軸承故障原因分析及處理

李高建

（淄博職業(yè)學(xué)院，淄博 255314）

1 設(shè)備簡介

DHP40-4型離心式壓縮機(jī)本體是由電動(dòng)機(jī)通過齒式聯(lián)軸器所驅(qū)動(dòng)的大增速斜齒輪帶動(dòng)兩側(cè)平行配置兩個(gè)從動(dòng)高速齒輪軸，軸的兩端裝有葉輪，四個(gè)葉輪與各自的蝸殼組成四級(jí)壓縮段。四組高速軸承支撐兩高速齒輪軸，四組軸承均為止推軸承，主動(dòng)齒輪軸轉(zhuǎn)速為1500r/min，一、二級(jí)齒輪軸的轉(zhuǎn)速為15569r/min，三、四級(jí)齒輪軸的轉(zhuǎn)速為18810r/min，四對(duì)高速軸承為水平剖分式滑動(dòng)軸承，機(jī)組用32#汽輪機(jī)油潤滑。葉輪布置見圖1。

2 故障過程

2008年8月份在對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行定期檢修時(shí)發(fā)現(xiàn)二、三級(jí)軸承止推面巴氏合金全部被磨損掉，轉(zhuǎn)子止推盤被磨損，轉(zhuǎn)子止推盤靠近軸承側(cè)10mm的圓周上已因摩擦而發(fā)藍(lán)。一、四級(jí)軸承止推面良好，三級(jí)軸承徑向工作面磨損較嚴(yán)重，其余各級(jí)軸承徑向工作面存在輕微磨損，二、三級(jí)葉輪有輕微銹蝕現(xiàn)象，從停車前運(yùn)行記錄看，各級(jí)軸承溫度正常，檢查測(cè)量各點(diǎn)溫度，壓縮機(jī)各級(jí)工作壓力、溫度，潤滑油溫度、壓力，冷卻水系統(tǒng)的溫度、壓力等正常，數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 空壓機(jī)8月12日9∶00運(yùn)行記錄表

圖1 DHP40離心壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖

3 故障分析

被磨損的軸承是二級(jí)、三級(jí)軸承，安裝徑向間隙分別為0.135 mm 0.192mm，0.116 mm 0.169mm，轉(zhuǎn)子軸向總間隙為0.15 mm 0.25mm，所用潤滑油為32#汽輪機(jī)油，從故障現(xiàn)象看，二、三級(jí)軸承止推面上的巴氏合金被完全研磨掉，并且轉(zhuǎn)子止推盤因摩擦而發(fā)藍(lán)，說明轉(zhuǎn)子軸的軸向力失衡或軸承止推面受力不均勻，是什么原因能造成轉(zhuǎn)子兩高速產(chǎn)生這么大的軸向力或使軸承的軸向承載能力變差呢，首先對(duì)轉(zhuǎn)子軸向力進(jìn)行分析。

對(duì)兩高速軸來說，軸向力的平衡是由氣體對(duì)葉輪的作用力、斜齒輪傳動(dòng)產(chǎn)生的軸向力及運(yùn)行中軸承止推面的油膜對(duì)轉(zhuǎn)子產(chǎn)生的作用力，因安裝誤差、運(yùn)行操作不當(dāng)?shù)仍蛞矔?huì)造成軸向力失衡。

3.1 氣體對(duì)葉輪軸向推力的計(jì)算

在DHP40-4型離心式壓縮機(jī)中，葉輪軸向推力的來源有二項(xiàng)：一項(xiàng)是氣體動(dòng)量變化對(duì)轉(zhuǎn)子的反作用力；另一項(xiàng)是葉輪左右兩側(cè)面上氣體的壓力差。

3.1.1 氣體動(dòng)量變化對(duì)轉(zhuǎn)子的反作用力

根據(jù)理論力學(xué)，慣性座標(biāo)內(nèi)質(zhì)點(diǎn)系動(dòng)量矩對(duì)時(shí)間的導(dǎo)數(shù)，等于作用在該質(zhì)點(diǎn)系上的外力矩T，即：

式中m 、c為質(zhì)點(diǎn)系內(nèi)各質(zhì)點(diǎn)的質(zhì)量與速度，r為某參考點(diǎn)指向各質(zhì)點(diǎn)的矢徑。由歐拉方程式的推導(dǎo)得出，T就是輪盤和輪蓋內(nèi)側(cè)面以及諸葉片表面（推力面與吸力面）給與氣體的壓力和切應(yīng)力所形成的力矩，也即氣體對(duì)葉輪的力矩。 轉(zhuǎn)子對(duì)氣體在軸向所作用的合力等于氣體在軸向的動(dòng)量的變化量。同時(shí)氣體以同樣大小的軸向力反作用于轉(zhuǎn)子。設(shè)氣體質(zhì)量為m，進(jìn)口處軸向速度為c0（方向向右），動(dòng)量變化為-mc0。轉(zhuǎn)子受到的軸向力Pcz（方向向右）為：

3.1.2 葉輪左右兩側(cè)面上氣體的壓力差

圖2 葉輪軸向力計(jì)算用圖

如圖2所示，葉輪左側(cè)進(jìn)氣邊的氣體壓力合成 P0和P1，右側(cè)合成P2，F(xiàn)0是進(jìn)氣壓力 p0的合力。

P1和P2是間隙中的氣體壓力的合力。因?yàn)槟Σ磷饔?，間隙中氣體以ω′的角速度旋轉(zhuǎn)，根據(jù)壓力和離心力的平衡關(guān)系，得到徑向壓力分布

ρ為氣體密度。

由

得半徑R處的壓力pr，大小為：

假定（即為葉輪角速度之半），

因此有：

向左的軸向推力P2s為：

向右的軸向推力P1s為：

其中，從Ds/2到D2/2的部分互相抵消，得

3.1.3 總的軸向推力

向左，正為向左，負(fù)為向右。

因?yàn)闅怏w壓力不高，可略去離心力的影響，并設(shè)dm≌dj，軸向推力可簡化為：

式（9）為單級(jí)葉輪上的軸向力，則每轉(zhuǎn)子軸的軸向力為：

1-2級(jí)：P12＝PA2-PA1（正為指向二級(jí)） （12）

3-4級(jí)：P34＝PA4-PA3（正為指向四級(jí)） （13）

3.2 斜齒輪傳動(dòng)產(chǎn)生的軸向力與徑向力

斜齒圓柱齒輪受力分析，作用于齒面上的軸向力Fa為

徑向力Fr為：

式中： β—分度圓螺旋角（°）；

T1—主動(dòng)齒輪傳遞的名義轉(zhuǎn)矩（N ·mm）；

αn—法面壓力角；

Pl為主動(dòng)齒輪傳遞的功率（Kw），n1為主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速（r/min）；d1為主動(dòng)齒輪分度圓直徑（mm）。

3.3 軸向力的平衡

DHP40-4型離心式壓縮機(jī)采用葉輪背靠背及通過斜齒輪傳動(dòng)來平衡軸向力，同時(shí)轉(zhuǎn)子上保留一小部分軸向力作用于止推軸承上，以保證轉(zhuǎn)子不產(chǎn)生過大的軸向串動(dòng)，假設(shè)作用于止推軸承油膜上的軸向力為：Fu。所以一個(gè)轉(zhuǎn)子軸上總的軸向力為：

式中,由斜齒輪旋向及傳動(dòng)得出兩高速軸上齒輪傳動(dòng)產(chǎn)后的軸向力,在一、二級(jí)軸上為指向二級(jí)，三、四級(jí)軸上指向四級(jí)，單個(gè)葉輪上產(chǎn)生的軸向力由出氣側(cè)指向進(jìn)氣側(cè)。

3.4 受力計(jì)算

通過以上分析，根據(jù)DHP40-4離心式壓縮機(jī)各運(yùn)行參數(shù)及結(jié)構(gòu)尺寸，計(jì)算各級(jí)軸承的受力情況，并對(duì)離心式壓縮機(jī)所發(fā)生的軸承燒研故障進(jìn)行分析。

3.4.1 DHP40-4離心式壓縮機(jī)實(shí)際運(yùn)行參數(shù)及結(jié)構(gòu)尺寸

為簡化計(jì)算，這里未考慮內(nèi)外漏氣損失，各尺寸位置見圖1：

主動(dòng)齒輪功率：1440Kw

加工空氣量： 10200Nm3/h

主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速：1485r/min

大齒輪軸轉(zhuǎn)速：1485 r/min， 兩高速軸轉(zhuǎn)速分別為：15569 rpm與18810 r/min

大齒輪齒數(shù)：300個(gè)

兩小齒輪：28個(gè)與24個(gè) 法向模數(shù)z=4

斜齒輪螺旋角：大齒輪：左18°

兩小齒輪：右18°法面壓力角：αn=20°

各級(jí)葉輪進(jìn)口處空氣流量及流速：

M2=3.6635Kg/s C01=17.17m/s

M2=3.6635Kg/s C02=18.11m/s

M3=3.6635Kg/s C03=17.48m/s

M4=3.6635Kg/s C04=15.64m/s

各級(jí)葉輪進(jìn)口壓力P0i，出口壓力P1i（絕壓）：

P01=0.095Mpa P11=0.1942Mpa

P02=0.1903Mpa P12=0.3615Mpa

P03=0.3576Mpa P13=0.6174Mpa

P04=0.6135Mpa P14=0.8826Mpa

各級(jí)葉輪結(jié)構(gòu)尺寸D1i及密封結(jié)構(gòu)尺寸D2i：

D11=214mm D21=400 mm

D12=200mm D22=400mm

D13=158mm D23=310mm

D14=125mm D24=320mm

dm1=dm2=dm3=dm4=84mm

dj1=dj2=dj3=dj4=122mm

3.4.2 將數(shù)據(jù)代入轉(zhuǎn)子軸軸向力計(jì)算公式

將數(shù)據(jù)代入公式(12) 、(13)，得出兩高速軸作用于軸承上的軸向推力大小分別為：

一、二級(jí)軸：Fu12=1.90 KN，方向指向二級(jí)軸承側(cè)。

三、四級(jí)軸：Fu34=-2.42 KN，方向指向三級(jí)軸承側(cè)。

轉(zhuǎn)子徑向力為：

通過計(jì)算得出，壓縮機(jī)在正常運(yùn)行中，二、三級(jí)軸承止推面間的油膜承受轉(zhuǎn)子剩余軸向力。由計(jì)算結(jié)果看出在此運(yùn)行參數(shù)下產(chǎn)生的軸向力不會(huì)造成轉(zhuǎn)子產(chǎn)生這么嚴(yán)重的磨擦，那么是什么原因呢，我們又對(duì)各軸承及各部件安裝尺寸進(jìn)行了認(rèn)真的檢查測(cè)量，檢查發(fā)現(xiàn)三級(jí)軸承較四級(jí)軸承水平方向低0.088mm，其結(jié)果是壓縮機(jī)運(yùn)行時(shí)，高速轉(zhuǎn)子的四級(jí)端高，軸承載荷發(fā)生變化，降低了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性。同時(shí)還會(huì)造成軸承止推面上下間隙不均勻，使軸承止推面受力不穩(wěn)定，減小了軸承的軸向承載能力，造成軸承止推面的受損被研。而二級(jí)軸承安裝質(zhì)量較好，誤差在檢修要求范圍內(nèi)，是否是因三級(jí)軸承軸向力的變化引起了二級(jí)軸承軸向力的變化而造成軸承止推面的燒研還不能確定，我們從運(yùn)行中分析原因。

4 原因分析及處理

4.1 原因分析

經(jīng)過計(jì)算分析，認(rèn)為存在以下三個(gè)方面的原因。

1）該壓縮機(jī)是與空分裝置配套，給分餾塔輸送工藝用壓縮空氣，在分餾塔前期運(yùn)行中，經(jīng)常出現(xiàn)因切換閥故障而突然放空造成壓力突然降低，流量突然增大；或因切換閥打不開，而造成壓力突然升高，流量突然降低的情況，這種情況下，使葉輪受力發(fā)生急劇變化，瞬間破壞力的平衡及軸承—轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性，使軸承受力發(fā)生急劇變化，軸承的徑向、軸向工作面上的作用力突變，使軸承承受很大的沖擊，瞬時(shí)轉(zhuǎn)子與軸承產(chǎn)生摩擦[5, 7]。

2）在運(yùn)行中為了控制軸承溫度，人為地降低潤滑油的溫度到28℃（設(shè)計(jì)溫度為40±5℃），使?jié)櫥偷恼扯仍龃螅档土溯S承—轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性，振動(dòng)加劇，造成軸承的進(jìn)一步損傷。多次的沖擊，使軸承工作面損壞，降低了軸承的承載能力[5,7]。

3）由于壓縮空氣的吸入口緊鄰酸堿罐區(qū)，吸入空氣質(zhì)量不好，使葉輪發(fā)生銹蝕，葉片上附著腐蝕物，影響轉(zhuǎn)子的動(dòng)平衡，使機(jī)組振動(dòng)加劇，惡化了軸承的工作狀況，使軸承發(fā)生損壞。

4.2 處理措施

針對(duì)以上造成軸承損壞的因素，我們采取了以下措施：

1）提高設(shè)備的安裝質(zhì)量,嚴(yán)格按檢修要求進(jìn)行檢測(cè)安裝。

2）加強(qiáng)壓縮機(jī)后續(xù)工藝過程的管理和檢修，更換新型電磁閥，減少因閥門故障造成的壓縮空氣壓力、流量的突變。

3）制定操作法，加強(qiáng)對(duì)壓縮機(jī)組的管理，嚴(yán)格按工藝規(guī)程操作，使壓縮機(jī)在最優(yōu)狀態(tài)下運(yùn)行。

4）選擇合適的軸承形式和軸承參數(shù)，盡可能選用可傾瓦軸承，以增加油膜的穩(wěn)定性[3]。

5）將酸堿罐區(qū)撤走，凈化周邊空氣。

通過采取以上措施，經(jīng)過幾年的運(yùn)行，運(yùn)行參數(shù)正常，狀態(tài)檢測(cè)結(jié)果良好，未發(fā)生軸承及其它部件損壞的情況。

[1] 葉振幫, 常鴻壽.離心式制冷壓縮機(jī)[M].機(jī)械工業(yè)出版社.1981.

[2] 高慎琴.化工機(jī)器[M].化學(xué)工業(yè)出版社.1992.

[3] 理論力學(xué)[M].哈爾濱工業(yè)大學(xué).高教出版社.

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[5] 王仲奇.透平機(jī)械原理[M].機(jī)械工業(yè)出版社.1988.

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