【壓縮機網(wǎng)】1、油泵故障描述

 

　　1.1 機組介紹

 

　　該注氣壓縮機組是對稱(chēng)平衡型往復壓縮機組（如圖1），采用6缸2級壓縮，一級3個(gè)氣缸配備余隙調節，二級3個(gè)氣缸配備尾桿結構。驅動(dòng)機采用國產(chǎn)高壓防爆電機，空冷器冷卻。進(jìn)口壓力5.0～7.0MPa，出口上限壓力34.5MPa，下限壓力18MPa，排氣量≥710m³/h，機組轉速980r/min。

 

　　壓縮機組潤滑系統分為集體潤滑油系統和氣缸潤滑油系統，機組配有由曲軸驅動(dòng)的齒輪式主油泵和一個(gè)單獨的、獨立驅動(dòng)的全壓力輔助油泵。

 

　　主油泵是由壓縮機曲軸非動(dòng)力端輸入通過(guò)拔盤(pán)和拔銷(xiāo)進(jìn)行傳動(dòng)，同時(shí)主油泵主動(dòng)齒輪軸末端通過(guò)插銷(xiāo)方式驅動(dòng)主油泵。

 

　　1.2 故障情況

 

　　該機組在工廠(chǎng)測試階段，當機組轉速提升至980r/min，油壓0.6MPa，運行至20min時(shí)，機組的軸頭泵突發(fā)異響，主油泵蓋端冒煙，現場(chǎng)可聞到金屬切削氣味，隨即立刻停止試驗，檢測油泵溫度達到218℃，靠近撥盤(pán)位置達到270℃。拆卸后發(fā)現主油泵主動(dòng)軸拗斷，拗斷位置為主動(dòng)軸與撥盤(pán)交接處，連接方式為鍵連接，如圖2所示。
 

 

　　通過(guò)對機組拆檢發(fā)現：油泵主動(dòng)軸與從動(dòng)軸在泵蓋端均存在軸與銅套抱死、銅套外壁出現轉動(dòng)現象，主動(dòng)軸與撥盤(pán)鍵槽連接處發(fā)生拗斷，撥盤(pán)內殘余軸發(fā)生明顯變形，如圖3所示。

 

 

　　2、故障原因判斷

 

　　在壓縮機組機械運轉試驗過(guò)程中主油泵軸出現故障后，隨即對壓縮機組整個(gè)軸系、聯(lián)軸器對中、主油泵的傳動(dòng)方式及安裝情況進(jìn)行了檢查，同時(shí)對主機主軸承底部間隙進(jìn)行了復核。根據現場(chǎng)檢測和排查情況看，分析認為造成該問(wèn)題的原因可能是：

 

　?。?）中心注油孔結構降低了輸入軸材料強度；扭斷處外徑尺寸為φ30mm，中心注油孔為φ12mm；對于扭斷處的實(shí)際徑向尺寸單邊只有9mm，再減去4mm的平鍵深度，平鍵部位尺寸只有5mm，設計尺寸偏小可能導致軸頭泵輸入軸扭斷。

 

　?。?）主油泵安裝不到位，泵主體安裝偏心，使油泵軸運行中產(chǎn)生額外扭矩。通過(guò)檢查主油泵與機體的安裝端面，發(fā)現一側有0.5mm間隙，表明主油泵存在安裝不到位的現象，會(huì )造成主油泵主動(dòng)軸與壓縮機曲軸不同心，使油泵主動(dòng)軸產(chǎn)生附加徑向力；同時(shí)油泵傳動(dòng)方式采用了雙撥銷(xiāo)結構，在軸不同心條件下會(huì )增加油泵軸的附加徑向力，從而導致油泵主軸異常斷裂。

 

　?。?）試驗用驅動(dòng)電機底座強度不夠，在壓縮機曲軸帶動(dòng)主油泵旋轉過(guò)程中，存在異常跳動(dòng)現象。運轉試驗使用的驅動(dòng)電機功率為160kW，電機軸徑較細，同時(shí)驅動(dòng)電機底座強度薄弱，而壓縮機組的聯(lián)軸器飛輪重量為880kg，試驗條件下的軸系剛性較差，機組曲軸遠端的油泵端跳動(dòng)變大，特別是在運轉試驗過(guò)程中將轉速由600r/min提高到980r/min時(shí)，驅動(dòng)電機及其底座出現明顯的擺動(dòng)現象，事后檢查聯(lián)軸器對中也驗證存在異常跳動(dòng)現象，這些都對主油泵的主動(dòng)軸產(chǎn)生破壞性的附加力。

 

　　3、仿真分析

 

　　3.1 工況模擬

 

　　結合有限元分析軟件對事故原因進(jìn)行分析，以曲軸的斷裂位置為主要研究對象，建立模型。根據設計參數，當齒輪泵在980r/min轉速下運行時(shí)，油泵齒輪軸主要載荷為油壓產(chǎn)生的扭矩，系統油壓為0.6MPa（G），壓縮泵功率為3.9kW，齒輪軸扭矩為38.3N·m，注油器負載功率以10N·m進(jìn)行計算。油泵輸入軸的總負載為48.3N·m的扭矩。在故障中，齒輪軸的齒面未發(fā)生損壞，僅起到了傳遞載荷的作用，故可忽略其對模型的影響。結合工況對模型加載如圖4所示。
 

 

　　以拗斷輸入軸為分析對象，齒輪軸存在980r /min的轉速，且齒輪面包含油壓扭矩38.3N·m和主油泵負載扭矩10N·m，在滑動(dòng)軸承位置包含負載2%的摩擦扭矩（通常取值2%～5%），并將鍵槽面作為固定邊界確保扭矩平衡。

 

　　3.2 中心注油孔結構分析

 

　　經(jīng)有限元計算，齒輪軸鍵槽位置的應力分布如圖5（a）所示。當采用中心孔結構時(shí)，扭矩對鍵槽表面的平均應力為230～300MPa，鍵槽邊線(xiàn)最大應力為447MPa。為分析中心孔結構是否對強度產(chǎn)生影響，以無(wú)孔結構進(jìn)行對比分析，對比分析結果如圖5所示。
 

 

　　當采用無(wú)中心孔結構時(shí)，扭矩對鍵槽表面的平均應力為240～310MPa，鍵槽邊線(xiàn)最大應力為450MPa。兩者誤差在2%左右，屬于正常的計算誤差范圍。且從應力分布狀況可知，2種結構下應力均未擴散至軸心孔附近，中心孔結構滿(mǎn)足設計的許用要求?？烧J為2種結構下扭矩對油泵軸的影響差異較小。
 

 

　　3.3 軸承抱死對油泵軸影響分析

 

　　在油泵運轉過(guò)程中，滑動(dòng)軸承起到了降低摩擦，減少齒輪軸扭矩的作用。通過(guò)對故障軸套的檢測可知，軸套外側與泵體間存在摩擦，抱死后在原軸套外側形成了新的滑動(dòng)軸承。故障過(guò)程可簡(jiǎn)化理解為抱死軸承為系統增加了額外扭矩負載。以扭矩增加作為主要參數，分析鍵槽面的應力變化規律，計算結果如圖6所示。其中橫坐標為扭矩的變化倍率，縱坐標為鍵槽面的平均應力。在扭矩增加到額定狀態(tài)的1.5和2倍時(shí)，齒輪軸鍵槽接觸應力如圖7所示。通過(guò)應力云圖可知，當油泵達到1.5倍功率時(shí)，鍵槽處的平均應力在360MPa左右。在2倍功率時(shí)，鍵槽的應力為480MPa左右。兩者相比于材料40Cr的屈服極限680MPa仍保有一定的安全系數。故軸套抱死、銅套外壁轉動(dòng)對齒輪軸拗斷影響較小。
 

 

　　3.4 偏心安裝對結構應力影響

 

　　由于主油泵與機體安裝端面一側局部存在0.5mm間隙，通過(guò)計算可知：當裝配間隙為0.5mm 狀態(tài)時(shí)，主軸與撥銷(xiāo)的實(shí)際偏心量為0.375mm，即撥銷(xiāo)端運動(dòng)軌跡呈直徑0.75mm的圓周運動(dòng)。撥盤(pán)與主動(dòng)軸的設計間隙為0.065～0.106mm，安裝引起的偏差遠大于主動(dòng)軸與撥盤(pán)的實(shí)際裝配間隙。結合有限元分析軟件，模擬軸頭連接處的變形與應力分布如圖8所示。最大應力為334MPa，位于齒輪軸鍵槽與撥銷(xiāo)連接處。因齒輪軸工作中扭矩已產(chǎn)生447MPa的最大應力。兩者共同作用下最大應力為771MPa，局部應力超過(guò)材料屈服極限。
 

 

　　受安裝間隙影響，主油泵主動(dòng)軸與壓縮機曲軸不同心，造成泵體在機組內呈現偏斜的運轉狀態(tài)，產(chǎn)生了額外彎矩，造成主動(dòng)軸與撥銷(xiāo)接觸部位的彎曲變形，因為機組轉速過(guò)高，齒輪軸產(chǎn)生了高頻彎扭效果，造成局部升溫。

 

　　3.5 溫度對材料強度影響分析

 

　　通過(guò)對故障現場(chǎng)的問(wèn)題分析，在油泵溫度達到218℃，靠近撥盤(pán)位置達到270℃。為確定溫度對事故的影響，采用材料溫度-強度進(jìn)行驗證。結合材料高溫狀態(tài)的屈服強度表1可知，在250℃以上是，40Cr的屈服極限為530MPa；在400℃時(shí)，材料屈服極限為440MPa。高溫會(huì )大大降級材料的屈服極限，易造成材料失效。在高溫狀態(tài)下，中心孔結構和無(wú)孔結構會(huì )發(fā)生熱變形，以270℃為溫度條件，且齒輪軸存在偏心彎矩狀態(tài)時(shí)，軸頭的熱變形趨勢如圖9所示。高溫狀態(tài)降低了材料強度，同時(shí)彎矩使空心軸產(chǎn)生了塌陷變形，為鍵的切削作用產(chǎn)生了空間。此時(shí)中心孔結構抵抗高溫變形的能力低于無(wú)孔結構。

 

　　4、結論與解決方案

 

　　根據分析，主油泵拗斷問(wèn)題是由多項原因共同產(chǎn)生的結果，多方面因素最終導致了齒輪軸在機械運轉試驗中發(fā)生了拗斷。主要原因為：

 

　?。?）偏心安裝使齒輪軸產(chǎn)生了額外彎矩，提高了齒輪軸的負載。

 

　?。?）受到高轉速的影響，齒輪軸高頻彎扭造成局部升溫，溫度明顯降低了材料強度。

 

　?。?）中心孔結構抗變形能力較弱，在鍵槽處塌陷變形；連接鍵對變形后的軸頭產(chǎn)生了切削效應，進(jìn)一步提升了溫度。

 

　　根據以上結論，提出解決方案如下：

 

　?。?）改進(jìn)工裝要求，提高加工精度，確保油泵的齒輪軸對中準確。油泵安裝后檢查油泵與壓縮機曲軸的同軸度，并消除油泵與機體接合面的間隙，同時(shí)將雙拔銷(xiāo)傳動(dòng)改為單拔銷(xiāo)結構，避免油泵主動(dòng)軸附加力的產(chǎn)生。

 

　?。?）加強試驗用驅動(dòng)電機底座結構，同時(shí)對其上下底座進(jìn)行了灌漿處理，對聯(lián)軸器進(jìn)行重新找正，提高試驗條件下的軸系運轉平穩性。

 

　?。?）優(yōu)化齒輪軸結構，將中心孔結構改為實(shí)心軸，采用側向注油孔保證軸套油壓。

 

　　通過(guò)對故障問(wèn)題的原因分析、判斷及措施的應用，有效解決了壓縮機組主油泵主軸拗斷問(wèn)題，對機組長(cháng)期穩定運行的提供有效保障。該問(wèn)題的妥善正確處理，為解決類(lèi)似問(wèn)題提供了參考方案。
 

 

　　參考文獻

 

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