务Ｉ造 ．８ 化 轴承故障原因分析及处理 Ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ ｔｒｅａｔｍｅｎｔ ｏｆ ｂｅａｒｉｎｇ ｆａｕｌｔ ｒｅａｓｏｎ 李高建 ＬＩ Ｇａｏ－ｊｉａｎ （淄博职业学院。淄博２５５３１４） 摘要：ＤＨＰ４０—４型离心式压缩机在运行中发生了二、三级轴承止推面与转子严重磨损，造成二、三 级轴承烧研被毁的事故，针对出现的设备事故，对两高速转子进行受力分析，找出了故障原 因，并制定预防措施。 关键词：滑动轴承；止推面；烧研；力的平衡 中国分类号：ＴＨ１ ３３ 文献标识码：Ｂ 文章编号：１ ００９—０１ ３４（２０１ １）１ Ｏ（下）一００９１—０４ Ｄｏｉ：１ ０．３９６９／Ｊ．ｉｓｓｎ．１ ００９－０１ ３４．２０１１．１ ０（下）．２９ １设备简介 ＤＨＰ４０－４型离心式压缩机本体是由电动机通 过齿式联轴器所驱动的大增速斜齿轮带动两侧平 ６ ｌ Ｉ 行配置两个从动高速齿轮轴，轴的两端装有叶轮， 四个叶轮与各自的蜗壳组成四级压缩段。四组高 速轴承支撑两高速齿轮轴，四组轴承均为止推轴 承，主动齿轮轴转速为１５００ｒ／ｍｉｎ，一、二级齿轮 轴的转速为１５５６９ｒ／ｍｉｎ，三、四级齿轮轴的转速 ２ 、、 —— ／ ／ ／ ＿＿一 ．＿＿＼ ［＝］＼ ／ 为１８８ｌＯｒ／ｍｉｎ，四对高速轴承为水平剖分式滑动 轴承，机组用３２＃汽轮机油润滑。叶轮布置见图１。 ｌ一一级轴承 ４一四级轴承 ２一二级轴承 ３－－三级轴承 ５一大齿轮 ６一电动机 ２故障过程 ２００８年８月份在对压缩机进行定期检修时发 现二、三级轴承止推面巴氏合金全部被磨损掉， 转子止推盘被磨损，转子止推盘靠近轴承侧１０ｍｍ 的圆周上已因摩擦而发蓝。一、四级轴承止推面 良好，三级轴承径向工作面磨损较严重，其余各 图１ ＤＨＰ４０离心压缩机结构示意图 ３故障分析 被磨损的轴承是二级、三级轴承，安装径向 间隙分别为０．１３５ ｍｍ～０．１９２ｍｍ，０．１１６ ｍｍ～ ０．１６９ｍｍ，转子轴向总间隙为０．１５ ｌｌｌｌｎ～０．２５ｍｍ， 所用润滑油为３２＃汽轮机油，从故障现象看，二、 三级轴承止推面上的巴氏合金被完全研磨掉，并 且转子止推盘因摩擦而发蓝，说明转子轴的轴向 力失衡或轴承止推面受力不均匀，是什么原因能造 成转子两高速产生这么大的轴向力或使轴承的轴向 承载能力变差呢，首先对转子轴向力进行分析。 对两高速轴来说，轴向力的平衡是由气体对 叶轮的作用力、斜齿轮传动产生的轴向力及运行中 轴承止推面的油膜对转子产生的作用力，因安装误 差、运行操作不当等原因也会造成轴向力失衡。 级轴承径向工作面存在轻微磨损，二、三级叶轮 有轻微锈蚀现象，从停车前运行记录看，各级轴 承温度正常，检查测量各点温度，压缩机各级工 作压力、温度，润滑油温度、压力，冷却水系统 的温度、压力等正常，数据如表１所示。 表１空压机８月１２日９：００运行记录表 ！竺 竺：二亘至至三二工二 薹 三［） ３．１气体对叶轮轴向推力的计算 在ＤＨＰ４０—４型离心式压缩机中，叶轮轴向推 力的来源有二项：一项是气体动量变化对转子的 收稿日期：２０１１—０７—２０ 作者简介：李高建（１９７３一），男，山东淄博人，副教授，硕士，主要从事自动化、制冷空调技术的研究。 第３３卷第１Ｏ期２０１１—１０（下） ［０１１ 务ｌ 匐 似 ●． ； 反作用力；另一项是叶轮左右两侧面上气体的压 力差。 ３．１．１气体动量变化对转子的反作用力 根据理论力学，惯性座标内质点系动量矩对时 间的导数，等于作用在该质点系上的外力矩Ｔ，即： ∑（ × ｃ）＝Ｔ （１） 式中ＩＩ１、Ｃ为质点系内各质点的质量与速度， ｒ为某参考点指向各质点的矢径。由欧拉方程式的 推导得出，Ｔ就是轮盘和轮盖内侧面以及诸叶片表 面（推力面与吸力面）给与气体的压力和切应力所 肜成的力矩，也即气体对叶轮的力矩。转子对气 体在轴向所作用的合力等于气体在轴向的动量的 变化量。同时气体以同样大小的轴向力反作用于 转子。设气体质量为ＩＴＩ，进口处轴向速度为ｃ（Ｊ（方 向向右），动量变化为一ｍｅ。。转子受到的轴向力Ｐ （方向向右）为： ∞ ，卵×ｃｏ ３．１．２叶轮左右两侧面上气体的压力差 ｊ Ｐ ｊ Ｐ ／ ｆ ｆ 一一 一 、ｋ ｆ¨７ Ｐ。一 、 卜－ ｆ 图２叶轮轴向力计算用图 如图２所示，叶轮左侧进气边的气体压力合 成Ｐ。和Ｐ ，右侧合成Ｐ ，Ｆｏ是进气压力Ｐ。的合力。 ＝ （３） Ｐ。和Ｐ 是间隙中的气体压力的合力。因为摩 擦作用，间隙中气体以（１） 的角速度旋转，根据 压力和离心力的平衡关系，得到径向压力分布 ＝ 一 （４） ｏ为气体密度。 由 ２ ＝￡ 得半径Ｒ处的压力Ｐ ，大小为： １９２１ 第３３卷第１０期２０１１－１０（下） （等一 ） （５） 假定（即为叶轮角速度之半）， ， １ ２ 因此有： 等（Ｄ： ） （６） 向左的轴向推力Ｐ 为： ×２万× ㈩２ 向右的轴向推力Ｐ 为： ｕ２，×２ （８） 其中，从Ｄｓ／２到Ｄ ／２的部分互相抵消，得 ： …ｐ×等 卜等 ３．１．３总的轴向推力 Ｐ＝Ｐ２ 一Ｐｌ 一Ｆｏ—Ｐ。 （１ ０） 向左，正为向左，负为向右。 因为气体压力不高，可略去离心力的影响， 并设ｄｍ丝ｄｊ，轴向推力可简化为： Ｉ ———— ——一一 （１１）（） 式（９）为单级叶轮上的轴向力，则每转子轴 的轴向力为： １—２级：Ｐ ＝ＰＡ２－－ＰＡ （正为指向二级） （１２） ３—４级：Ｐ， ＝ＰＡ 一ＰＡ，（正为指向四级） （１３） ３．２斜齿轮传动产生的轴向力与径向力 斜齿圆柱齿轮受力分析，作用于齿面上的轴 向力Ｆ 为 ＝ （１４） “， ＝Ｆｔｔａｎ （１５） 径向力Ｆｒ为： Ｆｒ： ｃｏｓｆｌ （１６） 式中：Ｂ一分度圆螺旋角（。）； 、ｌ违 勺矽化 Ｔ 一主动齿轮传递的名义转矩（Ｎ・ＩｎｌＴ１）； ０【 —法面压力角； Ｔｌ＝９．５５Ｘ １０６Ｐｌ／ｎ１ （１７） Ｐｌ为主动齿轮传递的功率（Ｋｗ），ｎ 为主动 齿轮的转速（ｒ／ｍｉｎ）；ｄ 为主动齿轮分度圆直径 （ｉｎｉｎ）。 ３．３轴向力的平衡 ＤＨＰ４０—４型离心式压缩机采用叶轮背靠背及 通过斜齿轮传动来平衡轴向力，同时转子上保留 一小部分轴向力作用于止推轴承上，以保证转子 不产生过大的轴向串动，假设作用于止推轴承油 膜上的轴向力为：Ｆｕ。所以一个转子轴上总的轴向 力为： Ｆａ＋Ｆｕ＋Ｐｉｊ＝０（１８） 式中，由斜齿轮旋向及传动得出两高速轴上齿 轮传动产后的轴向力，在一、二级轴上为指向二 级，三、四级轴上指向四级，单个叶轮上产生的 轴向力由出气侧指向进气侧。 ３．４受力计算 通过以上分析，根据ＤＨＰ４０—４离心式压缩机 各运行参数及结构尺寸，计算各级轴承的受力情 况，并对离心式压缩机所发生的轴承烧研故障进 行分析。 ３．４．１ ＤＨＰ４０－４离心式压缩机实际运行参数及结构尺寸 为简化计算，这里未考虑内外漏气损失，各 尺寸位置见图１： 主动齿轮功率：１４４０Ｋｗ 加工空气量：１０２００Ｎｍ ／ｈ 主动齿轮转速：１４８５ｒ／ｍｉｎ 大齿轮轴转速：１４８５ ｒ／ｍｉｎ，两高速轴转速分 别为：１５５６９ ｒｐｍ与１８８１０ ｒ／ｍｉｎ 大齿轮齿数：３００个 两小齿轮：２８个与２４个 法向模数ｚ－￣－ 斜齿轮螺旋角：大齿轮：左１８。 两小齿轮：右ｌ８。法面压力角：Ｏ【 ＝２０。 各级叶轮进口处空气流量及流速： Ｍ２＝３．６６３５Ｋｇ／ｓ Ｃｏ１＝１７．１７ｍ／ｓ Ｍ２＝３．６６３５Ｋｇ／ｓ Ｃ０２＝１８．１ｌｍ／ｓ Ｍ ＝３．６６３５Ｋｇ／ｓ Ｃ０３＝１ ７．４８ｍ／ｓ Ｍ４＝３．６６３５Ｋｇ／ｓ Ｃ０４＝１５．６４ｍ／ｓ 各级叶轮进口压力Ｐ。ｉ，出口压力Ｐ。ｉ（绝压）： Ｐ０１＝０．０９５Ｍｐａ Ｐ１１＝０．１９４２Ｍｐａ Ｐ０２＝０．１９０３Ｍｐａ Ｐｌ２＝０．３６１５Ｍｐａ Ｐ０３＝Ｏ．３５７６Ｍｐａ Ｐ１３＝Ｏ．６１７４Ｍｐａ Ｐ０４＝Ｏ．６１３５Ｍｐａ Ｐ１４＝０．８８２６Ｍｐａ 各级叶轮结构尺寸Ｄ ｉ及密封结构尺寸Ｄ２ｊ： Ｄｌ１＝２１４ｍｍ Ｄ２１￣－００ ｉｎｌｉ１ Ｄ１２＝２００ｍｍ Ｄ２２＝４００ｍｍ Ｄ１３＝１５８ｍｍ Ｄ２３＝３ １０ｍｍ ＤＩ４＝１２５ｍｍ Ｄ２４＝３２０ｍｍ ｄｍ１＝ｄｍ２＝ｄｍ３＝ｄｍ４＝８４ｍｍ ｄｊ １＝ｄｊ２＝ｄｊ３＝ｄｊ４＝１２２ｍｍ ３．４．２将数据代入转子轴轴向力计算公式 将数据代入公式（１２）、（１３），得出两高速轴作 用于轴承上的轴向推力大小分别为： 一、二级轴：Ｆｕｌ２＝１．９０ ＫＮ，方向指向二级轴 承侧。 三、四级轴：Ｆｕ３４＝一２．４２ ＫＮ，方向指向三级 轴承侧。 转子径向力为： ，ｒｒ，ｙ Ｆｒ＝Ｆｔ 苎＿－－６４．９８ＫＮ ｃｏｓｆｌ 通过计算得出，压缩机在正常运行中，二、 三级轴承止推面间的油膜承受转子剩余轴向力。 由计算结果看出在此运行参数下产生的轴向力不 会造成转子产生这么严重的磨擦，那么是什么原 因呢，我们又对各轴承及各部件安装尺寸进行了 认真的检查测量，检查发现三级轴承较四级轴承 水平方向低０．０８８ｍｍ，其结果是压缩机运行时， 高速转子的四级端高，轴承载荷发生变化，降低 了转子系统的稳定性。同时还会造成轴承止推面 上下间隙不均匀，使轴承止推面受力不稳定，减 小了轴承的轴向承载能力，造成轴承止推面的受 损被研。而二级轴承安装质量较好，误差在检修 要求范围内，是否是因三级轴承轴向力的变化引 起了二级轴承轴向力的变化而造成轴承止推面的 烧研还不能确定，我们从运行中分析原因。 ４原因分析及处理 ４．１原因分析 经过计算分析，认为存在以下三个方面的原因。 １）该压缩机是与空分装置配套，给分馏塔输 送工艺用压缩空气，在分馏塔前期运行中，经常 出现因切换阀故障而突然放空造成压力突然降低， 【下转第１ Ｏ６页】 第３３卷第１Ｏ期２０１１—１０（下） ［９３１ ｌ 距能够使模架变形量取较小值。 ７）对比两种排列方式中曲线，排列方式２时 模架最小变形量稍小于排列方式１，但其最佳位置 任较小的横向跨距下或较小的纵向跨距下，而往 匐 似 够确定撑头位置的两个参数为单个变量建立了有 限元分析的参数化模型，绘出了单个变量与模架 变形量的关系曲线，并得出了排列方式１更可取， 并确定了在该方式下撑头最佳位置。为模具设计 中如何确定撑头的最佳摆放位置提供了可靠的理 论支撑与指导。 往实际情况中由于顶针的存在方式２中的最佳位置 难以实现，因此排列方式１才是最佳的选择方案。 ８）排列方式１撑头最佳位置是ｒ取５０到８０ 范围内的数值，ａ取４５。左右的数值。此时模架 变形量为０．１８５ｍｍ，为减小模架变形量，往往制 造撑头时其高度要多出０．１８５ｍｍ，这与实际经验 吻合得很好。 参考文献： 【１】简之荣，辛勇．注射模标准模架装配体图形自动生成系统 的研究［Ｊ】．模具工业，２００４，３０（１２）：１２－１５ 【２】欧麦嘉，周泽宇，等．现代注塑模设计与制造【Ｍｌ＿北 京：电子工业出版社，２００８． ４结论 本文从有限元方法出发，分析两种撑头排列 方式下撑头位置对模架变形量的影响。分别以能 ［３１徐光菊，朱胜鹃，等．基于ＡＮＳＹＳ的注射机结构分析及动 模板优化设计【Ｊ］．机电工程技术，２０１０，３９（３），４８—５０． 【４］张朝晖．ＡＮＳＹＳ１２．０结构分析工程应用实例解析ｆＭ】 北京：机械工业出版社，２０１０． 蠡‘｛是‘｛＆‘ 矗‘｛出‘ 出 毒 ｊ蠢 重‘．妇． 鑫‘ 品－｛茈｝｛蠢‘｛毒‘ 南‘ 盎‘｛矗‘｛禹‘｛出‘｛壶‘ 矗Ｉ 盘－｛岛‘ 【上接第９３页】 流量突然增大；或因切换阀打不开，而造成压力 突然升高，流量突然降低的情况，这种情况下， 使叶轮受力发生急剧变化，瞬间破坏力的平衡及 轴承一转子系统的稳定性，使轴承受力发生急剧 变化，轴承的径向、轴向工作面上的作用力突变， 行检测安装。 ２）加强压缩机后续工艺过程的管理和检修， 更换新型电磁阀，减少因阀门故障造成的压缩空 气压力、流量的突变。 ３）制定操作法，加强对压缩机组的管理，严 使轴承承受很大的冲击，瞬时转子与轴承产生摩 擦［５，７１。 ２）在运行中为了控制轴承温度，人为地降低 润滑油的温度到２８℃（设计温度为４Ｏ±５℃），使 润滑油的粘度增大，降低了轴承一转子的稳定性， 振动加剧，造成轴承的进一步损伤。多次的冲击， 格按工艺规程操作，使压缩机在最优状态下运行。 ４）选择合适的轴承形式和轴承参数，尽可能 选用可倾瓦轴承，以增加油膜的稳定性 。 ５）将酸碱罐区撤走，净化周边空气。 通过采取以上措施，经过几年的运行，运行 参数正常，状态检测结果良好，未发生轴承及其 它部件损坏的情况。 使轴承工作面损坏，降低了轴承的承载能力 ’ 。 ３）由于压缩空气的吸入口紧邻酸碱罐区，吸 入空气质量不好，使叶轮发生锈蚀，叶片上附着 腐蚀物，影响转子的动平衡，使机组振动加剧， 恶化了轴承的工作状况，使轴承发生损坏。 参考文献： …叶振帮，常鸿寿．离心式制冷压缩机【ＭＩ．机械工业出版社． １９８１． ［２ｌ高慎琴．化工机器【Ｍ】．化学工业出版社．１９９２． ４．２处理措施 针对以上造成轴承损坏的因素，我们采取了 以下措施： 【３】理论力学【Ｍ】，哈尔滨工业大学．高教出版社． 【４】郑林庆．摩擦学原理ＩＭ］．高等教育出版社．ｔ９９４． 【５】王仲奇．透平机械原理［Ｍ】．机械工业出版社．１９８８． 【６】舒士甄．叶轮机械原理【Ｍ１．清华大学出版社．１９９１． １）提高设备的安装质量，严格按检修要求进 ［１０６１ 第３３卷第１Ｏ期２０１１ ｌｏ（Ｔ）