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TECHNIQUE

往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进

   1、油泵故障描述
 
  1.1 机组介绍
 
  该注气压缩机组是对称平衡型往复压缩机组(如图1),采用6缸2级压缩,一级3个气缸配备余隙调节,二级3个气缸配备尾杆结构。驱动机采用国产高压防爆电机,空冷器冷却。进口压力5.0~7.0MPa,出口上限压力34.5MPa,下限压力18MPa,排气量≥710m3/h,机组转速980r/min。
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  压缩机组润滑系统分为集体润滑油系统和气缸润滑油系统,机组配有由曲轴驱动的齿轮式主油泵和一个单独的、独立驱动的全压力辅助油泵。
 
  主油泵是由压缩机曲轴非动力端输入通过拔盘和拔销进行传动,同时主油泵主动齿轮轴末端通过插销方式驱动主油泵。
 
  1.2 故障情况
 
  该机组在工厂测试阶段,当机组转速提升至980r/min,油压0.6MPa,运行至20min时,机组的轴头泵突发异响,主油泵盖端冒烟,现场可闻到金属切削气味,随即立刻停止试验,检测油泵温度达到218℃,靠近拨盘位置达到270℃。拆卸后发现主油泵主动轴拗断,拗断位置为主动轴与拨盘交接处,连接方式为键连接,如图2所示。
 
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  通过对机组拆检发现:油泵主动轴与从动轴在泵盖端均存在轴与铜套抱死、铜套外壁出现转动现象,主动轴与拨盘键槽连接处发生拗断,拨盘内残余轴发生明显变形,如图3所示。
 
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  2、故障原因判断
 
  在压缩机组机械运转试验过程中主油泵轴出现故障后,随即对压缩机组整个轴系、联轴器对中、主油泵的传动方式及安装情况进行了检查,同时对主机主轴承底部间隙进行了复核。根据现场检测和排查情况看,分析认为造成该问题的原因可能是:
 
  (1)中心注油孔结构降低了输入轴材料强度;扭断处外径尺寸为φ30mm,中心注油孔为φ12mm;对于扭断处的实际径向尺寸单边只有9mm,再减去4mm的平键深度,平键部位尺寸只有5mm,设计尺寸偏小可能导致轴头泵输入轴扭断。
 
  (2)主油泵安装不到位,泵主体安装偏心,使油泵轴运行中产生额外扭矩。通过检查主油泵与机体的安装端面,发现一侧有0.5mm间隙,表明主油泵存在安装不到位的现象,会造成主油泵主动轴与压缩机曲轴不同心,使油泵主动轴产生附加径向力;同时油泵传动方式采用了双拨销结构,在轴不同心条件下会增加油泵轴的附加径向力,从而导致油泵主轴异常断裂。
 
  (3)试验用驱动电机底座强度不够,在压缩机曲轴带动主油泵旋转过程中,存在异常跳动现象。运转试验使用的驱动电机功率为160kW,电机轴径较细,同时驱动电机底座强度薄弱,而压缩机组的联轴器飞轮重量为880kg,试验条件下的轴系刚性较差,机组曲轴远端的油泵端跳动变大,特别是在运转试验过程中将转速由600r/min提高到980r/min时,驱动电机及其底座出现明显的摆动现象,事后检查联轴器对中也验证存在异常跳动现象,这些都对主油泵的主动轴产生破坏性的附加力。
 
  3、仿真分析
 
  3.1 工况模拟
 
  结合有限元分析软件对事故原因进行分析,以曲轴的断裂位置为主要研究对象,建立模型。根据设计参数,当齿轮泵在980r/min转速下运行时,油泵齿轮轴主要载荷为油压产生的扭矩,系统油压为0.6MPa(G),压缩泵功率为3.9kW,齿轮轴扭矩为38.3N·m,注油器负载功率以10N·m进行计算。油泵输入轴的总负载为48.3N·m的扭矩。在故障中,齿轮轴的齿面未发生损坏,仅起到了传递载荷的作用,故可忽略其对模型的影响。结合工况对模型加载如图4所示。
 
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  以拗断输入轴为分析对象,齿轮轴存在980r /min的转速,且齿轮面包含油压扭矩38.3N·m和主油泵负载扭矩10N·m,在滑动轴承位置包含负载2%的摩擦扭矩(通常取值2%~5%),并将键槽面作为固定边界确保扭矩平衡。
 
  3.2 中心注油孔结构分析
 
  经有限元计算,齿轮轴键槽位置的应力分布如图5(a)所示。当采用中心孔结构时,扭矩对键槽表面的平均应力为230~300MPa,键槽边线最大应力为447MPa。为分析中心孔结构是否对强度产生影响,以无孔结构进行对比分析,对比分析结果如图5所示。
 
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  当采用无中心孔结构时,扭矩对键槽表面的平均应力为240~310MPa,键槽边线最大应力为450MPa。两者误差在2%左右,属于正常的计算误差范围。且从应力分布状况可知,2种结构下应力均未扩散至轴心孔附近,中心孔结构满足设计的许用要求。可认为2种结构下扭矩对油泵轴的影响差异较小。
 
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  3.3 轴承抱死对油泵轴影响分析
 
  在油泵运转过程中,滑动轴承起到了降低摩擦,减少齿轮轴扭矩的作用。通过对故障轴套的检测可知,轴套外侧与泵体间存在摩擦,抱死后在原轴套外侧形成了新的滑动轴承。故障过程可简化理解为抱死轴承为系统增加了额外扭矩负载。以扭矩增加作为主要参数,分析键槽面的应力变化规律,计算结果如图6所示。其中横坐标为扭矩的变化倍率,纵坐标为键槽面的平均应力。在扭矩增加到额定状态的1.5和2倍时,齿轮轴键槽接触应力如图7所示。通过应力云图可知,当油泵达到1.5倍功率时,键槽处的平均应力在360MPa左右。在2倍功率时,键槽的应力为480MPa左右。两者相比于材料40Cr的屈服极限680MPa仍保有一定的安全系数。故轴套抱死、铜套外壁转动对齿轮轴拗断影响较小。
 
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  3.4 偏心安装对结构应力影响
 
  由于主油泵与机体安装端面一侧局部存在0.5mm间隙,通过计算可知:当装配间隙为0.5mm 状态时,主轴与拨销的实际偏心量为0.375mm,即拨销端运动轨迹呈直径0.75mm的圆周运动。拨盘与主动轴的设计间隙为0.065~0.106mm,安装引起的偏差远大于主动轴与拨盘的实际装配间隙。结合有限元分析软件,模拟轴头连接处的变形与应力分布如图8所示。最大应力为334MPa,位于齿轮轴键槽与拨销连接处。因齿轮轴工作中扭矩已产生447MPa的最大应力。两者共同作用下最大应力为771MPa,局部应力超过材料屈服极限。
 
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  受安装间隙影响,主油泵主动轴与压缩机曲轴不同心,造成泵体在机组内呈现偏斜的运转状态,产生了额外弯矩,造成主动轴与拨销接触部位的弯曲变形,因为机组转速过高,齿轮轴产生了高频弯扭效果,造成局部升温。
 
  3.5 温度对材料强度影响分析
 
  通过对故障现场的问题分析,在油泵温度达到218℃,靠近拨盘位置达到270℃。为确定温度对事故的影响,采用材料温度-强度进行验证。结合材料高温状态的屈服强度表1可知,在250℃以上是,40Cr的屈服极限为530MPa;在400℃时,材料屈服极限为440MPa。高温会大大降级材料的屈服极限,易造成材料失效。在高温状态下,中心孔结构和无孔结构会发生热变形,以270℃为温度条件,且齿轮轴存在偏心弯矩状态时,轴头的热变形趋势如图9所示。高温状态降低了材料强度,同时弯矩使空心轴产生了塌陷变形,为键的切削作用产生了空间。此时中心孔结构抵抗高温变形的能力低于无孔结构。
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  4、结论与解决方案
 
  根据分析,主油泵拗断问题是由多项原因共同产生的结果,多方面因素最终导致了齿轮轴在机械运转试验中发生了拗断。主要原因为:
 
  (1)偏心安装使齿轮轴产生了额外弯矩,提高了齿轮轴的负载。
 
  (2)受到高转速的影响,齿轮轴高频弯扭造成局部升温,温度明显降低了材料强度。
 
  (3)中心孔结构抗变形能力较弱,在键槽处塌陷变形;连接键对变形后的轴头产生了切削效应,进一步提升了温度。
 
  根据以上结论,提出解决方案如下:
 
  (1)改进工装要求,提高加工精度,确保油泵的齿轮轴对中准确。油泵安装后检查油泵与压缩机曲轴的同轴度,并消除油泵与机体接合面的间隙,同时将双拔销传动改为单拔销结构,避免油泵主动轴附加力的产生。
 
  (2)加强试验用驱动电机底座结构,同时对其上下底座进行了灌浆处理,对联轴器进行重新找正,提高试验条件下的轴系运转平稳性。
 
  (3)优化齿轮轴结构,将中心孔结构改为实心轴,采用侧向注油孔保证轴套油压。
 
  通过对故障问题的原因分析、判断及措施的应用,有效解决了压缩机组主油泵主轴拗断问题,对机组长期稳定运行的提供有效保障。该问题的妥善正确处理,为解决类似问题提供了参考方案。
 
往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进
 
  参考文献
 
  [1] GB/T26429-2010设备工程监理规范[S].
  [2] 刘鸿文.材料力学(玉)第4版[M].北京:高等教育出版社.
  [3] 库克,等,关正西,强洪夫译.有限元分析的概念与应用(第4版)(美)[M].西安:西安交通大学出版社.
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