880链组花键端轴向定位的技术改造

孙伟++白鹏++贾刚++白海杰

摘 要：880链轮组在实际工作中出现驱动花键端轴承座轴向穿动，导致轴承、浮动油封、及传动轴的损坏。分析该故障产生的原因，通过对轴的受力分析和最大转矩计算，求出安全系数。并以此理论数值为基础，设计制造环形卡块，作为轴向定位装置解决轴承座轴向穿出而产生的综合问题的技术改造。

关键词：链组；故障；改造

前言

880链组是SGZ880/800刮板运输机的主要部件。传递减速器扭矩力，驱动刮板链工作，实现对采煤机落煤进行回运。如果链组在工作中出现故障，那么整个采煤工作面都会被迫停产。该链组的故障集中反映在长期工作或检修后，或在有倾斜工况时出现传动花键端轴承座轴向穿出的现象。因此分析驱动侧轴承座轴向窜出故障的出现原因，提出对该故障的解决方法，是本文的研究方向。

1 880链组在实际工作中出现的故障描述

在综采工作面，880链组在实际工作中出现故障的现场表现形式为该链组传动花键端轴承座轴向退出，产生15mm脱出空隙。此链组升井后，对链组进行分解拆卸。统计损坏零件情况，链组主轴传动花键侧轴端螺栓齐轴端面折断，将折断螺栓取出，螺栓无颈缩现象，断面有疲劳裂纹。观察轴上螺纹孔，孔口出现椭圆变形。半连轴器因失去束缚而轴向窜出。端头浮动油封座及浮动油封损坏。型号为352952X2-3/YB2的轴承靠轴端侧轴承内圈向轴端轴向窜出，轴承座、轴承与轴损坏。轴承座与链轮配对的浮动油封损坏。352952X2-3/YB2轴承靠链轮侧轴承内圈、隔套、链轮皆在工作位置无异常。轴承座内充满泥土。

2 分析该问题出现的原因

因52952X2-3/YB2轴承靠链轮侧轴承内圈、阁套、链轮皆在工作位置无异常，螺栓齐轴端面折断，断面有疲劳裂纹。轴上螺纹孔孔口出现椭圆变形。由此分析可得结论，螺栓是疲劳后受到径向冲击，在剪切力作用下折断的。半联轴器因失去束缚而轴向窜出。由此可知故障的根源在轴向定位装置上，对轴上设计可靠制动装置就可解决轴承座轴向脱离工作位置，致使880链组故障损坏事故发生。

3 对轴花键端轴向制动装置的设计及对轴的技术改造

要设计制造轴向制动装置就得了解轴及轴上个零件的结构性能特点，设计制动装置的位置、形状、结构状态。

通过读图可知880链组本身是没有任何轴向制动装置的，它的轴向制动是靠轴端螺栓固定半连轴器来实现的。为了使880链组自身具有轴向制动能力，在轴上安装环形卡键。

（1）确定卡键槽的位置，因半连轴器长158mm，所以卡键槽的槽底位置在距轴端160mm处（以轴端为顶面）。

（2）因在轴上开槽，为了保证轴的使用性能。对轴的最小直径进行计算及校核。查技术资料，结果如下：

转速=38.85r/min；电机功率P1=P2=400kW；扭矩T=93.4kN·m；刮板链速=1.31m/s；设计长度L=250m；货载重qo=0.9kN/m；减速器传动比i=38.25；链轮齿数z=7；链节距t=126mm；摩擦系数μ=0.4；减速器机械效率η1=η3=0.94；链轮机械效率η4=0.95；电机转速n=1486r/min；轴材料42CrMo调质。

42CrMo（调质）力学性能：

由设计手册可查得：硬度为207～269HBS；σb=1080MPa；σs=950MPa

Ak=63J σ-1=550MPa τ-1=320MPa ζs=12%

ψ=45%

a.确定轴的最小直径：

由d?A，又由于T=9550000P/n，故d?A

由轴的常用材料开查得A值：A=107～98，取A=100，所以d值为：

d?100≥213.853mm

因轴上有?60过油孔，故轴直径应为：

d≥213.853≥215.144mm取值220mm

b.链组轴受力分析

下链阻力

f=μqoL=90000N

机头链轮下链张力

F1=-f=182671.756N

机头链轮上链张力

F2=

+F1η4=446209.927N

机头链轮输入扭矩

T=93.4kN.m

机头链轮输入附加弯矩

MO=0.3T=28020Nm

链轮的径向力

Fr==314440.842N

鏈轮轴所受最大弯矩

Mmax=FrL=78610210.5Nm

c.精确强度校核计算

对链轮轴进行精确强度校核，包括疲劳强度安全系数交核和静强度安全系数校核由链轮轴在链轮轴组中的装配关系可得链轮组件图（如图1）所示，根据链轮组件图安装关系，取链轮轴径向油孔截面为危险截面Ⅰ，链轮中间部位为危险截面Ⅱ，做出链轮轴的受力图如（图2）所示。因危险截面Ⅱ不再本次设计改造内，维持原设计，轴的强度符合要求安全，故不再计算。所以本次计算只计算危截面Ⅰ。

疲劳强度安全系数校核：

截面Ⅰ安全系数校核

弯距

MI=Mmax+MO=34235825.717Nm

扭矩：

T=93.4kN.m

弯曲应力：

σa===80.753×106pa

由于是脉动循环弯曲应力， 故σm=σa

弯矩时安全系数

Sδ==1.775

剪切应力：

τr===44.034×106pa

平均应力τm=τa

扭矩时安全系数

Sτ==2.636

危险截面的安全系数

S==1.472

式中

Kσ、Kτ-弯曲，扭转有效应力集中系数，Kσ取1.84，Kτ取1.48

β-表面质量系数，β=1

εσ、ετ-弯曲，扭转尺寸影响系数，εσ=0.54，ετ= 0.60

ψσ、ψτ-拉伸，扭转平均应力折算系数ψσ=0.43，ψτ=0.29

静强度安全系数校核：

截面Ⅰ静强度安全系数校核（按4倍过载）：

弯曲时安全系数

Ssσ==2.853 1.549

式中 WI-危险截面I抗弯截面系数。W≈0.1d3（1-v4）

扭转时安全系数

Ssτ=1.24 0.65 6.35

式中WPI-危险截面I抗扭截面系数WP≈0.2d3（1-v4）

危险截面安全系数

Ss==2.54

此处取τs=0.576σs。取许用安全系数[Sp]=1.3，计算安全系数大于许用值，即[Sp]

d.花键强度校核

渐开线外花键INT24Z*10m*30P*6d强度

σp=40.09Mpa

式中ψ-各齿间载荷不均匀系数；

Z1-花键齿数；

h-键齿工作高度，mm；

L1-齿的工作长度，mm；

dm-平均圆直径，mm；

取许用挤压应力σpp=120MPa，计算挤压应小于许用挤压应力，即σp<σp

故花键强度足够。

（3）设计及校核卡键

a.初选卡键环材质为45#钢。

45号钢材料力学性能：

45号钢σb为600MPa，σs为355MPa.允许抗剪强度应为178MPa.

b.设计卡键的尺寸

花键轴的外径为249mm，在轴上开10mm×10mm的键槽，开槽后径为229m

经计算最小安全轴径为220mm故轴安全。

c.計算校核卡键的强度。

计算卡键受到的轴向力：

卡键受到的轴向力既过盈链接的链轮和轴承的拔出力。

轴承的拔出力：

C1-被包容件的刚性系数：

C1=-μ1=0.813

C2-包容件的刚性系数：

C2=-μ2=2.881

最大径向压力：

Pmax==0.002

式中：

δmax-所选得的标准配合在装配前的最大过盈量，8.8μm；

d-配合的公称直径，260mm；

E1-被包容件材料的弹性模量，215MPa；

E2-包容件材料的弹性模量，215MPa；

d1-被包容件的内径，60mm；

d2-包容件的外径，360mm；

μ1-被包容件材料的泊松比；0.3

μ2-包容件材料的泊松比；0.3

拔出力计算：

F=1.5pmaxπdLμ=45.946

式中：

d-配合的公称直径，260mm；

L-结合长度，134mm；

μ-结合表面摩擦系数，0.14；

链轮拔出力计算：

C1-被包容件的刚性系数：

C1=-μ1=0.796

C2-包容件的刚性系数：

C2=-μ2=2.3

最大径向压力：

Pmax==0.002

式中：

δmax-所选得的标准配合在装配前的最大过盈量，8.8μm；

d-配合的公称直径，280mm；

E1-被包容件材料的弹性模量，215MPa；

E2-包容件材料的弹性模量，215MPa；

d1-被包容件的内径，60mm；

d2-包容件的外径，420mm；

μ1-被包容件材料的泊松比；0.3

μ2-包容件材料的泊松比；0.3

拔出力计算：

F=1.5pmaxπdLμ=153.245

式中：

d-配合的公称直径，280mm；

L-结合长度，415mm；

μ-结合表面摩擦系数，0.14；

卡键受到的轴向力为链轮拔出力与轴承力的和既200MPa

作者简介：孙伟（1977-），辽宁调兵山人，技师，现辽宁通用重型机械股份有限公司从事刮板输送机的故障分析与处理工作。

白鹏（1986-），辽宁调兵山人，工程师，现铁煤集团物资供应分公司从事综机设备管理工作。

贾刚（1965-），辽宁调兵山人，高级工程师，现铁煤集团物资供应分公司从事综机设备管理工作。

白海杰（1979-），辽宁调兵山人，中级，现辽宁通用重型机械服份有限公司从事综机设备修理管理工作。