多段式螺旋输送机螺旋轴设计和折断原因分析

1 多段式螺旋输送机的结构和工作原理

多段式螺旋输送机是用2~4节段一段式装配而成，两段间用短轴和法兰刚性联接，使全轴形成一刚性整体，两段间联接处有悬吊轴承支承。为了方便设计、制造和使用，每段均采用相同的大小和规格。最常用的是两段式螺旋输送机，3段、4段的结构和原理与两段式类似。现以两段式螺旋输送机为例，对多段式螺旋输送机的设计进行分析。

 

两段式螺旋输送机的结构如图1所示：

 

螺旋轴由电动机和减速箱带动旋转，旋转方向应使用物料在螺旋叶片的推动下沿轴向平移。为了使物料连续、均匀地输送，每段的螺旋叶片均应有相同的螺距和旋向。旋转的螺旋叶片将物料推移进行输送，物料像不旋转的螺母，沿螺旋轴轴向平移。使物料不与螺旋叶片一起旋转的力是物料的自重和壳体对物料的摩擦阻力。在物料输送过程中，一方面满足长距离输送的要求，另一方面可以使物料得到均匀搅拌和混合，从而使物料更适宜于生产应用。

 

螺旋轴一般用低碳无缝钢管外焊螺旋叶片制成，根据所输送物料的性质，螺旋叶片可制成多种型式。螺旋轴两端有短轴和轴承支承，两段间用短轴和法兰刚性联接，联接时应注意联接处螺距的完整性。两段中间的联接处用悬吊轴承向上支承着，相当于一段式大跨度螺旋输送机的螺旋轴中间增加多余约束支承，这样可提高螺旋轴的强度和刚度，减小挠曲变形，提高使用寿命。如在制浆造纸企业中使用的多段式螺旋输送机，螺旋叶片直径主要在400一800mm，每段跨度在3一8m范围间。

 

2 用弯曲刚度条件设计和验算螺旋轴

在多段式螺旋输送机中，决定螺旋输送机的性能、工作效率、生产能力和使用寿命的主要零部件就是螺旋轴，只要螺旋轴确定下来了，其它零件也就随之确定。两段式螺旋输送机中的螺旋轴受力有弯矩、扭矩和轴力，中部是悬吊螺旋轴的轴承，由于中部有向上的约束力，每跨的最大挠度在0.42L处。就螺旋轴受力变形而言，扭矩和轴力相对于弯矩很小，约1/6一1/10，在实际计算时可撇开不计，其结果就相当于受均布载荷作用的双跨连续梁。按纯弯曲作用时，两段式螺旋的受力情况如图2所示：

 

螺旋输送机的螺旋轴每旋转一周，轴上各点的应力对应循环一个周期，所以旋转的螺旋轴长期在交变应力下工作，所受的是对称循环交变应力作用。长期处在交变应力下工作的螺旋轴，即使用塑性较好的材料制成(如A3钢)，其最大工作应力远低于材料的强度极限，也会常在没有明显塑性变形的情况下突然破坏，发生疲劳断裂;所以在正常使用情况下，疲劳断裂是螺旋轴折断的主要原因。疲劳断裂的破坏因素是最大线应变达到单向应力状态下的极限值所造成的。由于线应变在工程上近似于挠曲率，所以可用挠曲率对螺旋轴进行刚度设计。可按照刚度条件来选择螺旋轴轴径和跨度，还可用允许挠曲率为指标，用旋转次数，即交变应力的循环次数来预测螺旋轴使用寿命。

 

如果按照强度去选择螺旋轴轴径，由于材料的许用弯曲疲劳强度[σ-1]相对于材料的强度极限σb很小，以A3钢为例，材料的弯曲疲劳强度极限。σ-1=0.4σb，再考虑到安全系数，许用弯曲疲劳强度[σ-1]=0.1σb.安全系数要取决于很多因素的影响，这些因素系数的取舍很难贴合实际，太大了浪费材料，太小了又不安全，影响使用寿命;螺旋轴何时失效难以预料，设计者很难合理、准确、快速地完成优化方案设计。

 

两段式螺旋输送机中的每一段都相当于受均布载荷作用的简支梁，对于单跨度简支梁空心螺旋轴受均布载荷作用时，最大挠度计算公式：

 

螺旋轴的挠曲率是最大挠度与跨距之比：即Ymax/L依照刚度条件，许用挠曲率[Ymax/L]一般为0.0003~0.0005，也有超过一些的，如0.0008，再超过就要影响使用寿命。如按照[Ymax/L]=0.0003~0.0005和E=2x105N/mm2，便可以得到求空心螺旋轴轴径和许用跨度公式：

 

式中：Ymax一空心螺旋轴的最大挠度(mm);

 

q—均布荷载集度，相等于空心管轴和螺旋叶片单位长度上的重力之和(N/mm);

 

L—空心螺旋轴跨度，即轴两支承间距离(mm);

 

E—轴材料的弹性模量，取E=2x105N/mm2;

 

I—空心螺旋轴的惯性矩(mm<).mm),

 

d—空心管轴的外径(mm);

 

α—空心系数，等于空心管轴的内外径之比。设管轴壁厚为δ时，α=d一2δ/d

 

对受均布载荷作用的两段式螺旋输送机，依据刚度条件，螺旋轴轴径和对应的许用跨度可由(2)、(3)两式确定。均布荷载集度qd等于螺旋轴单位长度上的重力，为空心管轴的均布荷载集度qa和螺旋叶片的均布荷载集度qy之和，即q=qb十qy，qy可按螺旋叶片外径、厚度、螺距作螺旋面展开后估算出。为了方便制造和使用，空心管轴直径d和壁厚δ经计算后圆整，可在常用的无缝钢管中选取;许用跨度可在许用挠曲率0.0003~0.0005范围内选取。对于已有的两段式螺旋输送机，可依据刚度条件校核螺旋轴，确定其挠曲率是否在许可范围内，以确保螺旋输送机的正常使用和寿命。

 

3 螺旋轴折断原因分析

由于两段式螺旋输送机中部是悬吊螺旋轴的轴承，通常为轴瓦结构，中部有向上的约束力，每跨的最大挠度在0.42L处，如图2所示，此处的最大挠度是：

 

式中代号及单位同(2)(3)式中注解。

 

当中部悬吊轴瓦损坏时，螺旋轴下沉，由于两段式螺旋轴中部有短轴和法兰联成刚性整体，双跨连续梁这时变成了单跨简支梁。由(1),(4)两式的比较即可推知中部约束力去掉后最大挠度的增加倍数，此时应以2L代替(1)中的L，则有：

 

中部悬吊轴瓦损坏后，两段式螺旋输送机的最大挠度扩大到原先的38.6倍，由壳体托住螺旋轴旋转，整个螺旋轴变成挠性轴，中部下沉挠度等于螺旋叶片与壳体的间隙，一般是7一10mm,这一下沉数与2L之比，即为悬吊轴瓦损坏后的挠曲率。某厂的两台两段式螺旋输送机的螺旋轴经常折断，这两台的参数经收集计算后列入表1。

 

通过以上分析，两段式螺旋输送机的螺旋轴由于相对一段式大跨度螺旋输送机的跨度要小，其挠曲率也常在许用挠曲率范围内，为什么某厂使用的两台两段式螺旋输送机也经常发生螺旋轴折断事件呢?

 

在两段式螺旋输送机中，由于两段间增加了悬吊轴承多余约束，使得支承间受力重新分布。如不加中间支承，受均布载荷作用的2L长的螺旋轴两端所受向上支承反力分别为qL;增加中间支承后，如图2所示，根据受力分析中间支承所受向上支承反力为5/4qL，而两端所受向上支承反力分别为3/8qL，这说明中间悬吊轴瓦受力相对增加。由于中部悬吊瓦受力相对增大，当使用条件恶劣和润滑不良等因素造成中部悬吊轴瓦损坏时，螺旋轴下沉，螺旋叶片和壳体相碰，这时双跨连续梁变成了简支梁。简支梁的最大挠度由(1)式确定，双跨连续梁的最大挠度由(4)式确定扩由(1)式和(4)式的比较即可推算出中间约束力去除最大挠度增加的倍数为38.6倍。两段式螺旋输送机中的最大挠度扩大38.6倍，由壳体托住螺旋轴旋转，整个刚性轴变成挠性轴，中间下沉的挠度等于螺旋叶片与壳体的间隙，这一下沉数值与2L之比，即为悬吊轴承损坏后的挠曲率。不难看出，在正常使用情况下，螺旋轴经长期交变循环应力作用后，疲劳断裂是螺旋轴折断的主要因素。当中间悬吊轴瓦损坏后，挠曲率的增加是导致螺旋轴意外折断的关键因素;悬吊轴瓦损坏后螺旋叶片碰壳体导致扭矩增加也是螺旋轴折断的另一个原因。某厂的两台两段式螺旋输送机的螺旋轴经常折断，就是这个原因。因此，防止中部悬吊轴瓦磨损是解决多段式螺旋输送螺旋轴折断的主要措施。

 

4 结语

本文提出的钢材在交变循环应力作用下发生疲劳断裂与实际相符，以控制最大伸长线应变不超过某一极限值，防止疲劳断裂具有充分的物理依据。螺旋轴以校核刚度为主的设计方法不仅能进行轴径和跨度计算，还能进行可靠性及寿命预测。尽管存在着使用条件易变和计算方法的精确程度等因素影响，使得计算结果具有分散性，但对实际生产具有一定的指导作用。对于多段式螺旋输送机螺旋轴，中间悬吊轴瓦损坏后，挠曲率的增加是导致螺旋轴折断的主要原因，螺旋叶片碰壳体导致扭矩增加也是螺旋轴折断的另一个原因。因此，精心维护、防止中部悬吊轴瓦磨损是解决两段乃至多段式螺旋输送机断轴的主要措施。该计算方法比较简便，与以强度方法设计螺旋轴相比具有直观性和简便性，适合于工程应用。