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    熔體齒輪泵軸承故障分析及延長(zhǎng)軸承壽命措施

    2021-06-09 03:00:52張勝?lài)?guó)韓君炎張紹英
    合成技術(shù)及應(yīng)用 2021年1期

    張勝?lài)?guó),韓君炎,張紹英

    (榮盛石化股份有限公司,浙江杭州 311247)

    熔體齒輪泵是PET聚酯裝置中用來(lái)輸送、增壓熔體的設(shè)備,熔體齒輪泵的可靠性是影響聚酯裝置連續(xù)穩(wěn)定運(yùn)行的關(guān)鍵因素之一。一些熔體齒輪泵在運(yùn)行一段時(shí)間后,故障明顯增多,在齒輪泵的機(jī)械故障中以滑動(dòng)軸承的磨損、滑動(dòng)軸承抱軸、滑動(dòng)軸承開(kāi)裂、齒輪軸斷軸、齒輪斷齒的問(wèn)題較為突出。本文根據(jù)一起熔體泵齒輪斷軸、軸承開(kāi)裂故障,從齒輪受力、動(dòng)力潤(rùn)滑原理及滑動(dòng)軸承承載能力等方面加以分析,找出齒輪斷軸、滑動(dòng)軸承開(kāi)裂的原因,并提出解決此類(lèi)問(wèn)題的應(yīng)對(duì)措施。

    1 故障簡(jiǎn)介

    以下是一臺(tái)故障熔體泵失效部件的實(shí)物照片(見(jiàn)圖1),從圖中可見(jiàn)滑動(dòng)軸承存在明顯的周向裂紋,從動(dòng)齒輪在軸肩截面部位發(fā)生斷裂,斷口表面存在明顯的疲勞特征(貝紋與放射線(xiàn))。

    a) 從動(dòng)齒輪軸軸肩斷裂

    2 原理及分析

    2.1 熔體齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

    熔體齒輪泵采用外嚙合漸開(kāi)線(xiàn)斜齒輪。熔體齒輪泵由泵殼、前后端蓋板、齒輪軸、滑動(dòng)軸承(具有蓋板功能)和旋轉(zhuǎn)軸封構(gòu)成(見(jiàn)圖2)。工作時(shí),依靠相互嚙合的主、從動(dòng)齒輪在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中所造成的工作容積持續(xù)變化來(lái)輸送熔體。熔體齒輪泵屬于正位移泵。只要泵軸轉(zhuǎn)動(dòng),齒輪就向出口側(cè)壓送熔體,泵出口可達(dá)到很高的壓力,而流量與排出壓力基本無(wú)關(guān)。

    圖2 熔體泵結(jié)構(gòu)示意圖

    為了提高齒輪泵的剛性與可靠性,將齒輪與軸制成一體。低壓齒輪泵的齒輪常采用齒寬等于齒頂圓直徑的方形結(jié)構(gòu);高壓場(chǎng)合使用的高黏度齒輪泵的輪齒寬度小于其齒頂圓直徑,減小齒輪的徑向受壓面積,降低齒輪、軸承的載荷。

    熔體齒輪泵采用熔體自潤(rùn)滑的動(dòng)壓滑動(dòng)軸承(結(jié)構(gòu)示意圖見(jiàn)圖3),在軸承端面開(kāi)有潤(rùn)滑油槽,潤(rùn)滑油槽與齒輪泵出口側(cè)輪齒根部相通。在軸承內(nèi)壁非承載面上加工有螺旋式流道,螺旋槽旋向與齒輪軸的轉(zhuǎn)向相同。當(dāng)軸旋轉(zhuǎn)時(shí),借助螺旋作用及軸承兩端的壓力差,將軸承外部低溫熔體吸入軸承,對(duì)軸頸和軸承進(jìn)行潤(rùn)滑和冷卻后,經(jīng)外側(cè)蓋板上的專(zhuān)用通道回流至齒輪泵進(jìn)液口。構(gòu)成一個(gè)潤(rùn)滑充分、散熱快的螺旋自吸式潤(rùn)滑系統(tǒng)。

    熔體齒輪泵按照用途可分為熔體出料泵和熔體增壓泵。熔體增壓泵采用反螺旋密封,熔體出料泵采用反螺旋+填料密封的組合型式的軸封。

    2.2 熔體齒輪泵滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑機(jī)理

    滑動(dòng)軸承具備高承載能力必須形成良好的油膜潤(rùn)滑,使軸頸在與軸瓦不接觸的情況下穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)。熔體齒輪泵滑動(dòng)軸承結(jié)合了動(dòng)壓潤(rùn)滑與強(qiáng)制潤(rùn)滑機(jī)理。齒輪軸頸與軸承孔之間存在一定的間隙(一般為軸頸直徑的千分之幾),熔體泵啟動(dòng)時(shí),軸頸與軸承直接接觸,軸承處于干摩擦狀態(tài);當(dāng)熔體齒輪泵出口壓力逐漸增大,高壓區(qū)熔體從軸承內(nèi)側(cè)潤(rùn)滑槽壓入軸承與齒輪軸之間的間隙中,隨著齒輪軸的旋轉(zhuǎn),軸頸與軸承中心不再重合,存在一定偏心距e,即在軸頸與軸瓦間形成楔形間隙,熔體在高壓驅(qū)動(dòng)和旋轉(zhuǎn)軸頸的牽引作用下在楔形間隙內(nèi)流動(dòng),順著轉(zhuǎn)速的方向油膜厚度逐漸減小的油楔為收斂楔,順著轉(zhuǎn)速的方向油膜厚度逐漸增大的油楔為發(fā)散楔。如果帶入收斂楔內(nèi)的潤(rùn)滑液流量是連續(xù)的,熔體在收斂楔區(qū)域內(nèi)壓力逐漸升高,形成高壓力油區(qū),使軸頸抬起,從而形成油膜潤(rùn)滑。由于在軸承內(nèi)起潤(rùn)滑作用的熔體受到擠壓導(dǎo)致壓力升高,所以熔體會(huì)從軸承外側(cè)流出,從軸承泄漏出來(lái)的高壓熔體經(jīng)側(cè)蓋板上的導(dǎo)流槽(V形槽)和泵殼體上的回流孔(見(jiàn)圖4)進(jìn)入齒輪泵入口的低壓區(qū),使參與潤(rùn)滑的聚合物熔體不斷更新。進(jìn)入軸承的潤(rùn)滑液必須全部是低溫(相對(duì)低溫)介質(zhì),黏性潤(rùn)滑液更易于形成承載能力強(qiáng)的動(dòng)壓油膜;同時(shí)大量的潤(rùn)滑液循環(huán)不斷地帶走軸承的熱量,對(duì)軸承起到良好的潤(rùn)滑和冷卻作用。也可有效縮短聚合物熔體在軸承內(nèi)的滯留時(shí)間,防止因剪切變稀而導(dǎo)致熔體發(fā)生分解。

    圖4 熔體齒輪泵潤(rùn)滑槽示意圖

    2.3 滑動(dòng)軸承受力分析

    2.3.1 外嚙合齒輪泵的徑向力

    外嚙合齒輪泵一般采用一對(duì)齒數(shù)相同的齒輪,由于齒輪受到嚙合力以及沿齒輪圓周的液壓力,導(dǎo)致齒輪受到的徑向力不平衡。齒輪泵在運(yùn)行過(guò)程中,不平衡的徑向力加劇軸承磨損以及其他零件損壞,同時(shí)限制其工作壓力的提高,降低齒輪泵的工作可靠性。因此,必須對(duì)齒輪泵徑向力進(jìn)行理論分析和計(jì)算。

    (1) 液壓力計(jì)算

    齒輪泵工作時(shí),吸油腔與壓油腔存在壓差。由于齒頂與泵體內(nèi)表面留有徑向間隙,因此流體作用在齒輪外圓上的壓力,且沿齒輪外圓周方向的壓力分布不均勻,從吸油腔到壓油腔是逐漸升高(壓力的分布如圖5所示)。主動(dòng)齒輪與從動(dòng)齒輪軸,要分別受到一個(gè)大小相近、方向皆大致從泵排出口指向吸入口的徑向液壓合力FP的作用,使軸承受到單向徑向力。資料[1]給出相應(yīng)的計(jì)算公式如下:

    圖5 齒輪圓周徑向力近似分布曲線(xiàn)圖

    (1)

    式中Δp為進(jìn)出口壓差,Pa;b為齒寬,m;ra為齒頂圓半徑,m;ψ′為吸油區(qū)夾角?!柏?fù)號(hào)”表示液壓力指向y軸負(fù)方向,即該負(fù)載力方向垂直向下,指向吸油腔。

    (2) 嚙合力計(jì)算

    主動(dòng)輪帶動(dòng)從動(dòng)輪旋轉(zhuǎn)時(shí),在嚙合點(diǎn)處存在法向力FT,F(xiàn)T與齒面垂直。主、從動(dòng)齒輪所受的嚙合力,分別為大小相等、方向皆沿嚙合線(xiàn),但指向相反的FT。

    (2)

    式中V為齒輪泵的理論排量,m3/r;Δp為進(jìn)出口壓差,N/m2;rw為節(jié)圓半徑,m;a為嚙合角,°。

    (3) 外嚙合齒輪泵的徑向力

    外嚙合齒輪泵的徑向力F,是由沿齒輪外圓周方向液體壓力分布不均勻引起的徑向合力FP和齒輪嚙合力FT兩部分組成的。作用在主動(dòng)齒輪上的徑向力,即合力F1為:

    (3)

    作用在從動(dòng)輪上的徑向力,即合力F2為:

    (4)

    工程應(yīng)用通常由下面兩個(gè)近似計(jì)算公式估算:

    F1=75Δpbdw(N)

    (5)

    F2=85Δpbdw(N)

    (6)

    式中Δp為進(jìn)出口壓差,MPa;b為齒寬,cm;dw為齒頂圓直徑,cm。

    很顯然即從動(dòng)齒輪受力更大,且工作壓力越高,單向壓力F越大,軸承磨損越快,它直接影響到齒輪泵的壽命。很大的徑向力不僅使軸頸和軸承快速磨損,還會(huì)使齒輪軸產(chǎn)生變形,造成齒頂與泵殼間的刮擦。

    因此,在設(shè)計(jì)計(jì)算選用軸承時(shí),應(yīng)以從動(dòng)齒輪的受力作為依據(jù)。

    2.3.2 軸向力分析

    由于齒輪泵采用斜齒輪,這樣就使得斜齒輪泵在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生了軸向力,軸向力不平衡是齒輪端面或軸承端面磨損根源。下面分別對(duì)斜齒輪泵的主動(dòng)軸和從動(dòng)軸所受的軸向力進(jìn)行分析計(jì)算。

    (1) 主動(dòng)斜齒輪軸上的軸向力

    作用在主動(dòng)斜齒輪軸上的軸向力來(lái)自于液壓力和嚙合力兩部分,由液壓力和嚙合力產(chǎn)生的軸向力為:

    (7)

    式中Δp為吸油口與排油口壓力差,Pa;b為齒寬,m;ra為齒頂圓半徑,m;β為螺旋角,°;r為節(jié)圓半徑,m。

    對(duì)于熔體齒輪泵的內(nèi)置齒輪軸軸端會(huì)受到熔體的液壓力,可按下式估算

    式中Pin為吸油口壓力,Pa;r為齒輪軸軸端半徑,m。

    (2) 從動(dòng)斜齒輪軸上的軸向力

    作用在從動(dòng)斜齒輪軸上的軸向力也由液壓力和嚙合力共同產(chǎn)生,由于主動(dòng)斜齒輪對(duì)從動(dòng)斜齒輪的嚙合力是由作用在從動(dòng)軸上的液壓力間接產(chǎn)生的,作用在從動(dòng)斜齒輪軸上液壓力和嚙合力大小相等,方向相反,所以作用在從動(dòng)軸上的軸向力為零。

    因此,斜齒輪泵的軸向力的平衡主要是指其主動(dòng)軸上的軸向力平衡。熔體出料泵由于入口為負(fù)壓,為了減少泄漏點(diǎn),故采用驅(qū)動(dòng)軸軸端一側(cè)內(nèi)置結(jié)構(gòu);熔體增壓泵入口壓力通?!? MPa,故采用驅(qū)動(dòng)軸兩側(cè)軸端外伸結(jié)構(gòu)。

    2.4 熔體出料泵動(dòng)壓軸承靜特性計(jì)算

    穩(wěn)定的潤(rùn)滑油膜及其厚度對(duì)滑動(dòng)軸承的承載能力起到?jīng)Q定性的作用,在軸承包角和軸頸的長(zhǎng)徑比一定時(shí),最小油膜厚度越小,軸承的承載能力越大。在載荷、潤(rùn)滑油黏度和軸承幾何尺寸確定的情況下,影響油膜厚度的重要因素為軸承間隙,間隙越小,最小油膜厚度越小[2]。軸承內(nèi)油膜壓力分布見(jiàn)圖6。

    圖6 軸承內(nèi)油膜壓力分布

    (1) 最小油膜厚度

    然而,最小油膜厚度是不能無(wú)限縮小的,它受到軸頸和軸承表面粗糙度、軸的剛性及軸頸的幾何形狀誤差等的限制。為確保軸承能處于液體摩擦狀態(tài),最小油膜厚度必須等于或大于許用油膜厚度[h],按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[3]中給出的公式計(jì)算:

    (8)

    式中r為軸頸半徑,m;R為軸承孔半徑,m;e為偏心距,m;ψ為相對(duì)間隙,ψ=δ/r;δ為半徑間隙,δ=R-r;χ為偏心率,x=e/δ;R1、R2為對(duì)軸頸和軸瓦表面不平度平均高度,對(duì)于熔體齒輪泵,可分別取0.8 μm和1.6 μm,或0.2 μm和0.4 μm。

    S為安全系數(shù),考慮表面幾何形狀誤差和軸頸撓曲變形等,常取S>2;y1為軸頸在軸承中的撓度;y2為軸頸偏移量。

    (2) 軸承承載能力

    軸承的承載能力常采用無(wú)量綱軸承特性數(shù)來(lái)表示,按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[3]中給出的公式計(jì)算:

    (a) 徑向軸承

    (9)

    式中F為外載荷,N;η為潤(rùn)滑油在軸承平均工作溫度下的動(dòng)力黏度,N·s/m2;ω為軸頸旋轉(zhuǎn)角速度,s-1;d為軸頸直徑,m;B為軸承寬度,m;v為軸頸圓周速度,m/s。

    (b) 推力軸承

    (10)

    式中hz為支點(diǎn)處的潤(rùn)滑膜厚度;B為軸瓦寬度,即B=rout-rin。

    在給定邊界條件時(shí),Cp是軸頸在軸承中位置的函數(shù),其值取決于軸承的包角a(指軸承表面上連續(xù)光滑部分包圍軸頸的角度,即入油口到出油口間所包軸頸的夾角),相對(duì)偏心率χ和寬徑比B/d。

    (3) 軸承潤(rùn)滑油流量

    潤(rùn)滑油充滿(mǎn)軸承間隙,形成完全油膜時(shí),進(jìn)入軸承的潤(rùn)滑油形成一層把滑動(dòng)表面分開(kāi)的潤(rùn)滑油膜,在潤(rùn)滑油膜中形成的壓力迫使?jié)櫥蛷妮S承兩端流出,由流體動(dòng)壓力造成的潤(rùn)滑油流量為q1;進(jìn)油壓力ps使多余的潤(rùn)滑油從軸承兩端流出,進(jìn)油壓力產(chǎn)生的潤(rùn)滑油流量為q2。

    1) 承載區(qū)端泄流量q1

    承載區(qū)端泄流量數(shù)q1與有效平均相對(duì)間隙ψeff、等效轉(zhuǎn)速nb、與軸承直徑D的3次方成正比。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[3],承載區(qū)端泄流量q1按下式計(jì)算:

    (11)

    2) 非承載區(qū)端泄流量q2

    非承載區(qū)端泄流量數(shù)q2與供油壓力ps、軸承直徑D、有效平均相對(duì)間隙ψeff的3次方成正比,與潤(rùn)滑油有效黏度成反比。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[3],非承載區(qū)端泄流量q2按下式計(jì)算:

    (12)

    3) 潤(rùn)滑油總流量

    潤(rùn)滑油充滿(mǎn)承載區(qū)和非承載區(qū)在內(nèi)的整個(gè)潤(rùn)滑間隙,潤(rùn)滑油總流量由下式計(jì)算。

    (13)

    4) 潤(rùn)滑液溫升

    潤(rùn)滑液的一個(gè)作用可以將軸瓦與軸頸隔開(kāi),從而可以避免兩者之間發(fā)生固體干摩擦,另一個(gè)作用就是可以將流體摩擦做功所產(chǎn)生的熱量帶走。

    實(shí)際上,熔體齒輪泵軸承間隙中的摩擦熱主要通過(guò)潤(rùn)滑液帶走摩擦熱,在設(shè)計(jì)階段,通過(guò)忽略傳導(dǎo)散熱方式可獲得額外的安全余量。潤(rùn)滑油帶出一部分摩擦熱所占的比例稱(chēng)為散熱比K。壓力供油軸承通常取K=0.8~1.0。

    查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[3],潤(rùn)滑油溫升Δt的計(jì)算式為

    (14)

    式中Cp為潤(rùn)滑油的比定壓熱容,J/(kg·K);ρ為潤(rùn)滑油的密度,kg/m3;q為潤(rùn)滑油的流量,cm3/s;Pμ為摩擦功耗,kW;μ*為摩擦數(shù),是與軸承偏心率ε、長(zhǎng)徑比B/D和包角Ω相關(guān)的系數(shù)。

    熔體齒輪泵在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中,旋轉(zhuǎn)軸頸對(duì)熔體膜產(chǎn)生一個(gè)剪切力,并產(chǎn)生摩擦熱,使軸承和軸承內(nèi)熔體溫度升高。熔體溫度升高將導(dǎo)致軸承內(nèi)熔體黏度的降低,因此也降低軸承的承載能力;當(dāng)滑動(dòng)軸承的油膜承載能力不足以支承軸頸時(shí),會(huì)造成潤(rùn)滑失效。導(dǎo)致軸承和軸頸表面直接接觸,此時(shí)兩者處于邊界潤(rùn)滑或干摩擦狀態(tài);軸承溫度升高可以降解通過(guò)軸承的熔體,降低聚合物的總體質(zhì)量;嚴(yán)重的會(huì)發(fā)生軸承抱軸現(xiàn)象。

    因此,在保證滑動(dòng)軸承形成可靠潤(rùn)滑液膜和最小油膜厚度的同時(shí),必須把溫升限制在允許的范圍內(nèi)。

    2.5 軸承間隙變化對(duì)滑動(dòng)軸承的影響

    對(duì)于已經(jīng)定型、投用的滑動(dòng)軸承,滑動(dòng)軸承各部分間隙的大小對(duì)其工作、潤(rùn)滑與磨損等都有很大影響。熔體齒輪泵在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中,由于軸承或齒輪軸頸的磨損,軸承間隙(用相對(duì)間隙ψ表示)是不斷增大的。運(yùn)行中隨著軸承間隙逐漸增大,滑動(dòng)軸承會(huì)出現(xiàn)以下問(wèn)題:

    (1) 潤(rùn)滑液膜承載能力降低

    軸承的設(shè)計(jì)間隙是初始間隙,工作中隨著軸承間隙逐漸增大,軸承承載能力逐漸下降,由式(9)可知,軸承承載力F與軸承相對(duì)間隙ψ的平方成反比。軸承承載力F與間隙ψ隨時(shí)間t的變化曲線(xiàn)如圖7所示。

    圖7 軸承承載量F與間隙ψ隨時(shí)間的變化曲線(xiàn)

    從圖7可知,當(dāng)軸承間隙從ψ1增大至ψ2時(shí),其承載能力從F1下降到F2,滑動(dòng)軸承的油膜承載能力不足以支承軸頸時(shí),就會(huì)造成滑動(dòng)軸承動(dòng)壓潤(rùn)滑油膜失效,導(dǎo)致軸承和軸頸表面接觸,此時(shí)兩者處于邊界潤(rùn)滑或干摩擦狀態(tài),加快軸頸與滑動(dòng)軸承的磨損,嚴(yán)重會(huì)抱軸。

    (2) 無(wú)法形成承載能力所必須的最小油膜厚度

    根據(jù)式(11)與式(12)可知,當(dāng)軸承間隙增大到ψ2,滑動(dòng)軸承承載區(qū)與非承載區(qū)端泄流量(q1+q2)增大,兩端泄出潤(rùn)滑油可以帶走軸承內(nèi)的熱量保持軸承溫度不至過(guò)高,但是如果端泄量過(guò)大,會(huì)導(dǎo)致滑動(dòng)軸承內(nèi)部潤(rùn)滑油的壓力減小,無(wú)法形成承載能力所必須的最小油膜厚度,造成軸承承載能力下降。

    (3) 軸封漏料或漏氣

    當(dāng)軸承間隙增大到ψ2,滑動(dòng)軸承承載區(qū)與非承載區(qū)端泄流量(q1+q2)增大,對(duì)于熔體增壓泵由于進(jìn)出口均為正壓,軸承間隙增大會(huì)增大熔體外漏量;對(duì)于熔體出料泵,由于出料泵入口為負(fù)壓,油膜壓力泄漏會(huì)導(dǎo)致油膜壓力下降,當(dāng)軸承內(nèi)非承載區(qū)的熔體膜壓力低于0時(shí),軸承內(nèi)非承載區(qū)的熔體與外界的空氣一起被吸入齒輪泵內(nèi),導(dǎo)致齒輪泵出口壓力波動(dòng)。

    (4) 齒輪泵容積效率降低

    滑動(dòng)軸承各部分間隙的大小對(duì)其工作、潤(rùn)滑與磨損等都有很大影響。軸向間隙過(guò)大會(huì)使軸頸的軸向穩(wěn)定性變差,同時(shí)形成齒輪泵內(nèi)的軸向泄漏(也稱(chēng)為端面間隙),沿軸向間隙的泄漏是外嚙合齒輪泵泄漏的主體,約占總泄漏量的70%。(外嚙合齒輪泵的軸向泄漏有2種:(1)齒槽內(nèi)的油液經(jīng)齒輪軸頸與軸套間隙的泄漏;(2)出口高壓區(qū)(有些壓力還是變化)向進(jìn)口低壓區(qū)泄漏。)

    熔體齒輪泵容積效率降低,只有提高轉(zhuǎn)速才能滿(mǎn)足要求的流量,轉(zhuǎn)速提高齒輪摩擦熱增加,潤(rùn)滑液膜黏度下降,油膜承載能力下降,同時(shí)齒輪軸因負(fù)荷增大而導(dǎo)致所受徑向力增大。

    (5) 齒輪泵振動(dòng)

    軸承間隙對(duì)轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性起著關(guān)鍵性的作用,徑向間隙過(guò)大會(huì)因油膜的承載能力有限,容易造成旋轉(zhuǎn)軸頸的振動(dòng)和摩擦,造成軸承負(fù)荷分配不均,振動(dòng)沖擊會(huì)破壞潤(rùn)滑液膜的連續(xù)性與穩(wěn)定性,嚴(yán)重振動(dòng)沖擊會(huì)斷軸。

    在實(shí)際運(yùn)行中,當(dāng)軸承間隙增大到ψ2,無(wú)法形成承載能力所必須的穩(wěn)定、連續(xù)均勻的潤(rùn)滑油膜,就必須進(jìn)行維修。

    3 提高熔體齒輪泵壽命的措施

    由上述分析可知,造成熔體齒輪泵的從動(dòng)軸斷裂及軸承開(kāi)裂失效的原因是工作中隨著軸承間隙逐漸增大,滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑狀況逐漸變差,軸承油膜承載能力逐漸下降,從而產(chǎn)生過(guò)大的摩擦力,導(dǎo)致熔體齒輪泵的滑動(dòng)軸承壽命縮短,從動(dòng)齒輪軸因承受較大的交變應(yīng)力而發(fā)生疲勞斷裂;滑動(dòng)軸承因抱軸受到過(guò)大扭力而開(kāi)裂。

    熔體泵的壽命主要取決于滑動(dòng)軸承與軸頸之間能否始終保持良好的承載潤(rùn)滑膜,該潤(rùn)滑膜起到支承齒輪上的靜載荷及動(dòng)載荷的作用,從而減小齒輪軸的摩擦力。

    提高熔體齒輪泵壽命的措施如下:

    (1) 合理選材

    熔體齒輪泵滑動(dòng)軸承常用材料為硬質(zhì)合金和鋁青銅。鋁青銅具有較高的強(qiáng)度、硬度和良好的耐磨性,具有優(yōu)良的導(dǎo)熱系數(shù)和穩(wěn)定的剛度,QAL10-4-4(鋁青銅牌號(hào))在400 ℃以下具有穩(wěn)定的力學(xué)性能。硬質(zhì)合金具有更高的強(qiáng)度和硬度。鋁青銅軸承比硬質(zhì)合金軸承具有更大的設(shè)計(jì)間隙,故鋁青銅軸承發(fā)生抱軸故障很少。

    (2) 控制軸承的配合間隙在推薦值范圍內(nèi)

    必須保證軸瓦與軸頸之間有一定間隙,即油膜有一定厚度,油膜厚度必須保持在合理值?;瑒?dòng)軸承的徑向間隙十分重要,過(guò)大、過(guò)小都極為有害。允許的最大間隙ψ2是一個(gè)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù),在SHS 04509—2004 熔體齒輪泵維護(hù)檢修規(guī)程中給出的參考值為0.01D(D為軸頸直徑)。

    (3) 降低熱媒溫度

    受到齒輪擠壓、剪切的熔體在經(jīng)過(guò)齒輪泵后溫度會(huì)升高(約3~5 ℃),導(dǎo)致潤(rùn)滑膜承載能力下降。通過(guò)降低熱媒溫度,使泵體熱媒夾套的溫度稍低于前后夾套管的熱媒溫度,降低軸承區(qū)的溫度,可大大增加軸承的承載能力,提高熔體齒輪泵的使用壽命。

    (4) 降低熔體齒輪泵進(jìn)口壓差

    熔體齒輪泵的進(jìn)出口壓差、轉(zhuǎn)速和熔體的黏度都直接影響潤(rùn)滑膜的承載能力。提高熔體增壓泵入口壓力、降低熔體出料泵的出口壓力,減輕軸對(duì)潤(rùn)滑膜的剪切力及對(duì)潤(rùn)滑膜的破壞,避免承載區(qū)接近混合摩擦、甚至干摩擦狀態(tài)。

    (5) 轉(zhuǎn)速變化要緩慢

    依據(jù)熔體齒輪泵潤(rùn)滑原理可知,動(dòng)壓軸承油膜壓力是靠軸頸自身旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的,旋轉(zhuǎn)速度的變化會(huì)影響油膜的形成與承載能力。因此,泵起動(dòng)時(shí),在出口無(wú)壓力形成時(shí),不可盲目提速;提速要緩慢進(jìn)行,不要使前后壓力急劇上升,以防止軸或軸承過(guò)早損壞。

    (6) 定期檢查清理防止?jié)櫥鄱氯?/p>

    為了保證熔體齒輪泵的旋轉(zhuǎn)軸封處于密封狀態(tài),需調(diào)節(jié)密封腔壓力(即流經(jīng)側(cè)蓋板潤(rùn)滑槽的熔體流量),當(dāng)軸承軸向間隙增大后,流經(jīng)側(cè)蓋板潤(rùn)滑槽的熔體流量減小,回流通道處物料因受到高溫(冷卻不足)而出現(xiàn)碳化現(xiàn)象,進(jìn)而堵塞流道,導(dǎo)致軸承與軸頸的潤(rùn)滑狀況變差,嚴(yán)重時(shí)出現(xiàn)抱軸,案例分析見(jiàn)資料[4]。

    因此,需定期檢查清理潤(rùn)滑槽、防止堵塞。

    (7) 滑動(dòng)軸承安裝測(cè)溫元件

    在熔體齒輪泵滑動(dòng)軸承上安裝測(cè)溫元件,將信號(hào)引入DCS控制系統(tǒng),及時(shí)發(fā)現(xiàn)滑動(dòng)軸承溫度變化,通過(guò)調(diào)節(jié)齒輪泵產(chǎn)量與壓力來(lái)調(diào)節(jié)軸承受力。保證良好潤(rùn)滑和溫度監(jiān)測(cè),才能確保軸承良好運(yùn)行。

    (8) 對(duì)齒輪泵熱態(tài)定位

    隨熔體齒輪泵軸承的配合間隙逐漸增大,齒輪泵的壓力脈動(dòng)同時(shí)增大,齒輪泵會(huì)出現(xiàn)晃動(dòng),嚴(yán)重會(huì)造成齒輪端面或軸承端面磨損,嚴(yán)重縮短齒輪泵的使用壽命,可見(jiàn)相關(guān)資料[5]。

    將熔體齒輪泵、減速機(jī)和電動(dòng)機(jī)固定在同一鋼平臺(tái)基礎(chǔ)上(見(jiàn)圖8),待齒輪泵輸送系統(tǒng)升溫到位,熱平衡4 h后,對(duì)齒輪泵進(jìn)行固定、定位,這樣既可以平衡管道應(yīng)力,又可以消除運(yùn)行過(guò)程中齒輪泵的擺動(dòng),減小作用在軸承上沖擊力。

    圖8 鋼平臺(tái)基礎(chǔ)上

    通過(guò)采取以上改進(jìn)措施,熔體齒輪泵運(yùn)行穩(wěn)定,在每四年一次的停機(jī)檢修期間,對(duì)熔體齒輪泵解體檢查和測(cè)量。對(duì)達(dá)到磨損極限的部件給予及時(shí)更換,避免因潤(rùn)滑變差導(dǎo)致摩擦阻力增加而出現(xiàn)機(jī)械故障。

    其中3271-P01(熔體齒輪泵)于2014年更換齒輪、軸承后,一直穩(wěn)定運(yùn)行至今;其余2臺(tái)運(yùn)行周期均超過(guò)6年。

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