某火力發(fā)電廠 3# 、 4# 一次風機采用離心風機, 風機基本結構見圖 1 所示。電機額定功 率 800 kW, 額定轉速 1 480 r/ min。自 1996 年3# 機組投產至 2003 年, 3# 爐一次風機軸承檢修 14 次, 更換軸承 20 套, 校軸 2 次。1998 年 4# 機組 投產以來, 4# 爐一次風機軸承檢修 8 次, 更換軸 承15 套, 校軸 2 次, 更換軸 1 次。二期一次風機 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 116150e , 平均使用 壽命為 0. 92 年, 軸彎曲的最大變形達到了 0. 50
mm。一次風機是鍋爐的重要輔機, 出現(xiàn)事故直 接關系到 機組的負荷與安全運行, 嚴重影響了電廠效益與 生產計劃。 2 失效分析
一次風機事故主要是風機軸與軸承的失效, 為了保證一次風機能夠安全、穩(wěn)定運行, 需要對風 機軸與軸承的失效進行分析, 為風機改造提供依 據(jù), 提高風機軸與軸承的使用壽命。 2. 1 軸承壽命分析 3 # 、 4 # 風機軸承均為德國產的雙列向心球面 滾子軸承, 外滾 圈薄, 滾柱直徑 大, 軸承比壓較 小, 易于潤滑, 而 且軸承的金相分 析、成分分析、硬 度測試等方面都 符合要求。 風機正常工 作時, 軸承主要 承受軸、葉輪、聯(lián) 軸器的重量、風機工作時的軸向力以及旋轉部件 的不平衡力, 見圖 1 所示。

在制造與安裝風機葉片與軸時, 質心與軸線 間存在一定的偏移量, 通常要求動平衡試驗精度 達到 6. 3級, 最大偏心距允許 010406 mm。按偏 心距和額定轉速計算不平衡載荷( 離心力, 式( 1) 中的 mX2e 項) 。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))) 風機轉速, rad/ s; GB、 GC、 GD ))) 聯(lián)軸器、葉輪、風機軸的重 力, N; mB、 mC、 mD ))) 聯(lián)軸器、葉輪、風機軸的質 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, 所以僅需計算軸承 A 的壽命。計算當量動 載荷時, 需要考慮軸承A 承受徑向力 RA、軸向力 FA 以及轉矩與沖擊載荷的影響。軸承承受的當 量動載荷(1)為: P= f m#f d( X#RA+ Y#FA) (2) 式中 f m ))) 轉矩載荷系數(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)求得當量動載荷 P= 43 416. 9 N 。 由當量載荷計算軸承的壽命 L 10= [ 106/ (60n) ]#( C/ P) E (3) 式中: C ))) 基本額定動載, 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。 以上計算結果表明, 軸承的正常使用壽命可 以達到 3. 66 年, 遠大于實際使用壽命( 平均 0. 92 年) 。因此, 在正常載荷條件下, 軸承不會過早失 效。實際中, 風機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 過大, 潤滑效果不好, 安裝不佳( 見 2. 3) 等都可能 導致軸承的損壞。

 風機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, 沒有出現(xiàn)裂 紋、撕脫等。由于各軸段直徑不一, 存在軸肩, 進 行有限元分析時, 無法采用簡單的 ANSYS 命令 直接進行建模與劃分網(wǎng)格[ 2] �，F(xiàn)根據(jù)軸的實際 結構與失效部位, 對風機軸模型作如下簡化。 1) 風機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) 風機軸承要承受一定的軸向載荷, 建立模 型時, 在其承受軸向力一側施加軸向約束。 3) 風機軸的實際彎曲損壞都發(fā)生在軸承 A 側附近, 為方便分析, 將另一側直徑變化較小的軸 段視為等直徑軸段。 4) 為了簡化分析模型, 將軸承所受的動載荷 轉化為靜載荷。同時, 將風機葉輪、聯(lián)軸器與軸的 重量作為外力施加在模型上。 根據(jù)以上簡化原則, 先生成風機軸的軸向平 面, 并對該面上的線段進行尺寸設置, 用以控制實 體網(wǎng)格單元的大小, 再將平面繞中心軸旋轉生成 實體, 然后對實體劃分網(wǎng)格。模型采用 ANSYS 中的 SOLID45 單元, 總共生成 17 659 個節(jié)點, 15 624個 SOLID45 單元見圖 2。

                                                
圖 2 軸的有限元網(wǎng)格與邊界條件圖 風機軸的材料為 45 號鋼, 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 靜力學分析 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(jù)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(lián)軸器處的切向載荷, 施加在軸外表面 24@ 8個節(jié)點上, 每個節(jié)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(jié)點上, 每個節(jié)點的切向力 為1 869. 93 N。同時將軸向力、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(fā)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。
圖 3 A 側附近軸段的等值應力分布圖

2. 2. 2 動力學分析( 模態(tài)分析) 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(tài)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(tài), 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(tài)分析是有必要的。 建立風機模態(tài)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(tài)分析求得前 5階固有頻率, 如表 1 所列。
                             

由固有頻率計算相應的臨界轉速 n= 60 f  （式中: f 為振動頻率, Hz; n 為轉速, r/ min）。 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(tài), 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(xiàn)場安裝與維護也 十分重要[ 3] , 直接關系到風機安全運轉。
1) 風機軸與軸承安裝時, 采用了紫銅片來調
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。

3 結論
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。

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