某化工厂PTA单套装置以前生产规模一般为25万t/y，现将规模扩大，将单套装置的生产规模提高到40万t/y。由于没有准确预计螺旋输送机的生产能力，也没进行适当的改造，结果在使用3个月后，螺旋输送机主轴突然发生断裂，造成停产事故。
1、主轴断裂的原因分析
现场勘察发现螺旋轴采用中空厚壁管，外部焊上螺旋状的叶片。螺旋轴长10,3 m，加上2支承端间距近11m，且在轴中间没有吊挂支撑装置，根据计算发现仅自重（包括物料重量）引起的挠度就达6—7 nun，加上制造时的直线度误差，使得螺旋轴在不断旋转中，挠曲度越来越大。根据受力分析，此时中空轴的上表面受压，下表面受拉，且这种受力状态是交替变化的。由于材质、加工（特别是焊接）的原因，中空轴外表面容易存在细小的缺陷（例如材质本身的缺陷、因焊接而产生的表面裂纹），在交变应力的作用下，裂纹扩展。当裂纹扩展至一定程度而导致中空轴的有效截面积不足以承受所传递的扭矩时，就会产生剪切断裂。现场螺旋轴断口截面部分呈大约450斜面，是典型的剪切断裂，轴的断裂截面如图1所示。
2、主轴的结构改造
为了减少由于主轴过长而造成的挠度较大的现象，将1台约11 m长的螺旋输送机变成2个串联的约6m的螺旋输送机。螺旋轴选用整锻厚壁管，不允许拼接，两端都采用实心轴加强。螺旋中空轴及两端实心轴的材质采用进口316L，不锈钢锻件应符合jB4728-1994不锈钢锻件技术条件的规定。为了减小物料与主轴、螺旋叶片、外壳之间的摩擦力，规定螺旋轴及叶片的外表面需打磨抛光，其粗糙度不低于5um，同时壳体内部打磨抛光，其粗糙度也不低于5um。轴承均采用进口双列调心滚柱轴承，并带有内锥套以便于安装；输送机壳体在工作温度下具有一定的热膨胀量，因此其支座一端固定，其余均设计成可滑动型式。改造后的主轴结构和螺旋输送机现场布置见图2和图3。
3、主轴有限元分析及评定
为了分析改造后的螺旋轴受力及疲劳应力情况，采用ANSYS分析软件进行了分析。改造后螺旋轴建模分别如图4和图5所示。
3.1结构设计参数及计算条件
分析采用的计算基础数据为：材料316 L，轴扭矩384.5 kgm，转速38 r/min，重力加速度9.8m/s2，材料密度7.85×10-6 kg／mm3，弹性模量1.95×l03MPa，螺旋螺距为600 mm。
3.2有限元模型的建立及分析
根据结构特性和载荷特性，在有限元模型构建中，取整体结构在相适应的边界条件下进行分析。
3.2.1位移边界条件
螺旋轴组件一端内轴承侧中心产生质量单元，与该截面45号单元节点产生刚性面。该质量单元节点上，△X △Y AZ =O（总体笛卡尔坐标系），绕Z、X转角为0；螺旋轴组件另一端内轴承侧中心产生质量单元，与该裁面45号单元节点产生刚性面。该质量单元节点上，AX△Y=O（总体笛卡尔坐标系），绕J转角为0。
3,2.2有限单元选择
结构分析采用ANSYS软件中的8节点三维实体单元( SOLID185)，辅助边界条件施加采用质量单元( MASS21)。
3.2.3力的边界条件
螺旋轴组件另一端内轴承侧质量单元节点上，轴扭矩384.5 kgm，整体绕Z轴转速38 r/min，y向重力加速度9.8m/s2，模型分析结果如图6所不。
3.3结果评定
表面轴向应力最大值为7.773 MPa，位于轴向中间下表面位置，查得材料许用值为118 MPa，评定通过。
4、螺旋输送机的制造及验收
4.1制造加工要求
针对壳体及螺旋轴2大主要部件分别规定：壳体经下料、成形、对接后，其直线度要求为0.6‰；作为两端轴承座定位的壳体两端端板内孔采用专用工装组对焊接，以保证两端板内孔的同轴度以及端板平面与轴线的垂直度。螺旋轴中空管在加工前矫直，直线度不超过0.3‰。螺旋轴中空管与轴头加工后热镶，再以铰制孔销钉固定，端头焊接。这样，轴头通过3种形式与中空轴连接：(1)焊接；(2)过盈配合；(3)3组共12个∮20 mm的销钉以确保该部位不会出现连接失效。螺旋轴在焊接后必须消除应力，然后整体加工，以保证2轴头的同轴度。旋叶片在成形后需做到螺距的导程误差不超过±5 mm，任意螺距的误差为±10 mm。壳体由表面及螺旋轴、叶片的外表面打磨抛光处理，粗糙度≤1.6um。
4.2检验
螺旋轴的厚壁管整体超声波探伤，壳体所有焊缝着色探伤，厚壁管与叶片的焊缝着色探伤，螺旋叶片在对接前作焊接工艺评定，螺旋叶片对后着色探伤，壳体作水压或气密性试验。
5、结束语
该螺旋输送机改造后使用1年多来生产非常稳定，只需定期对填料、轴承进行维护，从未出现过堵料、断轴、链轮损坏、减速器损坏等现象，生产稳定周期大大延长，给企业带来了较好的经济效益。
