宋玉斌

（潞安化工集團(tuán)古城煤礦， 山西 長(zhǎng)治 046100）

引言

某礦業(yè)公司輸送機(jī)改向滾筒軸出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象，斷裂存在于滾筒附近40～50 mm 之間，也就是軸徑變化明顯的區(qū)域，斷裂面和滾筒軸軸線(xiàn)呈垂直關(guān)系。滾筒軸斷裂現(xiàn)象不僅會(huì)降低輸送機(jī)的工作效率，還會(huì)給操作人員的生產(chǎn)安全帶來(lái)威脅，不利于經(jīng)濟(jì)成本的控制。經(jīng)過(guò)初步分析，總結(jié)出可能造成滾筒軸斷裂的原因，包括滾筒軸徑變化幅度較大，產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，過(guò)大的應(yīng)力產(chǎn)生局部破壞；滾筒軸長(zhǎng)期承受交變載荷的沖擊出現(xiàn)疲勞破壞。為了明確造成滾筒軸斷裂的原因，采取針對(duì)性的措施，避免此類(lèi)事故的出現(xiàn)。本文通過(guò)有限元分析的方式，對(duì)于滾筒軸不同工況下的載荷分布進(jìn)行模擬，得出滾筒軸的失效原因。

1 滾筒軸斷裂故障原因分析

滾動(dòng)軸常見(jiàn)的破壞形式包括疲勞、腐蝕、磨損、撞擊、微動(dòng)以及蠕變等，實(shí)際工作過(guò)程中軸類(lèi)零件通常承受交變載荷的沖擊，因此最為常見(jiàn)的破壞形式為疲勞破壞[1]。原滾筒斷裂事故如圖1-1 所示，觀察斷裂處的表面特征不難發(fā)現(xiàn)，右側(cè)相對(duì)光滑且存在銹跡，為疲勞裂紋擴(kuò)展區(qū)；左側(cè)相對(duì)粗糙，為脆性斷裂區(qū)。

輸送系統(tǒng)的工況在工作過(guò)程中不斷發(fā)生變化，滾筒軸的工況也隨之改變。滾筒軸的載荷分布隨工況變化呈現(xiàn)出周期性或者非周期性的變化規(guī)律。隨著交變載荷的不斷沖擊，材料表面從疲勞源處開(kāi)始形成裂紋形核，裂紋形核出現(xiàn)在靠近滾筒截面變化處40～50 mm 也就是軸徑變化較為明顯的區(qū)域。隨著交變載荷的持續(xù)作用，裂紋不斷擴(kuò)張，滾筒軸的強(qiáng)度剛度不斷削弱，最終產(chǎn)生疲勞斷裂現(xiàn)象。材料疲勞斷裂斷口和現(xiàn)場(chǎng)原滾筒事故照片對(duì)比如圖1 所示。

圖1 疲勞斷裂斷口與現(xiàn)場(chǎng)原滾筒的事故照片對(duì)比圖

2 滾筒軸結(jié)構(gòu)及載荷分析

2.1 結(jié)構(gòu)分析

滾筒軸是滾筒的重要組成部件，主要作用是將軸上零部件連接為一個(gè)整體，起到傳遞載荷的作用。滾筒軸整體結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，軸上零件通常包括軸肩、鍵槽以及環(huán)槽等多個(gè)零件。此外，為了確保零件的定位，零件布置區(qū)域的軸徑往往會(huì)出現(xiàn)較大的變化，出現(xiàn)應(yīng)力集中區(qū)域，局部應(yīng)力過(guò)大使得滾筒軸產(chǎn)生疲勞破壞現(xiàn)象[2]。

滾筒的主要組成部分包括筒體、脹緊聯(lián)結(jié)套、接盤(pán)、滾筒軸以及輸送帶，滾筒軸整體結(jié)構(gòu)圖如圖2 所示。滾筒軸各部件材料和相應(yīng)性能參數(shù)如表1 所示。

圖2 滾筒軸整體結(jié)構(gòu)圖

表1 滾筒軸各部件材料及相應(yīng)性能參數(shù)

根據(jù)表1 和圖2 不難發(fā)現(xiàn)，滾筒軸整體結(jié)構(gòu)較為合理，零部件布置符合相關(guān)要求，根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)照片查詢(xún)相關(guān)案例以及文獻(xiàn)，得出結(jié)論，在軸徑變化較為明顯的區(qū)域，設(shè)計(jì)的過(guò)渡圓角半徑較小，應(yīng)力集中現(xiàn)象未能很好的消除，導(dǎo)致滾筒軸局部應(yīng)力過(guò)大。

2.2 載荷分析

實(shí)際工作過(guò)程中，滾筒軸的載荷分布會(huì)隨著設(shè)備工況的改變而改變。為了對(duì)滾筒軸的應(yīng)力應(yīng)變和疲勞壽命進(jìn)行準(zhǔn)確分析，以正常輸送工況和逆止器逆止工況兩種工況為例，滾筒具體載荷及扭矩如表2 所示。

表2 滾筒具體載荷以及扭矩（輸送量Q=1 200 t/h）

工況1（正常輸送工況）：滾筒除了繞滾筒軸轉(zhuǎn)動(dòng)未受到約束外，左右兩端的徑向和軸向均受到約束。在滾筒包角表面積上施加一個(gè)輸送機(jī)張力。

工況2（逆止器逆止工況）：滾筒左右兩端徑向和軸向均受到約束，繞滾筒軸轉(zhuǎn)動(dòng)也受到約束。在滾筒包角表面積上和滾筒軸上分別施加輸送機(jī)張力以及扭矩[3]。

3 有限元分析

3.1 有限元分析過(guò)程

滾筒軸是滾筒的重要組成部件之一，因此具有整體結(jié)構(gòu)復(fù)雜、載荷分布不均勻以及裝配條件嚴(yán)格等缺點(diǎn)。所以，很難將滾筒軸進(jìn)行整體建模進(jìn)而對(duì)其應(yīng)力分布情況進(jìn)行分析。本文采用有限元分析法，使用ANSYS Workbench 將滾筒軸的模型導(dǎo)入，通過(guò)網(wǎng)格劃分以及接觸設(shè)置的方式得出滾筒軸不同工況下的應(yīng)力應(yīng)變情況。有限元分析流程如圖3 所示。

圖3 有限元分析流程

3.2 有限元計(jì)算結(jié)果及分析

上述2 種工況下，滾筒軸有限元分析的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D如圖4 所示。

根據(jù)圖4 結(jié)果不難發(fā)現(xiàn)，工作載荷最大的情況下，滾筒軸的應(yīng)力分布集中區(qū)域?yàn)檩S端處以及軸階處，最大應(yīng)力為81.515 MPa，滾筒軸使用的材料是40 Cr，許用應(yīng)力公式為：

圖4 不同工況的等效云圖

式中：f 為幾何修正系數(shù)，查表取1.12；a 為裂紋尺寸，mm；Δσ 為應(yīng)力幅，MPa。

裂紋不擴(kuò)展條件如下：

式中：ΔKth為應(yīng)力強(qiáng)度因子幅門(mén)檻值，MPa。

通過(guò)上述分析可得應(yīng)力幅Δσ=40 MPa，材料擴(kuò)展門(mén)檻應(yīng)力強(qiáng)度因子為5.1 MPa，將數(shù)值代入式（2）得出初始裂紋的尺寸為a=4.3 mm。

裂紋線(xiàn)彈性斷裂判據(jù)如下：

最大應(yīng)力強(qiáng)度因子計(jì)算如下：

式中：σs為屈服極限，取 785 MPa；n 為材料安全系數(shù)，取1.34。

將相關(guān)數(shù)值代入式（1）得：[σ]≈585.82 MPa。

根據(jù)圖4 結(jié)果不難發(fā)現(xiàn)，工作過(guò)程中滾筒軸所受最大應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力，結(jié)合事故現(xiàn)場(chǎng)照片斷面情況進(jìn)行分析，確定造成事故的原因是滾筒軸的疲勞斷裂。

根據(jù)上述分析可知，工作載荷最大時(shí)，滾筒軸軸徑變化處產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，局部應(yīng)力過(guò)大導(dǎo)致滾筒軸疲勞破壞。

3.3 提高軸抗疲勞破壞的措施

分析比較不同初始裂紋的裂紋擴(kuò)展壽命可知，初始裂紋的尺寸情況對(duì)于裂紋的擴(kuò)展情況有著很大的影響。裂紋檢測(cè)過(guò)程中，通常選取臨界裂紋尺寸作為檢測(cè)參數(shù)，同現(xiàn)階段的檢測(cè)尺寸進(jìn)行對(duì)比，判斷出滾筒軸是否需要更換或維修。

應(yīng)力強(qiáng)度因子幅由式（2）可得：

式中：Kc為斷裂韌性，查表取 32.716 MPa；δmax為應(yīng)力極值，MPa；ac為臨界裂紋尺寸，mm。

通過(guò)上述分析可知，斷面應(yīng)力極值δmax=40 MPa，將數(shù)值代入式（5）得出臨界裂紋的尺寸ac=170 mm。

裂紋擴(kuò)展速率計(jì)算如下：

式中：C、m 為裂紋擴(kuò)展參數(shù)，查表取C=9.24×10-8、m=1.84。

將數(shù)值代入式（5）得出裂紋的擴(kuò)展速率和ΔK的數(shù)值呈正比關(guān)系，因此要想提升滾筒軸的使用壽命，就要降低應(yīng)力集中帶來(lái)的影響，避免初始裂紋尺寸過(guò)大。

4 結(jié)論

1）滾筒軸產(chǎn)生脆性疲勞的斷裂的主要原因是軸徑變化處過(guò)渡圓角尺寸較小，應(yīng)力集中現(xiàn)象較為明顯。

2）有限元分析結(jié)果驗(yàn)證了滾筒軸的斷裂是由于軸徑變化處的應(yīng)力集中以及交變載荷的沖擊造成的疲勞斷裂。

3）通過(guò)控制應(yīng)力大小、減小應(yīng)力集中以及改進(jìn)軸上零部件結(jié)構(gòu)的方式，延長(zhǎng)滾筒軸的使用壽命。