某化工廠PTA單套裝置以前生產規模一般為25萬t/y，現將規模擴大，將單套裝置的生產規模提高到40萬t/y。由于沒有準確預計螺旋輸送機的生產能力，也沒進行適當的改造，結果在使用3個月后，螺旋輸送機主軸突然發生斷裂，造成停產事故。
1、主軸斷裂的原因分析
現場勘察發現螺旋軸采用中空厚壁管，外部焊上螺旋狀的葉片。螺旋軸長10,3 m，加上2支承端間距近11m，且在軸中間沒有吊掛支撐裝置，根據計算發現僅自重（包括物料重量）引起的撓度就達6—7 nun，加上制造時的直線度誤差，使得螺旋軸在不斷旋轉中，撓曲度越來越大。根據受力分析，此時中空軸的上表面受壓，下表面受拉，且這種受力狀態是交替變化的。由于材質、加工（特別是焊接）的原因，中空軸外表面容易存在細小的缺陷（例如材質本身的缺陷、因焊接而產生的表面裂紋），在交變應力的作用下，裂紋擴展。當裂紋擴展至一定程度而導致中空軸的有效截面積不足以承受所傳遞的扭矩時，就會產生剪切斷裂。現場螺旋軸斷口截面部分呈大約450斜面，是典型的剪切斷裂，軸的斷裂截面如圖1所示。
2、主軸的結構改造
為了減少由于主軸過長而造成的撓度較大的現象，將1臺約11 m長的螺旋輸送機變成2個串聯的約6m的螺旋輸送機。螺旋軸選用整鍛厚壁管，不允許拼接，兩端都采用實心軸加強。螺旋中空軸及兩端實心軸的材質采用進口316L，不銹鋼鍛件應符合jB4728-1994不銹鋼鍛件技術條件的規定。為了減小物料與主軸、螺旋葉片、外殼之間的摩擦力，規定螺旋軸及葉片的外表面需打磨拋光，其粗糙度不低于5um，同時殼體內部打磨拋光，其粗糙度也不低于5um。軸承均采用進口雙列調心滾柱軸承，并帶有內錐套以便于安裝；輸送機殼體在工作溫度下具有一定的熱膨脹量，因此其支座一端固定，其余均設計成可滑動型式。改造后的主軸結構和螺旋輸送機現場布置見圖2和圖3。
3、主軸有限元分析及評定
為了分析改造后的螺旋軸受力及疲勞應力情況，采用ANSYS分析軟件進行了分析。改造后螺旋軸建模分別如圖4和圖5所示。
3.1結構設計參數及計算條件
分析采用的計算基礎數據為：材料316 L，軸扭矩384.5 kgm，轉速38 r/min，重力加速度9.8m/s2，材料密度7.85×10-6 kg／mm3，彈性模量1.95×l03MPa，螺旋螺距為600 mm。
3.2有限元模型的建立及分析
根據結構特性和載荷特性，在有限元模型構建中，取整體結構在相適應的邊界條件下進行分析。
3.2.1位移邊界條件
螺旋軸組件一端內軸承側中心產生質量單元，與該截面45號單元節點產生剛性面。該質量單元節點上，△X △Y AZ =O（總體笛卡爾坐標系），繞Z、X轉角為0；螺旋軸組件另一端內軸承側中心產生質量單元，與該裁面45號單元節點產生剛性面。該質量單元節點上，AX△Y=O（總體笛卡爾坐標系），繞J轉角為0。
3,2.2有限單元選擇
結構分析采用ANSYS軟件中的8節點三維實體單元( SOLID185)，輔助邊界條件施加采用質量單元( MASS21)。
3.2.3力的邊界條件
螺旋軸組件另一端內軸承側質量單元節點上，軸扭矩384.5 kgm，整體繞Z軸轉速38 r/min，y向重力加速度9.8m/s2，模型分析結果如圖6所不。
3.3結果評定
表面軸向應力最大值為7.773 MPa，位于軸向中間下表面位置，查得材料許用值為118 MPa，評定通過。
4、螺旋輸送機的制造及驗收
4.1制造加工要求
針對殼體及螺旋軸2大主要部件分別規定：殼體經下料、成形、對接后，其直線度要求為0.6‰；作為兩端軸承座定位的殼體兩端端板內孔采用專用工裝組對焊接，以保證兩端板內孔的同軸度以及端板平面與軸線的垂直度。螺旋軸中空管在加工前矯直，直線度不超過0.3‰。螺旋軸中空管與軸頭加工后熱鑲，再以鉸制孔銷釘固定，端頭焊接。這樣，軸頭通過3種形式與中空軸連接：(1)焊接；(2)過盈配合；(3)3組共12個∮20 mm的銷釘以確保該部位不會出現連接失效。螺旋軸在焊接后必須消除應力，然后整體加工，以保證2軸頭的同軸度。旋葉片在成形后需做到螺距的導程誤差不超過±5 mm，任意螺距的誤差為±10 mm。殼體由表面及螺旋軸、葉片的外表面打磨拋光處理，粗糙度≤1.6um。
4.2檢驗
螺旋軸的厚壁管整體超聲波探傷，殼體所有焊縫著色探傷，厚壁管與葉片的焊縫著色探傷，螺旋葉片在對接前作焊接工藝評定，螺旋葉片對后著色探傷，殼體作水壓或氣密性試驗。
5、結束語
該螺旋輸送機改造后使用1年多來生產非常穩定，只需定期對填料、軸承進行維護，從未出現過堵料、斷軸、鏈輪損壞、減速器損壞等現象，生產穩定周期大大延長，給企業帶來了較好的經濟效益。
