新型分體式鎖緊盤聯(lián)軸器的設(shè)計與應(yīng)用

楊愛林

秦皇島港股份有限公司第九港務(wù)分公司

1 引言

秦皇島港煤五期取料機(jī)懸皮驅(qū)動單元包含電機(jī)、偶合器、減速機(jī)、聯(lián)軸器、滾筒，通過2個半聯(lián)軸器實(shí)現(xiàn)減速機(jī)與滾筒間的剛性連接，整個懸皮驅(qū)動平臺通過鉸支座固定在回轉(zhuǎn)平臺上[1]。近幾年，出現(xiàn)了數(shù)次由于聯(lián)軸器斷裂造成驅(qū)動平臺整體倒塌的重大險情。為解決此隱患，通過現(xiàn)場分析和研究，總結(jié)了原聯(lián)軸器存在的幾點(diǎn)問題。

(1)原聯(lián)軸器存在應(yīng)力集中，加之長時間高負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)，容易在應(yīng)力集中處產(chǎn)生疲勞斷裂，存在極大安全隱患。

(2)原聯(lián)軸器無定位止口，安裝后容易產(chǎn)生滾筒和減速機(jī)軸心不對中情況。

(3)聯(lián)軸器及鎖緊盤拆裝難度較大，維修容易造成設(shè)備的二次損傷。

(4)聯(lián)軸器鎖緊盤所處位置空間狹小，且維修過程需要進(jìn)行電氣焊作業(yè)，存在較大安全隱患。

(5)每次更換滾筒、減速機(jī)等部件時，都需要對聯(lián)軸器和鎖緊盤進(jìn)行破壞拆除，并使用新聯(lián)軸器鎖緊盤進(jìn)行重新安裝，維修更換成本高。

(6)由于原聯(lián)軸器采用鉸制孔螺栓定位，因此需要成對制作、更換，造成聯(lián)軸器必須成對存儲，備件儲備成本高。

(7)由于諸多不利因素，造成維修耗時較大，影響設(shè)備正常生產(chǎn)運(yùn)行。

為了降低懸皮聯(lián)軸器的最大應(yīng)力，提高維修效率和安全性，通過查閱相關(guān)手冊，技術(shù)人員設(shè)計了一種新型分體式鎖緊盤聯(lián)軸器，通過有限元軟件進(jìn)行仿真分析和計算，得出應(yīng)力低于疲勞極限，較原聯(lián)軸器最大應(yīng)力降低近50%。經(jīng)現(xiàn)場安裝運(yùn)行2年，新型分開法蘭式聯(lián)軸器鎖緊盤運(yùn)行穩(wěn)定，未發(fā)現(xiàn)異常，質(zhì)量可靠。此次改造提高了懸皮聯(lián)軸器的強(qiáng)度，消除了因疲勞斷裂而形成的驅(qū)動站重大安全隱患。

2 立項(xiàng)背景

根據(jù)統(tǒng)計，從2012年到2016年，煤五期共有3臺取料機(jī)懸皮驅(qū)動聯(lián)軸器發(fā)生了共計6次斷裂事故，均造成驅(qū)動平臺坍塌的險情，由于在驅(qū)動平臺下方提前放置的枕木起到了減震作用，才未造成重大設(shè)備損傷，現(xiàn)場無人員受傷。

懸皮驅(qū)動平臺通過固定鉸支座與下方平臺連接，減速機(jī)與驅(qū)動滾筒通過聯(lián)軸器進(jìn)行剛性連接，整個驅(qū)動平臺總重量達(dá)到7.67 t。懸皮驅(qū)動平臺與固定鉸支座見圖1。

圖1 懸皮驅(qū)動平臺與固定鉸支座

取料機(jī)懸皮驅(qū)動不斷運(yùn)轉(zhuǎn)，聯(lián)軸器長時間承受輸出轉(zhuǎn)矩；聯(lián)軸器連接滾筒和減速機(jī)，在鉸支座和滾筒軸承座之間，起到了分擔(dān)一部分重量的作用，在傳遞轉(zhuǎn)矩的同時，還需承受驅(qū)動平臺重力帶來的附加彎矩。聯(lián)軸器在轉(zhuǎn)矩與彎矩的交變作用下出現(xiàn)了疲勞斷裂。

聯(lián)軸器發(fā)生斷裂，不僅嚴(yán)重影響作業(yè)效率，更造成了極大的安全隱患。懸皮驅(qū)動由6 kV高壓供電，平臺坍塌有高壓電打火風(fēng)險，重達(dá)7.67 t的平臺會對周圍人員造成極大的人身安全風(fēng)險。因此提高聯(lián)軸器使用壽命，消除斷裂隱患至關(guān)重要。

3 改造技術(shù)方案

3.1 總體設(shè)計

首先對作業(yè)現(xiàn)場進(jìn)行分析研究，煤五期取料機(jī)懸皮減速機(jī)輸出軸和滾筒軸在同一中心線上，且二者無相對運(yùn)動，當(dāng)大臂進(jìn)行俯仰動作時，大臂以俯仰鉸點(diǎn)為軸心轉(zhuǎn)動，懸皮驅(qū)動平臺以懸皮驅(qū)動鉸支座為軸心轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)動過程中，滾筒所在的大臂和減速機(jī)所在的驅(qū)動平臺位置都會發(fā)生改變。

對原聯(lián)軸器進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析和應(yīng)力計算，找到最大應(yīng)力和危險截面[2]。通過計算分析、結(jié)構(gòu)優(yōu)化、形式改進(jìn)等多項(xiàng)技術(shù)措施，將聯(lián)軸器強(qiáng)度提高到安全水平。由于聯(lián)軸器拆裝困難，給維修作業(yè)帶來了很大的不利影響，長時間高負(fù)荷的維修作業(yè)，不僅嚴(yán)重影響設(shè)備生產(chǎn)，還會帶來極大的安全隱患，因此，需要對聯(lián)軸器的拆裝形式進(jìn)行優(yōu)化，提高維修效率和安全性，降低維修成本和存儲成本。最終通過現(xiàn)場運(yùn)行檢驗(yàn)，確定改進(jìn)后聯(lián)軸器是否運(yùn)轉(zhuǎn)正常，表面是否出現(xiàn)微小裂紋，是否消除斷裂隱患。

3.2 受力計算

重力彎矩、輸出扭矩、附加扭矩等都會對懸皮聯(lián)軸器的使用壽命產(chǎn)生一定的影響。通過查閱取料機(jī)懸皮驅(qū)動電機(jī)參數(shù)，計算聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T為

T=9 550Pη/n

(1)

式中，P為電機(jī)的功率，kW；η為機(jī)械效率；n為輸出的轉(zhuǎn)速，r/min。

由式(1)可得T=27.158 kNm。

懸皮驅(qū)動相關(guān)部件質(zhì)量表見表1，取料機(jī)懸皮驅(qū)動相關(guān)位置圖見圖2。

表1 懸皮驅(qū)動相關(guān)部件質(zhì)量表

圖2 取料機(jī)懸皮驅(qū)動相關(guān)位置圖

其中，F(xiàn)a對應(yīng)位置為減速機(jī)輸出軸中心，F(xiàn)b對應(yīng)位置為懸皮驅(qū)動鉸點(diǎn)座中心，取料機(jī)懸皮驅(qū)動站總重量為7.678 t，由此計算兩點(diǎn)受力值。

Fa+Fb=7.678×104

(2)

Fa(1 963-395)=1 218Fb

(3)

由式(2)、(3)可得Fa值為33 567 N，F(xiàn)b值為43 213 N。

通過聯(lián)軸器的受力及尺寸參數(shù)，計算得聯(lián)軸器所受到的彎矩M為：

M=FaL

(4)

式中，L為力臂長度，m。

由式(4)可得M=-17.32 kNm(負(fù)號表示彎矩向下)。

3.3 原聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)分析

原取料機(jī)懸皮聯(lián)軸器圖紙見圖3。原聯(lián)軸器無定位止口，通過16條M30的鉸制孔螺栓實(shí)現(xiàn)半聯(lián)軸器的定位。原聯(lián)軸器采用熱裝方式進(jìn)行安裝，必須進(jìn)行切割拆除，不僅造成物資浪費(fèi)，還極大影響維修效率。聯(lián)軸器所處位置復(fù)雜，聯(lián)軸器每側(cè)只能容納1人站位，工作難度高，維修過程中極有可能造成減速機(jī)油封、減速機(jī)軸、滾筒軸等部件的二次損傷。原聯(lián)軸器法蘭盤通過鉸制孔螺栓固定，為了提高安裝精度，原聯(lián)軸器必須成對制作、使用，以提高儲存成本和更換成本。

圖3 原取料機(jī)懸皮聯(lián)軸器圖紙

從現(xiàn)場聯(lián)軸器損傷情況看，聯(lián)軸器在內(nèi)孔處發(fā)生斷裂，為了確定聯(lián)軸器損傷原因，對聯(lián)軸器進(jìn)行了力學(xué)仿真分析。通過實(shí)體建模、網(wǎng)格劃分、增加約束、施加載荷等操作，得出聯(lián)軸器最大應(yīng)力在鎖緊盤螺栓的內(nèi)孔位置，數(shù)值為379.4 MPa，未超過材料的許用應(yīng)力785 MPa。

通過對聯(lián)軸器損傷斷面的分析，并與相關(guān)文獻(xiàn)技術(shù)資料進(jìn)行比對，得出長時間、高負(fù)荷的運(yùn)轉(zhuǎn)是造成懸皮聯(lián)軸器發(fā)生疲勞斷裂的主要原因。分析得出，聯(lián)軸器應(yīng)力集中位置設(shè)計不合理，聯(lián)軸器易斷截面積變小、強(qiáng)度不足。為提高疲勞強(qiáng)度，延長聯(lián)軸器的使用壽命，需對相關(guān)位置進(jìn)行改進(jìn)。

3.4 新聯(lián)軸器設(shè)計

在大扭矩交變載荷、沖擊載荷的工況下，軸的連接方式主要采用無鍵連接，常用方式有兩種：一種是軸與轂孔之間采用脹套連接；另一種是軸與軸套采用鎖緊盤連接[3]。脹套連接是在軸與輪轂之間放置一對內(nèi)、外錐面貼合的脹緊套，在高強(qiáng)度螺栓預(yù)緊力的作用下，內(nèi)環(huán)縮小，外環(huán)漲大，使內(nèi)環(huán)與軸、外環(huán)與輪轂緊密貼合，產(chǎn)生足夠大的摩擦力，以傳遞扭矩、軸向力或兩者的復(fù)合載荷。

原聯(lián)軸器鎖緊盤安裝方式是先將聯(lián)軸器熱裝至滾筒軸，再進(jìn)行鎖緊盤鎖緊。新設(shè)計將聯(lián)軸器與鎖緊盤進(jìn)行分體安裝，所有分體部件均通過螺栓固定，借助螺栓的預(yù)緊力，完成錐面固定，實(shí)現(xiàn)懸皮驅(qū)動減速機(jī)與滾筒的緊固連接。新型鎖緊盤聯(lián)軸器三維圖見圖4，從左側(cè)起依次為鎖緊外套、鎖緊內(nèi)套、聯(lián)軸器法蘭盤。左右兩側(cè)對稱安裝，法蘭盤一側(cè)為內(nèi)止口、一側(cè)為外止口，所有部件均為獨(dú)立部件，通過螺栓進(jìn)行緊固，安裝后聯(lián)軸器見圖5。

圖4 新型鎖緊盤聯(lián)軸器三維圖

1.法蘭盤1 2.法蘭盤2 3.鎖緊盤 4.M30鎖緊螺栓 5.M27鎖緊螺栓圖5 新型分體鎖緊盤聯(lián)軸器裝配圖

與原鎖緊盤和凸緣半聯(lián)軸器相比，新鎖緊盤聯(lián)軸器有以下幾點(diǎn)不同：

(1)原鎖緊盤上螺栓緊固后，通過鎖緊盤上的錐面壓力實(shí)現(xiàn)鎖緊盤、聯(lián)軸器、軸的固定，新鎖緊盤聯(lián)軸器通過螺栓實(shí)現(xiàn)聯(lián)軸器和鎖緊盤內(nèi)外套的固定，同時保證鎖緊盤內(nèi)套與軸的直接接觸固定，鎖緊效果更好。

(2)新鎖緊盤聯(lián)軸器在2個法蘭盤內(nèi)側(cè)均設(shè)有環(huán)形定位止口，鎖緊外套和內(nèi)套設(shè)有錐度相同的內(nèi)外錐孔，能更好地實(shí)現(xiàn)零部件定位。

(3)新設(shè)計的鎖緊盤聯(lián)軸器，通過高強(qiáng)螺栓將鎖緊盤與聯(lián)軸器緊固在一起，并在半聯(lián)軸器上設(shè)計定位止口，消除原應(yīng)力集中，并將原聯(lián)軸器上的鉸制孔螺栓取消。

(4)新鎖緊盤聯(lián)軸器按額定的扭緊力矩擰緊高強(qiáng)度螺栓，鎖緊裝置對軸施加徑向壓力，即該裝置利用自身的錐度結(jié)構(gòu)，從內(nèi)部對軸施加壓力，使軸與鎖緊聯(lián)接法蘭之間形成過盈配合，來傳遞扭矩和軸向力。這種可控的過盈聯(lián)接，可安全地傳遞大扭矩和軸向載荷。

(5)新鎖緊盤聯(lián)軸器鎖緊后，法蘭盤錐面和鎖緊外套端部平面、錐面同時受力，法蘭受彎矩載荷并開始彎曲變形時，鎖緊外套內(nèi)端面對法蘭起到一定支撐作用，可用較小的軸徑承受較大的彎矩載荷；法蘭上有減應(yīng)力圓弧，對局部應(yīng)力有釋放作用。

改進(jìn)后有限元應(yīng)力分析結(jié)果見圖6。由圖6可得聯(lián)軸器安裝鎖緊盤螺栓的內(nèi)孔位置存在最大應(yīng)力，數(shù)值為187.6 MPa，與原聯(lián)軸器相比下降了50%；定位止口危險截面的應(yīng)力集中現(xiàn)象也得到了消除，聯(lián)軸器整體強(qiáng)度性能得到了優(yōu)化，避免了薄弱點(diǎn)對整體結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度影響。

圖6 改進(jìn)后計算結(jié)果圖解顯示

4 結(jié)語

新鎖緊盤聯(lián)軸器最大應(yīng)力下降了50%，危險截面的應(yīng)力得到了改進(jìn)，極大地降低了設(shè)備故障概率、維修成本和存儲成本，維修效率、維修安全等也都得到了改善。新型分體式鎖緊盤聯(lián)軸器改進(jìn)完成后，安裝在R12-2取料機(jī)上，經(jīng)后期監(jiān)護(hù)與檢查，懸皮驅(qū)動已平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)3年，未出現(xiàn)表面裂紋和異常情況，達(dá)到了預(yù)期目標(biāo)。