某火力發(fā)電廠 3# 、 4# 一次風(fēng)機(jī)采用離心風(fēng)機(jī), 風(fēng)機(jī)基本結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖 1 所示。電機(jī)額定功 率 800 kW, 額定轉(zhuǎn)速 1 480 r/ min。自 1996 年3# 機(jī)組投產(chǎn)至 2003 年, 3# 爐一次風(fēng)機(jī)軸承檢修 14 次, 更換軸承 20 套, 校軸 2 次。1998 年 4# 機(jī)組 投產(chǎn)以來(lái), 4# 爐一次風(fēng)機(jī)軸承檢修 8 次, 更換軸 承15 套, 校軸 2 次, 更換軸 1 次。二期一次風(fēng)機(jī) 軸承共檢修 22 次, 更換軸承 35 套, 校軸 4 次, 更 換軸 1 次。軸承的溫度高達(dá) 116150e , 平均使用 壽命為 0. 92 年, 軸彎曲的最大變形達(dá)到了 0. 50
mm。一次風(fēng)機(jī)是鍋爐的重要輔機(jī), 出現(xiàn)事故直 接關(guān)系到 機(jī)組的負(fù)荷與安全運(yùn)行, 嚴(yán)重影響了電廠效益與 生產(chǎn)計(jì)劃。 2 失效分析
一次風(fēng)機(jī)事故主要是風(fēng)機(jī)軸與軸承的失效, 為了保證一次風(fēng)機(jī)能夠安全、穩(wěn)定運(yùn)行, 需要對(duì)風(fēng) 機(jī)軸與軸承的失效進(jìn)行分析, 為風(fēng)機(jī)改造提供依 據(jù), 提高風(fēng)機(jī)軸與軸承的使用壽命。 2. 1 軸承壽命分析 3 # 、 4 # 風(fēng)機(jī)軸承均為德國(guó)產(chǎn)的雙列向心球面 滾子軸承, 外滾 圈薄, 滾柱直徑 大, 軸承比壓較 小, 易于潤(rùn)滑, 而 且軸承的金相分 析、成分分析、硬 度測(cè)試等方面都 符合要求。 風(fēng)機(jī)正常工 作時(shí), 軸承主要 承受軸、葉輪、聯(lián) 軸器的重量、風(fēng)機(jī)工作時(shí)的軸向力以及旋轉(zhuǎn)部件 的不平衡力, 見(jiàn)圖 1 所示。

在制造與安裝風(fēng)機(jī)葉片與軸時(shí), 質(zhì)心與軸線 間存在一定的偏移量, 通常要求動(dòng)平衡試驗(yàn)精度 達(dá)到 6. 3級(jí), 最大偏心距允許 010406 mm。按偏 心距和額定轉(zhuǎn)速計(jì)算不平衡載荷( 離心力, 式( 1) 中的 mX2e 項(xiàng)) 。根據(jù)作用在平衡物體上力的總 和為零, 力矩總和為零, 建立方程組:
                           

式中: RA、 RB ))) 軸承承受的徑向力, N; X))) 風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速, rad/ s; GB、 GC、 GD ))) 聯(lián)軸器、葉輪、風(fēng)機(jī)軸的重 力, N; mB、 mC、 mD ))) 聯(lián)軸器、葉輪、風(fēng)機(jī)軸的質(zhì) 量, kg; 求解(1)得 RA= 12 132.4 N , RB= 5 713. 4 N。 由于 RA> RB, 且軸承 A 還承受較大的軸向 載荷, 所以僅需計(jì)算軸承 A 的壽命。計(jì)算當(dāng)量動(dòng) 載荷時(shí), 需要考慮軸承A 承受徑向力 RA、軸向力 FA 以及轉(zhuǎn)矩與沖擊載荷的影響。軸承承受的當(dāng) 量動(dòng)載荷(1)為: P= f m#f d( X#RA+ Y#FA) (2) 式中 f m ))) 轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù), 取值 1. 5; f d ))) 沖擊載荷系數(shù), 取值 1. 2; X 、Y ))) 軸承徑向力、軸向力的載荷系 數(shù), X= 0. 67, Y= 4. 1。 由公式(2)求得當(dāng)量動(dòng)載荷 P= 43 416. 9 N 。 由當(dāng)量載荷計(jì)算軸承的壽命 L 10= [ 106/ (60n) ]#( C/ P) E (3) 式中: C ))) 基本額定動(dòng)載, 取值 470 000 N; L 10 ))) 基本額定壽命, h; E))) 壽命指數(shù), 滾子軸承 E= 10/ 3。 由公式(3)求得軸承壽命 L 10= 3. 162@104 h。 以上計(jì)算結(jié)果表明, 軸承的正常使用壽命可 以達(dá)到 3. 66 年, 遠(yuǎn)大于實(shí)際使用壽命( 平均 0. 92 年) 。因此, 在正常載荷條件下, 軸承不會(huì)過(guò)早失 效。實(shí)際中, 風(fēng)機(jī)軸承的失效形式主要是損壞與 燒毀, 而且兩端軸承失效的概率基本相同。載荷 過(guò)大, 潤(rùn)滑效果不好, 安裝不佳( 見(jiàn) 2. 3) 等都可能 導(dǎo)致軸承的損壞。

 風(fēng)機(jī)軸失效的有限元分析 失效主要發(fā)生在軸承 A 附近直徑為 115 mm 的軸段, 主要的失效形式是彎曲變形, 沒(méi)有出現(xiàn)裂 紋、撕脫等。由于各軸段直徑不一, 存在軸肩, 進(jìn) 行有限元分析時(shí), 無(wú)法采用簡(jiǎn)單的 ANSYS 命令 直接進(jìn)行建模與劃分網(wǎng)格[ 2] �，F(xiàn)根據(jù)軸的實(shí)際 結(jié)構(gòu)與失效部位, 對(duì)風(fēng)機(jī)軸模型作如下簡(jiǎn)化。 1) 風(fēng)機(jī)的軸承為雙列向心球面滾子軸承, 剛 度較大, 視為剛性支承。 2) 風(fēng)機(jī)軸承要承受一定的軸向載荷, 建立模 型時(shí), 在其承受軸向力一側(cè)施加軸向約束。 3) 風(fēng)機(jī)軸的實(shí)際彎曲損壞都發(fā)生在軸承 A 側(cè)附近, 為方便分析, 將另一側(cè)直徑變化較小的軸 段視為等直徑軸段。 4) 為了簡(jiǎn)化分析模型, 將軸承所受的動(dòng)載荷 轉(zhuǎn)化為靜載荷。同時(shí), 將風(fēng)機(jī)葉輪、聯(lián)軸器與軸的 重量作為外力施加在模型上。 根據(jù)以上簡(jiǎn)化原則, 先生成風(fēng)機(jī)軸的軸向平 面, 并對(duì)該面上的線段進(jìn)行尺寸設(shè)置, 用以控制實(shí) 體網(wǎng)格單元的大小, 再將平面繞中心軸旋轉(zhuǎn)生成 實(shí)體, 然后對(duì)實(shí)體劃分網(wǎng)格。模型采用 ANSYS 中的 SOLID45 單元, 總共生成 17 659 個(gè)節(jié)點(diǎn), 15 624個(gè) SOLID45 單元見(jiàn)圖 2。

                                                
圖 2 軸的有限元網(wǎng)格與邊界條件圖 風(fēng)機(jī)軸的材料為 45 號(hào)鋼, 其彈性常數(shù)為 2. 1 @1011 N/ m2, 泊松比 0. 3, 密度 7 800 kg/ m3。 2. 2. 1 靜力學(xué)分析 如圖 2 所示, 對(duì)風(fēng)機(jī)軸模型施加約束與作用 力, 進(jìn)行靜力學(xué)分析。根據(jù)電機(jī)功率與轉(zhuǎn)速, 計(jì)算 出輸入轉(zhuǎn)矩為 5 160 N#m。將輸入轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為作 用在聯(lián)軸器處的切向載荷, 施加在軸外表面 24@ 8個(gè)節(jié)點(diǎn)上, 每個(gè)節(jié)點(diǎn)上作用力的為 448. 00 N。 輸出轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為作用在葉輪處的切向載荷, 施加 在軸外表面 24@ 1 個(gè)節(jié)點(diǎn)上, 每個(gè)節(jié)點(diǎn)的切向力 為1 869. 93 N。同時(shí)將軸向力、聯(lián)軸器、軸與葉輪 的重力分別施加在各幾何中心的節(jié)點(diǎn)上。 模型的靜力學(xué)分析, 得到通過(guò)軸心剖面上的
應(yīng)力等值線, 如圖 3 所示。由圖 3 可知, 應(yīng)力集中 主要發(fā)生在A 側(cè)軸承附近直徑為115 mm 的軸段 上, 此段的最大彎曲正應(yīng)力為 16. 7 MPa, 而軸的 彎曲許用應(yīng)力為 230 MPa。軸的最大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 為 22. 3 MPa, 許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為 130 MPa。分析 表明, 風(fēng)機(jī)軸強(qiáng)度有一定的裕量, 滿足設(shè)計(jì)要求。
圖 3 A 側(cè)附近軸段的等值應(yīng)力分布圖

2. 2. 2 動(dòng)力學(xué)分析( 模態(tài)分析) 工作時(shí), 風(fēng)機(jī)軸不僅承受軸、葉輪等的自重, 還承受輸入轉(zhuǎn)矩、軸向沖擊等動(dòng)態(tài)載荷。當(dāng)轉(zhuǎn)速 達(dá)到軸的固有臨界轉(zhuǎn)速時(shí), 軸的撓度達(dá)到最大值, 處于/ 臨界0狀態(tài), 將產(chǎn)生劇烈的振動(dòng), 導(dǎo)致軸壽命 下降, 因此, 對(duì)風(fēng)機(jī)軸進(jìn)行模態(tài)分析是有必要的。 建立風(fēng)機(jī)模態(tài)分析模型時(shí), 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(shí)將葉 輪看作集中質(zhì)量作用在其幾何中心處。風(fēng)機(jī)軸的 模態(tài)分析求得前 5階固有頻率, 如表 1 所列。
                             

由固有頻率計(jì)算相應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速 n= 60 f  （式中: f 為振動(dòng)頻率, Hz; n 為轉(zhuǎn)速, r/ min）。 由公式( 4) 計(jì)算出軸的前 5 階固有頻率所對(duì) 應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速, 見(jiàn)表 1。計(jì)算結(jié)果表明, 實(shí)際工作 時(shí)風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速只有 1 480 r/ min, 沒(méi)有達(dá)到軸的臨界 轉(zhuǎn)速, 不會(huì)產(chǎn)生共振。因此, 在正常工作載荷作用 下, 風(fēng)機(jī)軸也不會(huì)過(guò)早失效。 2. 3 安裝方面原因分析 電廠大型風(fēng)機(jī)長(zhǎng)期處于高速運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài), 受力 比較復(fù)雜。因此, 不僅要求軸承的選用與軸的強(qiáng) 度與剛度符合設(shè)計(jì)要求, 而且現(xiàn)場(chǎng)安裝與維護(hù)也 十分重要[ 3] , 直接關(guān)系到風(fēng)機(jī)安全運(yùn)轉(zhuǎn)。
1) 風(fēng)機(jī)軸與軸承安裝時(shí), 采用了紫銅片來(lái)調(diào)
圖 4 軸承座軸承安裝示意圖整軸承座孔與軸承 間的配合間隙, 紫銅 片厚度約為 0. 6 mm, 見(jiàn)圖4。

                   
 此安裝方法 會(huì) 產(chǎn)生以下問(wèn)題。

( 1) 軸承箱蓋和 軸承底座的結(jié)合面 處產(chǎn)生縫隙, 當(dāng)緊固 螺栓鎖緊時(shí)導(dǎo)致滾 道、保持架變形, 導(dǎo) 致保持架與滾動(dòng)體、內(nèi)圈的配合不佳, 引起軸承受 到過(guò)大的附加安裝力;

( 2) 導(dǎo)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(chǎn)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(shí)達(dá)到最大值, 導(dǎo)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(jiàn)軸承損壞是軸產(chǎn)生彎曲的主要原因。

2) 風(fēng)機(jī)長(zhǎng)期運(yùn)轉(zhuǎn)后, 風(fēng)機(jī)葉片上粘結(jié)了大量 不均勻的灰塵, 引起風(fēng)機(jī)軸( 包括葉片) 質(zhì)心偏移, 產(chǎn)生附加的不平衡載荷。

3) 安裝時(shí), 軸承箱體 A 與軸承箱體 B 上的軸 承座孔如果對(duì)中不良, 將導(dǎo)致軸承的中心線不在 同一軸線上, 在軸承處產(chǎn)生附加力矩, 使軸承與軸 承受附加彎曲作用力。

4) 原結(jié)構(gòu)中兩軸承的跨距過(guò)大, 也是造成軸 承過(guò)早失效的原因之一。

3 結(jié)論
1) 在正常工作載荷作用下, 軸的設(shè)計(jì)與軸承 的選用均符合要求, 且有一定的裕量, 能滿足風(fēng)機(jī) 正常工作時(shí)的要求。 2) 軸與軸承過(guò)早失效是安裝過(guò)程中產(chǎn)生的附 加作用力所致。安裝時(shí)采用墊片調(diào)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(dǎo)致風(fēng)機(jī)軸彎曲。

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