大型離心風機葉輪軸與軸承失效分析（2）

作者：石家莊風機　　　　　日期：2014-9-16　　　　　瀏覽：2037　　　　　

    如圖 2 所示, 對風機軸模型施加約束與作用力, 進行靜力學分析。根據電機功率與轉速, 計算出輸入轉矩為 5 160 N#m。將輸入轉矩轉化為作用在聯軸器處的切向載荷, 施加在軸外表面 24@8個節點上, 每個節點上作用力的為 448. 00 N。輸出轉矩轉化為作用在葉輪處的切向載荷, 施加在軸外表面 24@ 1 個節點上, 每個節點的切向力為1 869. 93 N。同時將軸向力、 聯軸器、 軸與葉輪的重力分別施加在各幾何中心的節點上。

    模型的靜力學分析, 得到通過軸心剖面上的應力等值線, 如圖 3 所示。由圖 3 可知, 應力集中主要發生在A 側軸承附近直徑為115 mm 的軸段上, 此段的最大彎曲正應力為 16. 7 MPa, 而軸的彎曲許用應力為 230 MPa。軸的最大扭轉剪應力為 22. 3 MPa, 許用扭轉剪應力為 130 MPa。分析表明, 風機軸強度有一定的裕量, 滿足設計要求。

工作時, 風機軸不僅承受軸、 葉輪等的自重,還承受輸入轉矩、 軸向沖擊等動態載荷。當轉速達到軸的固有臨界轉速時, 軸的撓度達到最大值,處于/ 臨界0狀態, 將產生劇烈的振動, 導致軸壽命下降, 因此, 對風機軸進行模態分析是有必要的。建立風機模態分析模型時, 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量作用在其幾何中心處。風機軸的模態分析求得前 5階固有頻率, 如表 1 所列。

 

 

 

 

    由公式( 4) 計算出軸的前 5 階固有頻率所對應的臨界轉速, 見表 1。計算結果表明, 實際工作時風機轉速只有 1 480 r/ min, 沒有達到軸的臨界轉速, 不會產生共振。因此, 在正常工作載荷作用下, 風機軸也不會過早失效。

2. 3 安裝方面原因分析

    電廠大型風機長期處于高速運轉狀態, 受力比較復雜。因此, 不僅要求軸承的選用與軸的強度與剛度符合設計要求, 而且現場安裝與維護也十分重要 [ 3] , 直接關系到風機安全運轉。 

 

 

 

 

圖 4 軸承座軸承安裝示意圖 

 

1) 風機軸與軸承安裝時, 采用了紫銅片來調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。此安裝方法 會產生以下問題。

( 1) 軸承箱蓋和軸承底座的結合面處產生縫隙, 當緊固螺栓鎖緊時導致滾道、 保持架變形, 導致保持架與滾動體、 內圈的配合不佳, 引起軸承受到過大的附加安裝力;

( 2) 導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, 咬死時達到最大值, 導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生彎曲的主要原因。

2) 風機長期運轉后, 風機葉片上粘結了大量不均勻的灰塵, 引起風機軸( 包括葉片) 質心偏移,產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, 將導致軸承的中心線不在同一軸線上, 在軸承處產生附加力矩, 使軸承與軸承受附加彎曲作用力。

4) 原結構中兩軸承的跨距過大, 也是造成軸承過早失效的原因之一。

1) 在正常工作載荷作用下, 軸的設計與軸承的選用均符合要求, 且有一定的裕量, 能滿足風機正常工作時的要求。

2) 軸與軸承過早失效是安裝過程中產生的附加作用力所致。安裝時采用墊片調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, 導致風機軸彎曲。