【壓縮機網】1、油泵故障描述

 

　　1.1 機組介紹

 

　　該注氣壓縮機組是對稱平衡型往復壓縮機組（如圖1），采用6缸2級壓縮，一級3個氣缸配備余隙調節，二級3個氣缸配備尾桿結構。驅動機采用國產高壓防爆電機，空冷器冷卻。進口壓力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的齒輪式主油泵和一個單獨的、獨立驅動的全壓力輔助油泵。

 

　　主油泵是由壓縮機曲軸非動力端輸入通過拔盤和拔銷進行傳動，同時主油泵主動齒輪軸末端通過插銷方式驅動主油泵。

 

　　1.2 故障情況

 

　　該機組在工廠測試階段，當機組轉速提升至980r/min，油壓0.6MPa，運行至20min時，機組的軸頭泵突發異響，主油泵蓋端冒煙，現場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℃，靠近撥盤位置達到270℃。拆卸后發現主油泵主動軸拗斷，拗斷位置為主動軸與撥盤交接處，連接方式為鍵連接，如圖2所示。
 

 

　　通過對機組拆檢發現：油泵主動軸與從動軸在泵蓋端均存在軸與銅套抱死、銅套外壁出現轉動現象，主動軸與撥盤鍵槽連接處發生拗斷，撥盤內殘余軸發生明顯變形，如圖3所示。

 

 

　　2、故障原因判斷

 

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

 

　　（1）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。

 

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

 

　　（3）試驗用驅動電機底座強度不夠，在壓縮機曲軸帶動主油泵旋轉過程中，存在異常跳動現象。運轉試驗使用的驅動電機功率為160kW，電機軸徑較細，同時驅動電機底座強度薄弱，而壓縮機組的聯軸器飛輪重量為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變大，特別是在運轉試驗過程中將轉速由600r/min提高到980r/min時，驅動電機及其底座出現明顯的擺動現象，事后檢查聯軸器對中也驗證存在異常跳動現象，這些都對主油泵的主動軸產生破壞性的附加力。

 

　　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，油泵齒輪軸主要載荷為油壓產生的扭矩，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，扭矩對鍵槽表面的平均應力為230～300MPa，鍵槽邊線最大應力為447MPa。為分析中心孔結構是否對強度產生影響，以無孔結構進行對比分析，對比分析結果如圖5所示。
 

 

　　當采用無中心孔結構時，扭矩對鍵槽表面的平均應力為240～310MPa，鍵槽邊線最大應力為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，中心孔結構滿足設計的許用要求。可認為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

 

　　在油泵運轉過程中，滑動軸承起到了降低摩擦，減少齒輪軸扭矩的作用。通過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軸承。故障過程可簡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的1.5和2倍時，齒輪軸鍵槽接觸應力如圖7所示。通過應力云圖可知，當油泵達到1.5倍功率時，鍵槽處的平均應力在360MPa左右。在2倍功率時，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，通過計算可知：當裝配間隙為0.5mm 狀態時，主軸與撥銷的實際偏心量為0.375mm，即撥銷端運動軌跡呈直徑0.75mm的圓周運動。撥盤與主動軸的設計間隙為0.065～0.106mm，安裝引起的偏差遠大于主動軸與撥盤的實際裝配間隙。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連接處。因齒輪軸工作中扭矩已產生447MPa的最大應力。兩者共同作用下最大應力為771MPa，局部應力超過材料屈服極限。
 

 

　　受安裝間隙影響，主油泵主動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，產生了額外彎矩，造成主動軸與撥銷接觸部位的彎曲變形，因為機組轉速過高，齒輪軸產生了高頻彎扭效果，造成局部升溫。

 

　　3.5 溫度對材料強度影響分析

 

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

 

　　4、結論與解決方案

 

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

 

　　（1）偏心安裝使齒輪軸產生了額外彎矩，提高了齒輪軸的負載。

 

　　（2）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。

 

　　（3）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生了切削效應，進一步提升了溫度。

 

　　根據以上結論，提出解決方案如下：

 

　　（1）改進工裝要求，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，同時將雙拔銷傳動改為單拔銷結構，避免油泵主動軸附加力的產生。

 

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

 

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

 

　　通過對故障問題的原因分析、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題，對機組長期穩定運行的提供有效保障。該問題的妥善正確處理，為解決類似問題提供了參考方案。
 

 

　　參考文獻

 

　　[1] GB/T26429-2010設備工程監理規范[S].

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