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# 涼水塔風機在運轉過程中突然發生斷裂，所幸發現及時，沒有對減速箱、電機和聯軸節等造成大的損壞。風機的傳動結構如圖1 所示。聯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。聯軸器由傳動軸、半聯軸器、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 風機傳動結構示意圖

該風機型號為LF—47E，轉速為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。以下從運行環境、檢修質量、靜態受力的強度、剛度，以及旋轉狀態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 運行環境

LF 型風機系涼水塔專用的軸流式風機，長期連續工作在濕熱的環境中，工作環境比較惡劣。風機經過長時間的運行，減速箱體銹蝕嚴重；聯軸器雖然涂有防銹漆，但有的部位漆已脫落，這樣就很容易產生斑點銹蝕。此次傳動軸的斷裂處周圍防銹漆全部脫落，經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）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，再加上潮濕的環境，銹蝕不可避免。

2.1.2 檢修質量

聯軸器的找正對傳動軸的壽命有較大影響。聯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。根據有關規范標準，該風機的同軸度要求：徑向允差≤0.12mm；軸向允差≤0.12mm。后經實際測量校驗，徑向偏差0.15mm、軸向偏差0.14mm，超出要求數值，檢修不合格。

2.1.3 備件質量

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、同心度發現，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。傳動軸在運轉過程中受到扭轉載荷和彎曲載荷的共同作用。由轉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

扭轉載荷對應的扭轉剪應力計算見式（2）。

式中：τ——扭轉剪應力，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

最大彎曲經撓度（ymax）發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。

最大轉角（θ）發生在傳動軸的端面[1]，其計算式見式（7）。

許用轉角[θ]=0.001 弧度，因此θ＜[θ]。

斷裂處的扭轉角（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 等數值代入公式（8），得φ=0.161 °/ m。

而許用扭轉角[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——轉動角速度，rad/ s；

a——系數，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速ncr1=60f1/ 2π=2400 r/ min。而風機的工作轉速為1450 r/ min，遠遠低于臨界轉速，因此不會發生扭轉振動。

3 改進措施

由于運行環境惡劣，若條件允許，可更換傳動軸的材質為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速和動撓度與有關，可得式（15）。

若要提高臨界轉速，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速、動撓度的關系見表1。

表1 傳動軸在不同截面的臨界轉速與動撓度

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

4 結語

（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、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。