大型離心風(fēng)機(jī)葉輪軸與軸承失效剖析
關(guān)鍵詞：離心風(fēng)機(jī) 葉輪 發(fā)布時間：2013-10-17 點擊數(shù)：1688
某火力發(fā)電廠 3# 、 4# 一次風(fēng)機(jī)采用離心風(fēng)機(jī), 風(fēng)機(jī)基本結(jié)構(gòu)見圖 1 所示。電機(jī)額定功 率 800 kW, 額定轉(zhuǎn)速 1 480 r/ min。自 1996 年3# 機(jī)組投產(chǎn)至 2003 年, 3# 爐一次風(fēng)機(jī)軸承檢修 14 次, 更換軸承 20 套, 校軸 2 次。1998 年 4# 機(jī)組 投產(chǎn)以來, 4# 爐一次風(fēng)機(jī)軸承檢修 8 次, 更換軸 承15 套, 校軸 2 次, 更換軸 1 次。二期一次風(fēng)機(jī) 軸承共檢修 22 次, 更換軸承 35 套, 校軸 4 次, 更 換軸 1 次。軸承的溫度高達(dá) 116150e , 平均使用 壽命為 0. 92 年, 軸彎曲的最大變形達(dá)到了 0. 50
mm。一次風(fēng)機(jī)是鍋爐的重要輔機(jī), 出現(xiàn)事故直 接關(guān)系到 機(jī)組的負(fù)荷與安全運行, 嚴(yán)重影響了電廠效益與 生產(chǎn)計劃。 2 失效分析
一次風(fēng)機(jī)事故主要是風(fēng)機(jī)軸與軸承的失效, 為了保證一次風(fēng)機(jī)能夠安全、穩(wěn)定運行, 需要對風(fēng) 機(jī)軸與軸承的失效進(jìn)行分析, 為風(fēng)機(jī)改造提供依 據(jù), 提高風(fēng)機(jī)軸與軸承的使用壽命。 2. 1 軸承壽命分析 3 # 、 4 # 風(fēng)機(jī)軸承均為德國產(chǎn)的雙列向心球面 滾子軸承, 外滾 圈薄, 滾柱直徑 大, 軸承比壓較 小, 易于潤滑, 而 且軸承的金相分 析、成分分析、硬 度測試等方面都 符合要求。 風(fēng)機(jī)正常工 作時, 軸承主要 承受軸、葉輪、聯(lián) 軸器的重量、風(fēng)機(jī)工作時的軸向力以及旋轉(zhuǎn)部件 的不平衡力, 見圖 1 所示。
.jpg)
在制造與安裝風(fēng)機(jī)葉片與軸時, 質(zhì)心與軸線 間存在一定的偏移量, 通常要求動平衡試驗精度 達(dá)到 6. 3級, 最大偏心距允許 010406 mm。按偏 心距和額定轉(zhuǎn)速計算不平衡載荷( 離心力, 式( 1) 中的 mX2e 項) 。根據(jù)作用在平衡物體上力的總 和為零, 力矩總和為零, 建立方程組:
.jpg)
式中: RA、 RB ))) 軸承承受的徑向力, N; X))) 風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速, rad/ s; GB、 GC、 GD ))) 聯(lián)軸器、葉輪、風(fēng)機(jī)軸的重 力, N; mB、 mC、 mD ))) 聯(lián)軸器、葉輪、風(fēng)機(jī)軸的質(zhì) 量, kg; 求解(1)得 RA= 12 132.4 N , RB= 5 713. 4 N。 由于 RA> RB, 且軸承 A 還承受較大的軸向 載荷, 所以僅需計算軸承 A 的壽命。計算當(dāng)量動 載荷時, 需要考慮軸承A 承受徑向力 RA、軸向力 FA 以及轉(zhuǎn)矩與沖擊載荷的影響。軸承承受的當(dāng) 量動載荷(1)為: P= f m#f d( X#RA+ Y#FA) (2) 式中 f m ))) 轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù), 取值 1. 5; f d ))) 沖擊載荷系數(shù), 取值 1. 2; X 、Y ))) 軸承徑向力、軸向力的載荷系 數(shù), X= 0. 67, Y= 4. 1。 由公式(2)求得當(dāng)量動載荷 P= 43 416. 9 N 。 由當(dāng)量載荷計算軸承的壽命 L 10= [ 106/ (60n) ]#( C/ P) E (3) 式中: C ))) 基本額定動載, 取值 470 000 N; L 10 ))) 基本額定壽命, h; E))) 壽命指數(shù), 滾子軸承 E= 10/ 3。 由公式(3)求得軸承壽命 L 10= 3. 162@104 h。 以上計算結(jié)果表明, 軸承的正常使用壽命可 以達(dá)到 3. 66 年, 遠(yuǎn)大于實際使用壽命( 平均 0. 92 年) 。因此, 在正常載荷條件下, 軸承不會過早失 效。實際中, 風(fēng)機(jī)軸承的失效形式主要是損壞與 燒毀, 而且兩端軸承失效的概率基本相同。載荷 過大, 潤滑效果不好, 安裝不佳( 見 2. 3) 等都可能 導(dǎo)致軸承的損壞。
風(fēng)機(jī)軸失效的有限元分析 失效主要發(fā)生在軸承 A 附近直徑為 115 mm 的軸段, 主要的失效形式是彎曲變形, 沒有出現(xiàn)裂 紋、撕脫等。由于各軸段直徑不一, 存在軸肩, 進(jìn) 行有限元分析時, 無法采用簡單的 ANSYS 命令 直接進(jìn)行建模與劃分網(wǎng)格[ 2] 。現(xiàn)根據(jù)軸的實際 結(jié)構(gòu)與失效部位, 對風(fēng)機(jī)軸模型作如下簡化。 1) 風(fēng)機(jī)的軸承為雙列向心球面滾子軸承, 剛 度較大, 視為剛性支承。 2) 風(fēng)機(jī)軸承要承受一定的軸向載荷, 建立模 型時, 在其承受軸向力一側(cè)施加軸向約束。 3) 風(fēng)機(jī)軸的實際彎曲損壞都發(fā)生在軸承 A 側(cè)附近, 為方便分析, 將另一側(cè)直徑變化較小的軸 段視為等直徑軸段。 4) 為了簡化分析模型, 將軸承所受的動載荷 轉(zhuǎn)化為靜載荷。同時, 將風(fēng)機(jī)葉輪、聯(lián)軸器與軸的 重量作為外力施加在模型上。 根據(jù)以上簡化原則, 先生成風(fēng)機(jī)軸的軸向平 面, 并對該面上的線段進(jìn)行尺寸設(shè)置, 用以控制實 體網(wǎng)格單元的大小, 再將平面繞中心軸旋轉(zhuǎn)生成 實體, 然后對實體劃分網(wǎng)格。模型采用 ANSYS 中的 SOLID45 單元, 總共生成 17 659 個節(jié)點, 15 624個 SOLID45 單元見圖 2。
.jpg)
圖 2 軸的有限元網(wǎng)格與邊界條件圖 風(fēng)機(jī)軸的材料為 45 號鋼, 其彈性常數(shù)為 2. 1 @1011 N/ m2, 泊松比 0. 3, 密度 7 800 kg/ m3。 2. 2. 1 靜力學(xué)分析 如圖 2 所示, 對風(fēng)機(jī)軸模型施加約束與作用 力, 進(jìn)行靜力學(xué)分析。根據(jù)電機(jī)功率與轉(zhuǎn)速, 計算 出輸入轉(zhuǎn)矩為 5 160 N#m。將輸入轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為作 用在聯(lián)軸器處的切向載荷, 施加在軸外表面 24@ 8個節(jié)點上, 每個節(jié)點上作用力的為 448. 00 N。 輸出轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為作用在葉輪處的切向載荷, 施加 在軸外表面 24@ 1 個節(jié)點上, 每個節(jié)點的切向力 為1 869. 93 N。同時將軸向力、聯(lián)軸器、軸與葉輪 的重力分別施加在各幾何中心的節(jié)點上。 模型的靜力學(xué)分析, 得到通過軸心剖面上的
應(yīng)力等值線, 如圖 3 所示。由圖 3 可知, 應(yīng)力集中 主要發(fā)生在A 側(cè)軸承附近直徑為115 mm 的軸段 上, 此段的最大彎曲正應(yīng)力為 16. 7 MPa, 而軸的 彎曲許用應(yīng)力為 230 MPa。軸的最大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 為 22. 3 MPa, 許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為 130 MPa。分析 表明, 風(fēng)機(jī)軸強度有一定的裕量, 滿足設(shè)計要求。
圖 3 A 側(cè)附近軸段的等值應(yīng)力分布圖
.jpg)
2. 2. 2 動力學(xué)分析( 模態(tài)分析) 工作時, 風(fēng)機(jī)軸不僅承受軸、葉輪等的自重, 還承受輸入轉(zhuǎn)矩、軸向沖擊等動態(tài)載荷。當(dāng)轉(zhuǎn)速 達(dá)到軸的固有臨界轉(zhuǎn)速時, 軸的撓度達(dá)到最大值, 處于/ 臨界0狀態(tài), 將產(chǎn)生劇烈的振動, 導(dǎo)致軸壽命 下降, 因此, 對風(fēng)機(jī)軸進(jìn)行模態(tài)分析是有必要的。 建立風(fēng)機(jī)模態(tài)分析模型時, 在軸承的兩端施加徑 向約束, 并在軸承 A 處施加軸向約束, 同時將葉 輪看作集中質(zhì)量作用在其幾何中心處。風(fēng)機(jī)軸的 模態(tài)分析求得前 5階固有頻率, 如表 1 所列。
.jpg)
由固有頻率計算相應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速 n= 60 f （式中: f 為振動頻率, Hz; n 為轉(zhuǎn)速, r/ min）。 由公式( 4) 計算出軸的前 5 階固有頻率所對 應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速, 見表 1。計算結(jié)果表明, 實際工作 時風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速只有 1 480 r/ min, 沒有達(dá)到軸的臨界 轉(zhuǎn)速, 不會產(chǎn)生共振。因此, 在正常工作載荷作用 下, 風(fēng)機(jī)軸也不會過早失效。 2. 3 安裝方面原因分析 電廠大型風(fēng)機(jī)長期處于高速運轉(zhuǎn)狀態(tài), 受力 比較復(fù)雜。因此, 不僅要求軸承的選用與軸的強 度與剛度符合設(shè)計要求, 而且現(xiàn)場安裝與維護(hù)也 十分重要[ 3] , 直接關(guān)系到風(fēng)機(jī)安全運轉(zhuǎn)。
1) 風(fēng)機(jī)軸與軸承安裝時, 采用了紫銅片來調(diào)
圖 4 軸承座軸承安裝示意圖整軸承座孔與軸承 間的配合間隙, 紫銅 片厚度約為 0. 6 mm, 見圖4。
.jpg)
此安裝方法 會 產(chǎn)生以下問題。
( 1) 軸承箱蓋和 軸承底座的結(jié)合面 處產(chǎn)生縫隙, 當(dāng)緊固 螺栓鎖緊時導(dǎo)致滾 道、保持架變形, 導(dǎo) 致保持架與滾動體、內(nèi)圈的配合不佳, 引起軸承受 到過大的附加安裝力;
( 2) 導(dǎo)致箱體軸承孔與軸承外圈接觸不良, 散熱效果不佳, 軸承溫度升高、膨脹、損壞、甚至咬 合, 產(chǎn)生附加作用力。附加載荷隨著咬合范圍的 增加而增大, 咬死時達(dá)到最大值, 導(dǎo)致軸的彎曲變 形加大, 軸的彎曲又加快了軸承的損壞。
由此可見軸承損壞是軸產(chǎn)生彎曲的主要原因。
2) 風(fēng)機(jī)長期運轉(zhuǎn)后, 風(fēng)機(jī)葉片上粘結(jié)了大量 不均勻的灰塵, 引起風(fēng)機(jī)軸( 包括葉片) 質(zhì)心偏移, 產(chǎn)生附加的不平衡載荷。
3) 安裝時, 軸承箱體 A 與軸承箱體 B 上的軸 承座孔如果對中不良, 將導(dǎo)致軸承的中心線不在 同一軸線上, 在軸承處產(chǎn)生附加力矩, 使軸承與軸 承受附加彎曲作用力。
4) 原結(jié)構(gòu)中兩軸承的跨距過大, 也是造成軸 承過早失效的原因之一。
3 結(jié)論
1) 在正常工作載荷作用下, 軸的設(shè)計與軸承 的選用均符合要求, 且有一定的裕量, 能滿足風(fēng)機(jī) 正常工作時的要求。 2) 軸與軸承過早失效是安裝過程中產(chǎn)生的附 加作用力所致。安裝時采用墊片調(diào)整軸承與軸承 座孔間間隙, 使軸承散熱效果變差、溫度升高, 加 速了軸承的磨損與燒壞, 導(dǎo)致風(fēng)機(jī)軸彎曲。
常州市（無錫）文順風(fēng)機(jī)有限公司產(chǎn)品齊全，主要產(chǎn)品有：高、中、低離心風(fēng)機(jī)、引風(fēng)機(jī)；各種軸流風(fēng)機(jī)；水泥立窯專用高壓離心風(fēng)機(jī)；化鐵爐高壓離心風(fēng)機(jī)；化鐵企業(yè)替代進(jìn)口的不銹鋼風(fēng)機(jī)；空調(diào)專用風(fēng)機(jī)；各種除塵、耐磨、防腐、非標(biāo)等特種風(fēng)機(jī)近三十個系列，三百多種規(guī)格的產(chǎn)品。
公司各類通用、專業(yè)設(shè)備齊全，工藝先進(jìn)，技術(shù)力量雄厚，性能測試運用微機(jī)電腦處理。
常州市文順風(fēng)機(jī)有限公司
Changzhou Wenshun Wind Machine Co., Ltd.
電話：0519-88726638
傳真：0519-88726638
手機(jī)：13601517069
網(wǎng)址：www.ayimei.cn
郵箱：ws@wsfengji.com
地址：江蘇省常州市橫林鎮(zhèn)新東方村工業(yè)園（殷坂）