高度，mm；b為鍵的寬度；l為鍵的工作長度；[P]為鍵連接的許用比壓，MPa，見表7；[τ]為鍵連接的許用剪切應力，MPa，見表7。

T=9549P/n，將功率P=10000 kW，工作轉速n=444.4 r/min，代入得出T=214873×103N·mm。

國產化改造方案采用對稱180°雙鍵布置，在強度校核中按1.5個鍵計算。主動輸出軸直徑D1=530 mm；接觸高度k=17 mm；寬度b=90 mm；工作長度l=276 mm。將以上已知條件代入平鍵強度校核計算公式得出：P=115.2<［P］=220；τ=21.7<［τ］=110。

表7 材料許用應力 MPa

按表8所示參數，使用鄭州機械研究所有限公司開發的ZCAD軟件計算一級齒輪副接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度，具體結果見表9、表10。

經以上計算可知，改造后齒輪箱其齒輪副彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度、聯結雙鍵的擠壓應力和剪切應力均滿足要求。

按該方案改造的LCM450H型擠壓造粒主減速箱按圖10進行了空載試驗，溫升、噪聲、振動均正常。

改造后的主減速箱于2019年02月15日上線使用，不帶料運轉8 h后正常生產，達產后儀表監測數據如表11所示。

對比表6及表11數據可以看出，改造后主減速箱振動值大幅度降低，改造效果明顯。

改造后的主減速箱上線使用至今已滿1 a，使用狀況良好，振動監測值波動非常小，均在優級范圍內，說明改造是成功的。

通過對主減速箱改造，造粒機組的非正常停機大幅度減少，全年產量提升約1%（約6000 t，按市場價格計算近0.4 億元），設備維護費用降低約300 萬元。

表8 LCM450H主減速箱詳細參數

表9 接觸疲勞強度計算結果

表10 彎曲疲勞強度計算結果

表11 主減速箱振動測試結果 mm/s

按該改造方案，我們已經對國內多條造粒機組主減速箱進行了改造，均獲得了成功，更驗證了上述改造方案的正確性。代表性的企業有揚子石化、九江石化、六國化工、獨山子石化、榆能化等。

從20世紀70年代至今，我國進口的大型混煉造粒機組近200套，這些設備大部分從日本、德國進口，近些年來，以大連橡塑為代表的國內廠家成功生產出20 萬t/a的PP造粒機組，但是大型造粒機組主減速機國產化依然是制約機組大型化的關鍵技術難點。通過對進口主減速箱的改造，對當下在用的進口機組具有十分現實的指導意義。同時，通過改造，理解消化進口主減速箱的設計理念，對指導我國大型造粒機組主減速箱國產化也具有非常重大的現實意義。

4 結 論

1）對比分析國內主要進口擠壓造粒機組主減速箱結構類型及特點，從經濟性及維修便捷性上，國內以進口日本神戶制鋼所(KSL)的LCM機型、日本制鋼所(JSW)的CMP機型居多。典型的造粒機主減速箱均采用了離合齒套加撥叉結構進行速度調節，該部位故障率高。

2）通過振動頻譜分析及拆箱檢查，確定了LCM450型擠壓造粒機主減速箱故障根本原因，提出國產化改造方案，理論分析方案的可行性，經國產化改造后，主減速箱上線運行狀態良好。經了解同類型主減速箱存在類似問題非常多，為國內大量同類型設備國產化改造提供了思路。