李高建

（淄博職業(yè)學(xué)院，淄博 255314）

1 設(shè)備簡介

DHP40-4型離心式壓縮機本體是由電動機通過齒式聯(lián)軸器所驅(qū)動的大增速斜齒輪帶動兩側(cè)平行配置兩個從動高速齒輪軸，軸的兩端裝有葉輪，四個葉輪與各自的蝸殼組成四級壓縮段。四組高速軸承支撐兩高速齒輪軸，四組軸承均為止推軸承，主動齒輪軸轉(zhuǎn)速為1500r/min，一、二級齒輪軸的轉(zhuǎn)速為15569r/min，三、四級齒輪軸的轉(zhuǎn)速為18810r/min，四對高速軸承為水平剖分式滑動軸承，機組用32#汽輪機油潤滑。葉輪布置見圖1。

2 故障過程

2008年8月份在對壓縮機進行定期檢修時發(fā)現(xiàn)二、三級軸承止推面巴氏合金全部被磨損掉，轉(zhuǎn)子止推盤被磨損，轉(zhuǎn)子止推盤靠近軸承側(cè)10mm的圓周上已因摩擦而發(fā)藍。一、四級軸承止推面良好，三級軸承徑向工作面磨損較嚴(yán)重，其余各級軸承徑向工作面存在輕微磨損，二、三級葉輪有輕微銹蝕現(xiàn)象，從停車前運行記錄看，各級軸承溫度正常，檢查測量各點溫度，壓縮機各級工作壓力、溫度，潤滑油溫度、壓力，冷卻水系統(tǒng)的溫度、壓力等正常，數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 空壓機8月12日9∶00運行記錄表

圖1 DHP40離心壓縮機結(jié)構(gòu)示意圖

3 故障分析

被磨損的軸承是二級、三級軸承，安裝徑向間隙分別為0.135 mm 0.192mm，0.116 mm 0.169mm，轉(zhuǎn)子軸向總間隙為0.15 mm 0.25mm，所用潤滑油為32#汽輪機油，從故障現(xiàn)象看，二、三級軸承止推面上的巴氏合金被完全研磨掉，并且轉(zhuǎn)子止推盤因摩擦而發(fā)藍，說明轉(zhuǎn)子軸的軸向力失衡或軸承止推面受力不均勻，是什么原因能造成轉(zhuǎn)子兩高速產(chǎn)生這么大的軸向力或使軸承的軸向承載能力變差呢，首先對轉(zhuǎn)子軸向力進行分析。

對兩高速軸來說，軸向力的平衡是由氣體對葉輪的作用力、斜齒輪傳動產(chǎn)生的軸向力及運行中軸承止推面的油膜對轉(zhuǎn)子產(chǎn)生的作用力，因安裝誤差、運行操作不當(dāng)?shù)仍蛞矔斐奢S向力失衡。

3.1 氣體對葉輪軸向推力的計算

在DHP40-4型離心式壓縮機中，葉輪軸向推力的來源有二項：一項是氣體動量變化對轉(zhuǎn)子的反作用力；另一項是葉輪左右兩側(cè)面上氣體的壓力差。

3.1.1 氣體動量變化對轉(zhuǎn)子的反作用力

根據(jù)理論力學(xué)，慣性座標(biāo)內(nèi)質(zhì)點系動量矩對時間的導(dǎo)數(shù)，等于作用在該質(zhì)點系上的外力矩T，即：

式中m 、c為質(zhì)點系內(nèi)各質(zhì)點的質(zhì)量與速度，r為某參考點指向各質(zhì)點的矢徑。由歐拉方程式的推導(dǎo)得出，T就是輪盤和輪蓋內(nèi)側(cè)面以及諸葉片表面（推力面與吸力面）給與氣體的壓力和切應(yīng)力所形成的力矩，也即氣體對葉輪的力矩。 轉(zhuǎn)子對氣體在軸向所作用的合力等于氣體在軸向的動量的變化量。同時氣體以同樣大小的軸向力反作用于轉(zhuǎn)子。設(shè)氣體質(zhì)量為m，進口處軸向速度為c0（方向向右），動量變化為-mc0。轉(zhuǎn)子受到的軸向力Pcz（方向向右）為：

3.1.2 葉輪左右兩側(cè)面上氣體的壓力差

圖2 葉輪軸向力計算用圖

如圖2所示，葉輪左側(cè)進氣邊的氣體壓力合成 P0和P1，右側(cè)合成P2，F(xiàn)0是進氣壓力 p0的合力。

P1和P2是間隙中的氣體壓力的合力。因為摩擦作用，間隙中氣體以ω′的角速度旋轉(zhuǎn)，根據(jù)壓力和離心力的平衡關(guān)系，得到徑向壓力分布

ρ為氣體密度。

由

得半徑R處的壓力pr，大小為：

假定（即為葉輪角速度之半），

因此有：

向左的軸向推力P2s為：

向右的軸向推力P1s為：

其中，從Ds/2到D2/2的部分互相抵消，得

3.1.3 總的軸向推力

向左，正為向左，負為向右。

因為氣體壓力不高，可略去離心力的影響，并設(shè)dm≌dj，軸向推力可簡化為：

式（9）為單級葉輪上的軸向力，則每轉(zhuǎn)子軸的軸向力為：

1-2級：P12＝PA2-PA1（正為指向二級） （12）

3-4級：P34＝PA4-PA3（正為指向四級） （13）

3.2 斜齒輪傳動產(chǎn)生的軸向力與徑向力

斜齒圓柱齒輪受力分析，作用于齒面上的軸向力Fa為

徑向力Fr為：

式中： β—分度圓螺旋角（°）；

T1—主動齒輪傳遞的名義轉(zhuǎn)矩（N ·mm）；

αn—法面壓力角；

Pl為主動齒輪傳遞的功率（Kw），n1為主動齒輪的轉(zhuǎn)速（r/min）；d1為主動齒輪分度圓直徑（mm）。

3.3 軸向力的平衡

DHP40-4型離心式壓縮機采用葉輪背靠背及通過斜齒輪傳動來平衡軸向力，同時轉(zhuǎn)子上保留一小部分軸向力作用于止推軸承上，以保證轉(zhuǎn)子不產(chǎn)生過大的軸向串動，假設(shè)作用于止推軸承油膜上的軸向力為：Fu。所以一個轉(zhuǎn)子軸上總的軸向力為：

式中,由斜齒輪旋向及傳動得出兩高速軸上齒輪傳動產(chǎn)后的軸向力,在一、二級軸上為指向二級，三、四級軸上指向四級，單個葉輪上產(chǎn)生的軸向力由出氣側(cè)指向進氣側(cè)。

3.4 受力計算

通過以上分析，根據(jù)DHP40-4離心式壓縮機各運行參數(shù)及結(jié)構(gòu)尺寸，計算各級軸承的受力情況，并對離心式壓縮機所發(fā)生的軸承燒研故障進行分析。

3.4.1 DHP40-4離心式壓縮機實際運行參數(shù)及結(jié)構(gòu)尺寸

為簡化計算，這里未考慮內(nèi)外漏氣損失，各尺寸位置見圖1：

主動齒輪功率：1440Kw

加工空氣量： 10200Nm3/h

主動齒輪轉(zhuǎn)速：1485r/min

大齒輪軸轉(zhuǎn)速：1485 r/min， 兩高速軸轉(zhuǎn)速分別為：15569 rpm與18810 r/min

大齒輪齒數(shù)：300個

兩小齒輪：28個與24個 法向模數(shù)z=4

斜齒輪螺旋角：大齒輪：左18°

兩小齒輪：右18°法面壓力角：αn=20°

各級葉輪進口處空氣流量及流速：

M2=3.6635Kg/s C01=17.17m/s

M2=3.6635Kg/s C02=18.11m/s

M3=3.6635Kg/s C03=17.48m/s

M4=3.6635Kg/s C04=15.64m/s

各級葉輪進口壓力P0i，出口壓力P1i（絕壓）：

P01=0.095Mpa P11=0.1942Mpa

P02=0.1903Mpa P12=0.3615Mpa

P03=0.3576Mpa P13=0.6174Mpa

P04=0.6135Mpa P14=0.8826Mpa

各級葉輪結(jié)構(gòu)尺寸D1i及密封結(jié)構(gòu)尺寸D2i：

D11=214mm D21=400 mm

D12=200mm D22=400mm

D13=158mm D23=310mm

D14=125mm D24=320mm

dm1=dm2=dm3=dm4=84mm

dj1=dj2=dj3=dj4=122mm

3.4.2 將數(shù)據(jù)代入轉(zhuǎn)子軸軸向力計算公式

將數(shù)據(jù)代入公式(12) 、(13)，得出兩高速軸作用于軸承上的軸向推力大小分別為：

一、二級軸：Fu12=1.90 KN，方向指向二級軸承側(cè)。

三、四級軸：Fu34=-2.42 KN，方向指向三級軸承側(cè)。

轉(zhuǎn)子徑向力為：

通過計算得出，壓縮機在正常運行中，二、三級軸承止推面間的油膜承受轉(zhuǎn)子剩余軸向力。由計算結(jié)果看出在此運行參數(shù)下產(chǎn)生的軸向力不會造成轉(zhuǎn)子產(chǎn)生這么嚴(yán)重的磨擦，那么是什么原因呢，我們又對各軸承及各部件安裝尺寸進行了認真的檢查測量，檢查發(fā)現(xiàn)三級軸承較四級軸承水平方向低0.088mm，其結(jié)果是壓縮機運行時，高速轉(zhuǎn)子的四級端高，軸承載荷發(fā)生變化，降低了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性。同時還會造成軸承止推面上下間隙不均勻，使軸承止推面受力不穩(wěn)定，減小了軸承的軸向承載能力，造成軸承止推面的受損被研。而二級軸承安裝質(zhì)量較好，誤差在檢修要求范圍內(nèi)，是否是因三級軸承軸向力的變化引起了二級軸承軸向力的變化而造成軸承止推面的燒研還不能確定，我們從運行中分析原因。

4 原因分析及處理

4.1 原因分析

經(jīng)過計算分析，認為存在以下三個方面的原因。

1）該壓縮機是與空分裝置配套，給分餾塔輸送工藝用壓縮空氣，在分餾塔前期運行中，經(jīng)常出現(xiàn)因切換閥故障而突然放空造成壓力突然降低，流量突然增大；或因切換閥打不開，而造成壓力突然升高，流量突然降低的情況，這種情況下，使葉輪受力發(fā)生急劇變化，瞬間破壞力的平衡及軸承—轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性，使軸承受力發(fā)生急劇變化，軸承的徑向、軸向工作面上的作用力突變，使軸承承受很大的沖擊，瞬時轉(zhuǎn)子與軸承產(chǎn)生摩擦[5, 7]。

2）在運行中為了控制軸承溫度，人為地降低潤滑油的溫度到28℃（設(shè)計溫度為40±5℃），使?jié)櫥偷恼扯仍龃螅档土溯S承—轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性，振動加劇，造成軸承的進一步損傷。多次的沖擊，使軸承工作面損壞，降低了軸承的承載能力[5,7]。

3）由于壓縮空氣的吸入口緊鄰酸堿罐區(qū)，吸入空氣質(zhì)量不好，使葉輪發(fā)生銹蝕，葉片上附著腐蝕物，影響轉(zhuǎn)子的動平衡，使機組振動加劇，惡化了軸承的工作狀況，使軸承發(fā)生損壞。

4.2 處理措施

針對以上造成軸承損壞的因素，我們采取了以下措施：

1）提高設(shè)備的安裝質(zhì)量,嚴(yán)格按檢修要求進行檢測安裝。

2）加強壓縮機后續(xù)工藝過程的管理和檢修，更換新型電磁閥，減少因閥門故障造成的壓縮空氣壓力、流量的突變。

3）制定操作法，加強對壓縮機組的管理，嚴(yán)格按工藝規(guī)程操作，使壓縮機在最優(yōu)狀態(tài)下運行。

4）選擇合適的軸承形式和軸承參數(shù)，盡可能選用可傾瓦軸承，以增加油膜的穩(wěn)定性[3]。

5）將酸堿罐區(qū)撤走，凈化周邊空氣。

通過采取以上措施，經(jīng)過幾年的運行，運行參數(shù)正常，狀態(tài)檢測結(jié)果良好，未發(fā)生軸承及其它部件損壞的情況。

[1] 葉振幫, 常鴻壽.離心式制冷壓縮機[M].機械工業(yè)出版社.1981.

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[5] 王仲奇.透平機械原理[M].機械工業(yè)出版社.1988.

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