秦學(xué)恒

1 引言

某公司5 000t/d水泥熟料生產(chǎn)線聯(lián)合粉磨系統(tǒng)配套輥壓機(jī)型號(hào)為RP170-120，輥壓輥直徑1 700mm，寬度1 200mm；配套電動(dòng)機(jī)（動(dòng)、靜輥）功率2×1 000kW，電壓10kV，輸入轉(zhuǎn)速1 480r/min，額定電流69.1A；配套減速機(jī)型號(hào)為GZLP1300C-I（II）80，輸 入 轉(zhuǎn)速1 480r/min，額定 輸出 扭矩523 160N·m，額定功率1 000kW，傳動(dòng)比81.35。輥壓機(jī)設(shè)備布置見圖1。由圖可知，輥壓機(jī)采用一級(jí)平行軸的兩級(jí)行星傳動(dòng)減速機(jī)，減速機(jī)的輸出軸（空心軸）通過鎖緊盤與輥?zhàn)虞S連接，另有懸掛裝置將減速機(jī)安裝在電動(dòng)機(jī)和輥壓機(jī)主體之間；減速機(jī)底部的法蘭，與懸掛裝置的扭力臂法蘭，采用螺栓連接。輥壓機(jī)在運(yùn)行中，因輥面卡異物，短時(shí)間內(nèi)連續(xù)出現(xiàn)了兩次嚴(yán)重的斷螺栓故障。

圖1 輥壓機(jī)設(shè)備空間布置圖

2 故障描述

2.1 故障1：減速機(jī)殼體螺栓組剪斷

水泥磨輥壓機(jī)在夜間交接班時(shí)間段，出現(xiàn)輥面卡異物情況，設(shè)備連鎖保護(hù)停機(jī)。如圖2所示，靜輥減速機(jī)殼體螺栓組整體剪斷，減速機(jī)反方向翻轉(zhuǎn)，萬(wàn)向聯(lián)軸器被甩落，電動(dòng)機(jī)軸彎曲，關(guān)聯(lián)部件損壞。如圖3所示，在此過程中，電機(jī)電流上升至68A后下落（聯(lián)軸器螺栓剪斷和甩落過程（荷載）中產(chǎn)生主電機(jī)電流變化），導(dǎo)致減速機(jī)、電機(jī)損壞嚴(yán)重。

圖2 減速機(jī)、電動(dòng)機(jī)損壞

圖3 輥壓機(jī)電動(dòng)機(jī)故障電流曲線1

輥壓機(jī)輥面卡異物后，靜輥減速機(jī)輸出軸以及與之連接的輥?zhàn)樱谶\(yùn)轉(zhuǎn)過程中被異物卡夾產(chǎn)生制動(dòng)，減速機(jī)輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向見圖4。當(dāng)制動(dòng)載荷超過分度圓直徑為φ1 450mm的18個(gè)銷軸組許用抗剪強(qiáng)度后，造成螺栓組整體剪斷，見圖5，修復(fù)后減速機(jī)的輸出端見圖6。

圖4 面對(duì)輸出端減速機(jī)輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向

圖5 減速機(jī)輸出端殼體銷軸、螺栓位置

圖6 修復(fù)后減速機(jī)輸出端

2.2 故障2：扭力支撐裝置螺栓組拉斷

RP1712輥壓機(jī)的扭力支撐裝置損壞情況見圖7。由圖可知，扭力軸座地腳螺栓（4組）拉斷，連接架的耳板拉斷（注：連接架將扭力軸座與減速機(jī)扭力臂連接一體）。如圖8所示，電機(jī)電流上升至跳停值，設(shè)備連鎖保護(hù)停機(jī)。

圖7 扭力支撐裝置損壞

圖8 輥壓機(jī)電動(dòng)機(jī)故障電流曲線2

輥壓機(jī)輥面卡異物后，靜輥減速機(jī)輸出軸以及與之連接的輥?zhàn)?，在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中被異物卡夾產(chǎn)生制動(dòng)，制動(dòng)載荷超過扭力軸座地腳螺栓抗拉強(qiáng)度后，螺栓組整體拉斷；連接架的耳板單邊掰斷，銷軸竄出。扭力軸座地腳螺栓受力情況如圖9所示。

圖9 扭力軸座地腳螺栓拉斷部位示意圖

3 故障分析

3.1 對(duì)故障1的力學(xué)分析

3.1.1 減速機(jī)殼體螺栓組抗剪荷載計(jì)算

減速機(jī)斷面法蘭與扭力臂連接的螺栓即M30高強(qiáng)螺栓（粗牙，螺距3.5mm）、8.8等級(jí)強(qiáng)度、24組件（含螺母及平、彈性墊圈）；其中，8.8等級(jí)強(qiáng)度的螺栓抗拉強(qiáng)度σb=800MPa，屈服強(qiáng)度σs=640MPa（按照GB/T 3098.1-2000,GB/T 3098.2-2000選?。?；M30螺栓有效直徑d=26.71mm，有效面積S=560.6mm2（GB/T 3908.13-1996）。18組φ30銷軸（孔、軸公差帶選擇為過渡配合，裝配方式：壓力裝配）材料為35#鋼，調(diào)質(zhì)熱處理后其抗拉強(qiáng)度σb=800MPa，屈服強(qiáng)度σs=640MPa；螺栓有效直徑d=30mm，有效面積S=706.5mm2（GB/T 120.2-2000銷B30X145 35#）[1]。

（1）24組M30螺栓抗剪強(qiáng)度的計(jì)算

公式：F許用受剪切力=σs×S（屈服強(qiáng)度σs=640MPa，有效面積S=560.6mm2）=358 784N

因?yàn)閳A周有24組螺栓，所以∑F許用受剪切力=358 784N×24組=8.610 816×103kN。

減速機(jī)底部法蘭螺栓的分度圓直徑為φ1 450mm，故其力臂（回轉(zhuǎn)半徑）為1.450m/2=0.725m。

公式：T承受力矩=F×L（F為上部荷載8.610 816×103kN；L為力臂1.450m/2=0.725m）=6.242 841 6×103kN·m

（2）18組銷軸抗剪強(qiáng)度的計(jì)算

同 上公式F許用受剪切力=σs×S（屈服強(qiáng)度σs=640MPa，有效面積S=706.5mm2）=452 160N。

因?yàn)閳A周有18組銷軸，所以∑F許用受剪切力=452 160N×18組=8.138 88×103kN。

（3）螺栓組預(yù)緊力計(jì)算

式中：

Mt——螺栓預(yù)緊力矩，N·m

K——擰緊力系數(shù)（K取0.12，無(wú)潤(rùn)滑，精加工面）

d——螺紋公稱直徑，mm

P0——預(yù)緊力，N

As——剪切剖面，此處同上有效面積560.6mm2

σ0——螺栓材料的屈服極限，?。?.5～0.7）σs，此處同上抗拉強(qiáng)度640MPa。

M30螺栓組（8.8級(jí)）預(yù)緊力矩：

24組螺栓∑Mt=30 998.937 6N·m

M30螺栓組（8.8級(jí)）預(yù)緊力：

24組螺栓∑P0=8.610 816×103kN

（4）法蘭發(fā)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)最大靜摩擦力計(jì)算

式中：

f——摩擦力，N

μ——摩擦系數(shù)（鋼-鋼，取0.1～0.15）

Fn——擠壓力，N

此時(shí)Fn=∑P0，因此f=0.15×8.610 816×103kN=1.291 622 4×103kN

3.1.2 還原銷軸、螺栓剪斷發(fā)生過程

通過以上4組數(shù)據(jù)還原銷軸、螺栓剪斷發(fā)生過程：

（1）當(dāng)滿足18組銷軸剪斷條件時(shí)：∑F許用受剪切力（銷軸）（8.138 88×103kN）＞f（法蘭端面）（1.291 622 4×103kN），銷軸被全部剪斷。

（2）在銷軸剪斷的瞬間，法蘭端面與減速機(jī)殼體端面發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)（注：為防止出現(xiàn)螺栓裝配尺寸干涉，設(shè)計(jì)時(shí)螺栓裝配孔尺寸比螺栓直徑大2mm，保證裝配中存在縫隙），繼而發(fā)生剪斷1組、多組、甚至剪斷全部螺栓組的結(jié)果。

（3）當(dāng)臨界破壞（剪斷）力矩≥18組銷軸的抗剪切力矩時(shí)，臨界破壞力矩（最小值）約為5.900 688×103kN·m，實(shí)際破壞力矩=所有銷軸力矩+部分螺栓力矩。

3.2 對(duì)故障2的力學(xué)分析

（1）扭力軸座地腳螺栓組抗剪荷載計(jì)算

扭力軸座的地腳螺栓采用M48高強(qiáng)螺栓（強(qiáng)度等級(jí)8.8級(jí)）、4組件（含螺母及平、彈性墊圈）；其中，8.8等級(jí)強(qiáng)度的螺栓抗拉強(qiáng)度σb=800MPa，屈服強(qiáng)度σs=640MPa（按照GB/T 3098.1-2000，GB/T 3098.2-2000選?。籑48螺栓有效直徑d=43.31mm，有效面積S=1 473mm2（按照GB/T 3908.13-1996選?。1]。

公式：F許用受抗拉力=σb×S（已知抗拉強(qiáng)度σb=800MPa，有效面積S=1 473mm2）=1 178 400N

∑F許用受抗拉力=1 178 400×4組=4.713 6×103kN扭力支座螺栓拉斷位置距離回轉(zhuǎn)中心1 885mm，故力臂（回轉(zhuǎn)半徑）為1.885m。

公式：T承受力矩=F×L（已知F為上部荷載4.713 6×103kN；L為力臂1.885m）=4.713 6×103kN×1.885m=8.885 136×103kN·m

3.3 兩次故障數(shù)據(jù)比較

從數(shù)據(jù)上看，5.900 688×103kN·m＜8.885 136×103kN·m，但若第一次數(shù)據(jù)加上部分M30螺栓組的抗剪力矩，兩次破壞數(shù)據(jù)也較接近。

3.4 綜合分析

3.4.1 輥壓機(jī)與鎖緊盤裝配的結(jié)構(gòu)與原理

輥壓機(jī)減速機(jī)輸出端（空心軸）與輥?zhàn)虞S采用鎖緊盤形式連接傳動(dòng)。高強(qiáng)螺栓通過緊固力矩來(lái)脹緊內(nèi)部的錐形套，在此過程中，錐形套、輸出端空心軸、輥?zhàn)虞S之間發(fā)生變形（直徑變化與伸縮量尺寸變化），形成應(yīng)力（表現(xiàn)為接觸面壓應(yīng)力、摩擦力）。如圖10所示，鎖緊盤常配套兩種形式，單錐兩件套（小錐角，角度約2.7°～2.8°）HSD型和雙錐三件套（大錐角，角度約8°左右）SP2型，因制造單位使用材料和制造工藝不同，數(shù)據(jù)略有差異。

圖10 HSD型鎖緊盤和SP2型鎖緊盤示意圖

RP170-120輥壓機(jī)配套使用HSD590型或SP2（590×980）型鎖緊盤。鎖緊盤制造技術(shù)在行業(yè)中比較成熟，制造過程中即進(jìn)行各項(xiàng)材料力學(xué)性能試驗(yàn)，出廠前進(jìn)行鎖緊力矩、傳動(dòng)力矩試驗(yàn)。

以下用兩種鎖緊盤的傳遞轉(zhuǎn)矩測(cè)算減速機(jī)輸出端（空心軸）承受最大轉(zhuǎn)矩與輥?zhàn)虞S實(shí)際承受轉(zhuǎn)矩，測(cè)算故障剎車時(shí)間，分析輥壓機(jī)過載時(shí)電氣元件動(dòng)作對(duì)設(shè)備的保護(hù)能否實(shí)現(xiàn)。

3.4.2 測(cè)算比較鎖緊盤與輥壓機(jī)輸入軸扭矩

（1）鎖緊盤HSD590型額定傳遞轉(zhuǎn)矩2 715kN·m，鎖緊盤SP2型額定傳遞轉(zhuǎn)矩2 400kN·m，已知輥壓機(jī)額定輸出扭矩523 160N·m，比較兩種鎖緊盤額定傳遞轉(zhuǎn)矩與輥壓機(jī)額定輸出扭矩之比。

2 715kN·m÷523.160kN·m≈5.189 6倍

2 400kN·m÷523.160kN·m≈4.587 5倍

由以上計(jì)算可知，鎖緊盤HSD590型和SP2（590×980）型輸送力矩，分別約是減速機(jī)額定力矩的5.19倍、4.59倍。

（2）由故障分析計(jì)算得出，第一、二次故障瞬間力矩分別為5.900 688×103kN·m、8.885 136×103kN·m，比較兩次故障力矩與鎖緊盤HSD590型額定轉(zhuǎn)矩之比。

5.900 688×103kN·m÷2.715×103kN·m≈2.17倍

8.885 136×103kN·m÷2.715×103kN·m≈3.27倍

由以上計(jì)算可知，即使計(jì)算數(shù)據(jù)較小的第一次故障，剪斷減速機(jī)法蘭銷軸、螺栓的力矩，也約為鎖緊盤HSD590型輸出力矩的2.17倍，可見鎖緊盤傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩仍然存在，是兩次故障嚴(yán)重化的主要原因。

3.4.3 鎖緊盤與空心軸受力、止動(dòng)加速度、止動(dòng)時(shí)間等測(cè)算

（1）HSD型與SP2型鎖緊盤對(duì)空心軸受力測(cè)算，故障1、故障2對(duì)空心軸受力測(cè)算

公式：F=T÷L

已知HSD型鎖緊盤額定輸出力矩2 715kN·m；SP2型鎖緊盤額定輸出力矩2 400kN·m；L力臂0.59m；故障1破壞扭矩12.485 683 2×103kN·m；故障2破壞扭矩8.885 136×103kN·m。

HSD型鎖緊盤與輸出端空心軸摩擦（傳動(dòng)）力：

SP2型鎖緊盤與輸出端空心軸摩擦（傳動(dòng)）力：

故障1時(shí)，輸出端空心軸摩擦（傳動(dòng)）力：

故障2時(shí)，輸出端空心軸摩擦（傳動(dòng)）力：

（2）故障瞬間數(shù)據(jù)測(cè)算及傳動(dòng)部件保護(hù)有效性分析

故障1、2發(fā)生時(shí)，輥?zhàn)又箘?dòng)（剎車）加速度a、止動(dòng)時(shí)間t測(cè)算

公式：a=F÷m；t=V÷a

已知輥?zhàn)淤|(zhì)量m約為30t（30×103kg）,減速機(jī)輸出轉(zhuǎn)速1 480r/min，傳動(dòng)比81.35。

故障1時(shí)，輸出端空心軸部位（剎車）止動(dòng)加速度a1：

故障2時(shí)，輸出端空心軸部位（剎車）止動(dòng)加速度a2：

減速機(jī)輸出端運(yùn)行轉(zhuǎn)速n：

減速機(jī)輸出端運(yùn)行線速度v：

故障1（剎車）止動(dòng)時(shí)間t：

故障2（剎車）止動(dòng)時(shí)間t：

綜上，在目前，電氣保護(hù)（動(dòng)作）時(shí)間設(shè)置僅能保護(hù)電器元件與電氣裝置，在接近千分之一秒故障時(shí)間內(nèi)，即使電氣保護(hù)程序動(dòng)作，但由于設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)慣性，傳動(dòng)部件難以被保護(hù)。

3.4.4 綜合設(shè)備實(shí)際裝配、運(yùn)行情況和以上測(cè)算的數(shù)據(jù)，分析故障主因

（1）在此之前，曾出現(xiàn)過卡異物或帶載啟動(dòng)（進(jìn)料口堵滿）情況，但也只造成輸出軸、輸入軸打滑，停機(jī)后只需進(jìn)行鎖緊盤力矩螺栓二次緊固，并未出現(xiàn)過剪斷或拉斷高強(qiáng)螺栓組的嚴(yán)重故障。

（2）即使數(shù)據(jù)較小的第一次故障發(fā)生時(shí)，傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩已經(jīng)超過鎖緊盤傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩2.17倍以上，鎖緊盤裝置脹緊的減速機(jī)輸出端空心軸以及輥?zhàn)虞S也未出現(xiàn)打滑現(xiàn)象（相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)）。

由此可見，螺栓組強(qiáng)度均滿足和超過輥壓機(jī)設(shè)計(jì)和使用荷載要求，設(shè)備故障主要原因指向減速機(jī)輸出軸、輥?zhàn)虞斎胼S被鎖緊盤脹緊后的裝配狀態(tài)。減速機(jī)輸出軸、輥?zhàn)虞斎胼S解體后現(xiàn)場(chǎng)情況見圖11、12，現(xiàn)場(chǎng)觀察，輸出端空心軸、輥?zhàn)虞S的內(nèi)、外表面有拉傷等現(xiàn)象。減速機(jī)輸出軸內(nèi)表面和輥?zhàn)油獗砻妫嬖谀Σ粒▊鲃?dòng)）力增加情況。運(yùn)轉(zhuǎn)中減速機(jī)輸出端空心軸和輥?zhàn)虞S存在卡滯、膠合狀態(tài)。

圖11 減速機(jī)空心軸現(xiàn)場(chǎng)情況

圖12 輥?zhàn)虞S現(xiàn)場(chǎng)情況

3.4.5 綜合分析結(jié)果

輸出軸、輸入軸不能以“打滑”形式釋放破壞扭矩，“柔性”傳動(dòng)轉(zhuǎn)為“剛性”傳動(dòng)。

此處“柔性”轉(zhuǎn)“剛性”只是近似理解為“三角帶與皮帶輪”柔性傳動(dòng)，轉(zhuǎn)變?yōu)轭愃啤拜S、鍵鋼套聯(lián)軸器”剛性傳動(dòng)形式，與“柔性”、“剛性”專業(yè)定義不完全等同。

4 處置方法

4.1 輥壓機(jī)傳動(dòng)軸修復(fù)處理中輸出軸、輸入軸技術(shù)要求

減速機(jī)出廠及使用標(biāo)準(zhǔn)為，減速機(jī)輸入、輸出軸的尺寸公差符合圖紙要求，粗糙度應(yīng)達(dá)到Ra1.6μm。（按照J(rèn)C/T 845-2001《水泥工業(yè)用輥壓機(jī)》中4.2.3.5條款輥?zhàn)觿?dòng)力輸入端軸頸表面粗糙度≯Ra3.2μm；4.2.3.6條款輥?zhàn)铀休S肩、軸臺(tái)與軸頸過渡部位均采用圓角過渡，圓角表面粗糙度值≯Ra1.6μm）。在進(jìn)行返廠、現(xiàn)場(chǎng)修復(fù)時(shí)，需要將損壞部件相關(guān)部位修復(fù)到標(biāo)準(zhǔn)的尺寸及形位公差，更重要的是，表面粗糙度應(yīng)達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)。

4.2 輥壓機(jī)輸入軸在線焊補(bǔ)、加工的方法及效果

4.2.1 焊補(bǔ)方法

二氧化碳保護(hù)焊選用φ0.5mm焊絲，材質(zhì)為H08Si2MnA；試件焊接，調(diào)整匹配電壓、電流，匹配二氧化碳?xì)怏w流量；對(duì)焊、分段焊、慢速焊；焊道附近用測(cè)溫槍測(cè)溫度，控制在60℃左右。

4.2.2 加工方法

（1）焊補(bǔ)后軸冷卻至室溫，打磨光滑待加工面。

（2）粗加工車削后，用百分表測(cè)量軸圓跳動(dòng)是否合格，不合格則重復(fù)上道工序。

（3）精加工車削后，表面粗糙度接近6.3級(jí)，同時(shí)留出下道磨削工序的余量。

（4）跟刀架安裝電磨機(jī)，對(duì)軸精加工面進(jìn)行一次磨削，尺寸和粗糙度要達(dá)到要求。

（5）多次使用百分表測(cè)量圓跳動(dòng)，使用螺旋千分尺測(cè)量尺寸。

（6）修復(fù)后軸表面粗糙度介于Ra（3.2～1.6）μm之間，軸直徑φ480.02mm。

5 修復(fù)效果

如圖13、14所示，修復(fù)后，尺寸、形位公差、表面粗糙度等精度均達(dá)到要求。

圖13 在線粗、精車削加工

圖14 對(duì)精加工面打磨、拋光

6 結(jié)語(yǔ)

（1）螺栓組剪斷或者拉斷故障出現(xiàn)時(shí)，不可簡(jiǎn)單從螺栓規(guī)格偏小或者從提高強(qiáng)度等方面來(lái)分析和采取應(yīng)對(duì)措施。短時(shí)間內(nèi)連續(xù)兩次設(shè)備故障的主要原因是，設(shè)備部件使用及維修后精度下降，輥壓機(jī)卡異物過載后，減速機(jī)輸出、輥?zhàn)虞斎胼S沒有出現(xiàn)“打滑”方式釋放掉破壞能量，即“柔性”傳動(dòng)方式轉(zhuǎn)變成“剛性”傳動(dòng)方式，造成剪斷和拉斷螺栓的設(shè)備故障。因此，要嚴(yán)格按照規(guī)范、標(biāo)準(zhǔn)維修輥壓機(jī)減速機(jī)輸出軸、輥?zhàn)虞斎胼S，恢復(fù)設(shè)備部件應(yīng)有的精度，才可避免故障再次發(fā)生。

（2）關(guān)注設(shè)備運(yùn)行細(xì)節(jié)，做好運(yùn)行記錄，完善檢修計(jì)劃（比如輸出、輸入軸部位“打滑”），待檢修時(shí)，將現(xiàn)場(chǎng)在線加工修復(fù)項(xiàng)目排入檢修計(jì)劃內(nèi)，保證設(shè)備得到充分修復(fù)。

（3）注意檢修細(xì)節(jié)，常規(guī)的安裝尺寸（距離、高差）、緊固力矩（分次、順序）、同軸度（跳動(dòng)值）等主要技術(shù)參數(shù)必須進(jìn)行嚴(yán)格控制；減速機(jī)輸出端空心軸、鎖緊盤、輥?zhàn)虞S等零部件的內(nèi)、外表面除銹、拋光、涂油脂等工作也同等重要，可以保證生產(chǎn)系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行，降低設(shè)備維修中的拆、裝難度，有利于控制檢修質(zhì)量、進(jìn)度。