某火力发电厂 3# 、 4# 一次风机采用离心风机, 风机基本结构见图 1 所示。电机额定功 率 800 kW, 额定转速 1 480 r/ min。自 1996 年3# 机组投产至 2003 年, 3# 炉一次风机轴承检修 14 次, 更换轴承 20 套, 校轴 2 次。1998 年 4# 机组 投产以来, 4# 炉一次风机轴承检修 8 次, 更换轴 承15 套, 校轴 2 次, 更换轴 1 次。二期一次风机 轴承共检修 22 次, 更换轴承 35 套, 校轴 4 次, 更 换轴 1 次。轴承的温度高达 116150e , 平均使用 寿命为 0. 92 年, 轴弯曲的最大变形达到了 0. 50
mm。一次风机是锅炉的重要辅机, 出现事故直 接关系到 机组的负荷与安全运行, 严重影响了电厂效益与 生产计划。 2 失效分析
一次风机事故主要是风机轴与轴承的失效, 为了保证一次风机能够安全、稳定运行, 需要对风 机轴与轴承的失效进行分析, 为风机改造提供依 据, 提高风机轴与轴承的使用寿命。 2. 1 轴承寿命分析 3 # 、 4 # 风机轴承均为德国产的双列向心球面 滚子轴承, 外滚 圈薄, 滚柱直径 大, 轴承比压较 小, 易于润滑, 而 且轴承的金相分 析、成分分析、硬 度测试等方面都 符合要求。 风机正常工 作时, 轴承主要 承受轴、叶轮、联 轴器的重量、风机工作时的轴向力以及旋转部件 的不平衡力, 见图 1 所示。

在制造与安装风机叶片与轴时, 质心与轴线 间存在一定的偏移量, 通常要求动平衡试验精度 达到 6. 3级, 最大偏心距允许 010406 mm。按偏 心距和额定转速计算不平衡载荷( 离心力, 式( 1) 中的 mX2e 项) 。根据作用在平衡物体上力的总 和为零, 力矩总和为零, 建立方程组:
                           

式中: RA、 RB ))) 轴承承受的径向力, N; X))) 风机转速, rad/ s; GB、 GC、 GD ))) 联轴器、叶轮、风机轴的重 力, N; mB、 mC、 mD ))) 联轴器、叶轮、风机轴的质 量, kg; 求解(1)得 RA= 12 132.4 N , RB= 5 713. 4 N。 由于 RA> RB, 且轴承 A 还承受较大的轴向 载荷, 所以仅需计算轴承 A 的寿命。计算当量动 载荷时, 需要考虑轴承A 承受径向力 RA、轴向力 FA 以及转矩与冲击载荷的影响。轴承承受的当 量动载荷(1)为: P= f m#f d( X#RA+ Y#FA) (2) 式中 f m ))) 转矩载荷系数, 取值 1. 5; f d ))) 冲击载荷系数, 取值 1. 2; X 、Y ))) 轴承径向力、轴向力的载荷系 数, X= 0. 67, Y= 4. 1。 由公式(2)求得当量动载荷 P= 43 416. 9 N 。 由当量载荷计算轴承的寿命 L 10= [ 106/ (60n) ]#( C/ P) E (3) 式中: C ))) 基本额定动载, 取值 470 000 N; L 10 ))) 基本额定寿命, h; E))) 寿命指数, 滚子轴承 E= 10/ 3。 由公式(3)求得轴承寿命 L 10= 3. 162@104 h。 以上计算结果表明, 轴承的正常使用寿命可 以达到 3. 66 年, 远大于实际使用寿命( 平均 0. 92 年) 。因此, 在正常载荷条件下, 轴承不会过早失 效。实际中, 风机轴承的失效形式主要是损坏与 烧毁, 而且两端轴承失效的概率基本相同。载荷 过大, 润滑效果不好, 安装不佳( 见 2. 3) 等都可能 导致轴承的损坏。

 风机轴失效的有限元分析 失效主要发生在轴承 A 附近直径为 115 mm 的轴段, 主要的失效形式是弯曲变形, 没有出现裂 纹、撕脱等。由于各轴段直径不一, 存在轴肩, 进 行有限元分析时, 无法采用简单的 ANSYS 命令 直接进行建模与划分网格[ 2] 。现根据轴的实际 结构与失效部位, 对风机轴模型作如下简化。 1) 风机的轴承为双列向心球面滚子轴承, 刚 度较大, 视为刚性支承。 2) 风机轴承要承受一定的轴向载荷, 建立模 型时, 在其承受轴向力一侧施加轴向约束。 3) 风机轴的实际弯曲损坏都发生在轴承 A 侧附近, 为方便分析, 将另一侧直径变化较小的轴 段视为等直径轴段。 4) 为了简化分析模型, 将轴承所受的动载荷 转化为静载荷。同时, 将风机叶轮、联轴器与轴的 重量作为外力施加在模型上。 根据以上简化原则, 先生成风机轴的轴向平 面, 并对该面上的线段进行尺寸设置, 用以控制实 体网格单元的大小, 再将平面绕中心轴旋转生成 实体, 然后对实体划分网格。模型采用 ANSYS 中的 SOLID45 单元, 总共生成 17 659 个节点, 15 624个 SOLID45 单元见图 2。

                                                
图 2 轴的有限元网格与边界条件图 风机轴的材料为 45 号钢, 其弹性常数为 2. 1 @1011 N/ m2, 泊松比 0. 3, 密度 7 800 kg/ m3。 2. 2. 1 静力学分析 如图 2 所示, 对风机轴模型施加约束与作用 力, 进行静力学分析。根据电机功率与转速, 计算 出输入转矩为 5 160 N#m。将输入转矩转化为作 用在联轴器处的切向载荷, 施加在轴外表面 24@ 8个节点上, 每个节点上作用力的为 448. 00 N。 输出转矩转化为作用在叶轮处的切向载荷, 施加 在轴外表面 24@ 1 个节点上, 每个节点的切向力 为1 869. 93 N。同时将轴向力、联轴器、轴与叶轮 的重力分别施加在各几何中心的节点上。 模型的静力学分析, 得到通过轴心剖面上的
应力等值线, 如图 3 所示。由图 3 可知, 应力集中 主要发生在A 侧轴承附近直径为115 mm 的轴段 上, 此段的最大弯曲正应力为 16. 7 MPa, 而轴的 弯曲许用应力为 230 MPa。轴的最大扭转剪应力 为 22. 3 MPa, 许用扭转剪应力为 130 MPa。分析 表明, 风机轴强度有一定的裕量, 满足设计要求。
图 3 A 侧附近轴段的等值应力分布图

2. 2. 2 动力学分析( 模态分析) 工作时, 风机轴不仅承受轴、叶轮等的自重, 还承受输入转矩、轴向冲击等动态载荷。当转速 达到轴的固有临界转速时, 轴的挠度达到最大值, 处于/ 临界0状态, 将产生剧烈的振动, 导致轴寿命 下降, 因此, 对风机轴进行模态分析是有必要的。 建立风机模态分析模型时, 在轴承的两端施加径 向约束, 并在轴承 A 处施加轴向约束, 同时将叶 轮看作集中质量作用在其几何中心处。风机轴的 模态分析求得前 5阶固有频率, 如表 1 所列。
                             

由固有频率计算相应的临界转速 n= 60 f  （式中: f 为振动频率, Hz; n 为转速, r/ min）。 由公式( 4) 计算出轴的前 5 阶固有频率所对 应的临界转速, 见表 1。计算结果表明, 实际工作 时风机转速只有 1 480 r/ min, 没有达到轴的临界 转速, 不会产生共振。因此, 在正常工作载荷作用 下, 风机轴也不会过早失效。 2. 3 安装方面原因分析 电厂大型风机长期处于高速运转状态, 受力 比较复杂。因此, 不仅要求轴承的选用与轴的强 度与刚度符合设计要求, 而且现场安装与维护也 十分重要[ 3] , 直接关系到风机安全运转。
1) 风机轴与轴承安装时, 采用了紫铜片来调
图 4 轴承座轴承安装示意图整轴承座孔与轴承 间的配合间隙, 紫铜 片厚度约为 0. 6 mm, 见图4。

                   
 此安装方法 会 产生以下问题。

( 1) 轴承箱盖和 轴承底座的结合面 处产生缝隙, 当紧固 螺栓锁紧时导致滚 道、保持架变形, 导 致保持架与滚动体、内圈的配合不佳, 引起轴承受 到过大的附加安装力;

( 2) 导致箱体轴承孔与轴承外圈接触不良, 散热效果不佳, 轴承温度升高、膨胀、损坏、甚至咬 合, 产生附加作用力。附加载荷随着咬合范围的 增加而增大, 咬死时达到最大值, 导致轴的弯曲变 形加大, 轴的弯曲又加快了轴承的损坏。

由此可见轴承损坏是轴产生弯曲的主要原因。

2) 风机长期运转后, 风机叶片上粘结了大量 不均匀的灰尘, 引起风机轴( 包括叶片) 质心偏移, 产生附加的不平衡载荷。

3) 安装时, 轴承箱体 A 与轴承箱体 B 上的轴 承座孔如果对中不良, 将导致轴承的中心线不在 同一轴线上, 在轴承处产生附加力矩, 使轴承与轴 承受附加弯曲作用力。

4) 原结构中两轴承的跨距过大, 也是造成轴 承过早失效的原因之一。

3 结论
1) 在正常工作载荷作用下, 轴的设计与轴承 的选用均符合要求, 且有一定的裕量, 能满足风机 正常工作时的要求。 2) 轴与轴承过早失效是安装过程中产生的附 加作用力所致。安装时采用垫片调整轴承与轴承 座孔间间隙, 使轴承散热效果变差、温度升高, 加 速了轴承的磨损与烧坏, 导致风机轴弯曲。

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