往复压缩机主油泵断轴原因分析及改进

[摘要]：针对某项目往复压缩机主油泵输入轴断裂故障，结合有限元分析的方法，对故障原因进行了分析，找出了主油泵齿轮轴拗断的原因，并提出了将轴头泵输入轴由空轴改为实心轴的合理化建议，轴的抗扭强度有效增加，为类似问题的处理提供了有效手段和措施。

[关键词]：往复压缩机主油泵；泵轴拗断

中图分类号：TH457 文献标志码：B

文章编号：1006-2971（2018）04-0038-05

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5.0~7.0 MPa，出口上限压力34.5 MPa，下限压力

18 MPa，排气量≥710 m3/h，机组转速980 r/min。

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980 r/min，油压0.6 MPa，运行至20 min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。

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。

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φ30 mm，中心注油孔为φ12 mm；对于扭断处的实际径向尺寸单边只有9 mm，再减去4 mm的平键深度，平键部位尺寸只有5 mm，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0.5 mm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160 kW，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880 kg，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600 r/min提高到980 r/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980 r/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0.6 MPa （G），压缩泵功率为3.9 kW，齿轮轴扭矩为38.3 N·m，注油器负载功率以10 N·m进行计算。油泵输入轴的总负载为48.3 N·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。

以拗断输入轴为分析对象，齿轮轴存在980 r/min的转速，且齿轮面包含油压扭矩38.3 N·m和主油泵负载扭矩10 N·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230~300 MPa，键槽边线最大应力为447 MPa。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。

当采用无中心孔结构时，扭矩对键槽表面的平均应力为240~310 MPa，键槽边线最大应力为450 MPa。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。

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360 MPa左右。在2倍功率时，键槽的应力为480 MPa左右。两者相比于材料40Cr的屈服极限680 MPa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。

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0.5 mm间隙，通过计算可知：当装配间隙为0.5 mm状态时，主轴与拨销的实际偏心量为0.375 mm，即拨销端运动轨迹呈直径0.75 mm的圆周运动。拨盘与主动轴的设计间隙为0.065 ~0.106 mm，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334 MPa，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447 MPa的最大应力。两者共同作用下最大应力为771 MPa，局部应力超过材料屈服极限。

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530 MPa；在400℃时，材料屈服极限为440 MPa。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。

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。

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.