核電廠皮帶式風(fēng)機(jī)軸承載荷計(jì)算及應(yīng)用

饒海濱

（陽江核電有限公司，廣東陽江 529941）

0 引言

滾動(dòng)軸承是核電廠皮帶風(fēng)機(jī)的關(guān)鍵部件，一旦軸承失效，將會引起嚴(yán)重后果。皮帶風(fēng)機(jī)的載荷對軸承的使用壽命有著重要影響：過大會造成設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲和振動(dòng)增大，使軸承承載能力不足，縮短軸承使用壽命；過小則會使軸承滾動(dòng)生熱增多，導(dǎo)致系統(tǒng)溫度過高，甚至燒損軸承、引發(fā)故障，所以載荷計(jì)算是選擇適當(dāng)軸承型號的重要工作內(nèi)容。

1 皮帶軸承承受的載荷計(jì)算

某核電廠的電氣廠房主通風(fēng)系統(tǒng)風(fēng)機(jī)使用OPTIBELT品牌的窄V皮帶，為防止運(yùn)行過程皮帶出現(xiàn)打滑情況，將皮帶的張緊力調(diào)整至規(guī)定的范圍。

皮帶張緊力作用在軸上的徑向力Fr，通過式（1）得出：

式中 Fr——作用在軸上的徑向力，N

α1——小帶輪包角

Z——皮帶的根數(shù)

通過在V帶與兩帶輪切點(diǎn)的跨度中點(diǎn)處垂直下壓皮帶，使皮帶每100 mm產(chǎn)生1.6 mm的撓度，測量該垂直下壓力（圖1）。其中，G為下壓力，α為兩帶輪中心距，t為皮帶與兩帶輪切點(diǎn)的距離。

圖1 下壓力的測量

對于測量新皮帶的初始下壓力G，通過式（2）得出：

式中 ΔF0——初拉力增量，N（可通過查表[3]得到）

G——下壓力，N

由式（1）、（2），可得出皮帶張緊力作用在軸上的徑向力Fr。

2 軸承載荷計(jì)算應(yīng)用

2.1 軸承載荷計(jì)算過程

2019年4月，電氣廠房主通風(fēng)系統(tǒng)風(fēng)機(jī)驅(qū)動(dòng)端軸承處有焦糊味，振動(dòng)值超過停機(jī)值，立即停運(yùn)風(fēng)機(jī)。在軸承解體檢修中發(fā)現(xiàn)，滾動(dòng)體、保持架出現(xiàn)嚴(yán)重磨損，油脂碳化，軸承嚴(yán)重?fù)p壞。查詢該風(fēng)機(jī)軸承的更換歷史，1個(gè)月前曾對該風(fēng)機(jī)進(jìn)行過軸承替代換型，軸承型號由SKF 2309 ETN9替代為SKF 22309E。

對損壞的軸承進(jìn)行了分析，認(rèn)為該通風(fēng)機(jī)的故障失效是由于軸承替代論證過程中未核算軸承最小負(fù)荷所造成的。

電氣廠房主通風(fēng)系統(tǒng)風(fēng)機(jī)的參數(shù)見表1，其下壓力為15～21 N。

作用在風(fēng)機(jī)軸承的徑向力，由皮帶張緊力作用于軸上的力、葉輪的自重和轉(zhuǎn)軸的自重組成（圖2）。

圖2 軸承的受力示意

將表1中的風(fēng)機(jī)參數(shù)帶入式（3）中，風(fēng)機(jī)軸承承受的徑向力為1060～1444 N，取大值1444 N。軸承型前后的相關(guān)參數(shù)及所受載荷數(shù)據(jù)見表2。

表1 某風(fēng)機(jī)參數(shù)及張力核算

表2 電氣廠房主通風(fēng)機(jī)軸承換型前后的相關(guān)參數(shù)

軸承運(yùn)行時(shí)所需的最小負(fù)荷可用式（4）[2]估算：

其中，Pm為最小負(fù)荷，C0為基本額定動(dòng)負(fù)荷。

軸承的當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷可用式（5）[3]計(jì)算：

其中，P為最小負(fù)荷，Y0為計(jì)算系數(shù)。

將表2風(fēng)機(jī)軸承換型前后的相關(guān)參數(shù)代入式（4）、（5）可得出：軸承22309E的當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷為1640 N，運(yùn)行時(shí)所需的最小負(fù)荷為1830 N；2309 ETN9的當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷同為1640 N，運(yùn)行時(shí)所需的最小負(fù)荷為193 N。

換型后的軸承（22309E）運(yùn)行時(shí)當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷小于軸承允許最小負(fù)荷，滾動(dòng)體出現(xiàn)滑動(dòng)摩擦。

2.2 軸承故障邏輯推理過程

2019年2月24日，電氣廠房主通風(fēng)機(jī)軸承更換完成后啟動(dòng)驗(yàn)證，軸承的振動(dòng)、溫度參數(shù)均無異常，但是滾動(dòng)體已經(jīng)處于滑動(dòng)摩擦的狀態(tài)，加劇摩擦生熱，使得軸承工作溫度高、軸承工作面上形成早期的異常磨損。在軸承運(yùn)行初期，軸承滾動(dòng)體由于滑動(dòng)摩擦異常磨損，但因?yàn)樵谶\(yùn)行初期潤滑脂比較充分，軸承能運(yùn)行在一個(gè)相對高的溫度下（和正常情況對比）。隨著運(yùn)行時(shí)間的延長，由于工作溫度高，潤滑脂性能下降得更快，潤滑周期則相應(yīng)變短，如果還按照原來的潤滑周期來補(bǔ)充新潤滑脂，則軸承將得不到很好的潤滑，導(dǎo)致軸承運(yùn)行溫度進(jìn)一步升高、潤滑周期變短，其最終的結(jié)果就是，軸承表面過熱軟化，滾子、保持架、軸承內(nèi)外圈的機(jī)械強(qiáng)度減小，軸承開始變形，轉(zhuǎn)動(dòng)阻力增大；軸承內(nèi)圈出現(xiàn)異常剝落，隨著過熱和剝落的發(fā)展，會導(dǎo)致保持架運(yùn)轉(zhuǎn)阻滯并產(chǎn)生附加載荷（保持架異常載荷），加劇保持架的磨損過熱直至磨損斷裂；軸承內(nèi)圈、外圈的滾道面或滾動(dòng)體面，由于滾動(dòng)疲勞而呈現(xiàn)魚鱗狀的剝離融根等。

隨著風(fēng)機(jī)持續(xù)運(yùn)行，情況進(jìn)一步惡化，軸承內(nèi)部溫度急劇升高、油脂被碳化出焦糊味，軸承滾柱在無保存架固定的作用調(diào)轉(zhuǎn)90°，出現(xiàn)劇烈振動(dòng)。

2.3 改進(jìn)建議

為了提高軸承的承載能力、軸承的使用壽命，同時(shí)也要使軸承的載荷滿足運(yùn)行。軸承的額定壽命為L10，因?yàn)檩S承轉(zhuǎn)速近似為固定值，軸承壽命通常用工作小時(shí)數(shù)表示：

式中 L10——基本額定壽命（90%可靠性），h

L10h——基本額定壽命（90%可靠性），h

C——基本額定動(dòng)負(fù)荷，kN

P——當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷，kN

n——軸承轉(zhuǎn)速，r/min

p——計(jì)算系數(shù)，球軸承取3、滾子軸承取3.3

為提升電氣廠房主通風(fēng)機(jī)軸承的額定壽命，滿足運(yùn)行時(shí)最小負(fù)荷的要求，根據(jù)SKF廠家的建議將下壓力調(diào)整為25～35 N，電氣廠房主通風(fēng)機(jī)軸承的當(dāng)量負(fù)荷為2447～3407 N。此時(shí)，選用軸承型22309E的滿足軸承運(yùn)行時(shí)最小負(fù)荷的需求，滾動(dòng)體不會出現(xiàn)滑動(dòng)摩擦。將軸承的相關(guān)參數(shù)代入式（6）、式（7），得到電氣廠房主通風(fēng)機(jī)軸承使用型號為22309E的額定壽命約341×106h、使用2309 ETN9時(shí)額定壽命約0.044×106h，可見使用前者的額定壽命遠(yuǎn)大于后者。同時(shí)，如果增加皮帶下壓力后，使用2309 ETN9時(shí)的額定壽命將不滿足1×105h[3]的使用壽命要求。

3 結(jié)論

（1）通過對電氣廠房主通風(fēng)機(jī)軸承替代換型前后的載荷計(jì)算，分析替代后軸承22309E不滿足風(fēng)機(jī)運(yùn)行時(shí)所需最小負(fù)荷的要求，滾動(dòng)體出現(xiàn)滑動(dòng)摩擦，最終導(dǎo)致軸承出現(xiàn)損壞。

（2）在皮帶風(fēng)機(jī)軸承選型過程中，須統(tǒng)籌核算軸承運(yùn)行時(shí)所需的最小負(fù)荷、軸承下壓力、軸承壽命，選擇合適的皮帶下壓力和軸承型號，才能有效提高軸承的使用壽命，降低軸承故障率。