工程机械的轴承安装

工程机械的轴承安装（精选十篇）

工程机械的轴承安装篇1

本文选取的货轮为单机单桨型船, 其艉管轴承仅有后轴承, 无前轴承。由于船舶航行时艉管轴承承受着螺旋桨运转时不均匀的悬臂负荷以及振动, 因此艉管轴承计算设计的合理性以及安装质量控制具有重要的意义, 这也是当今迫切需要研究的课题之一。

1 船舶主要参数

总长:189.99 m;垂线间长:185.00 m;型宽:32.26 m;型深:18.00 m;设计吃水:11.30 m;载重量:57 000 t;主机型号:MAN B&W 6S50MC—C;主机额定功率 (MCR) :9 480 kW;主机额定转速:127 r/min。

2 艉管轴承压力的计算

首先根据“艉管轴承压装计算与质量要求 (CB/E233—87) ”推荐公式计算出压入系数Kc值:

式中, D1和D2分别为轴承内径和外径 (D1=510 mm、D2=610 mm) ;D3为轴承座外径 (D3=940 mm) ;v1和v2分别为轴承和轴承座材料的泊松比 (v1=0.25、v2=0.30) ;E1和E2分别为轴承和轴承座材料的弹性模量 (E1=1.2×1011Pa、E2=2.1×1011Pa) 。

将Kc值代入CB/E233—87标准公式, 计算出最大和最小压入力:

式中, P为压入力 (kN) ;δmax和δmin分别为最大和最小过盈量 (δmax=0.04 mm、δmin=0.02 mm) ;μmax和μmin分别为最大和最小摩擦系数 (μmax=0.32、μmin=0.2) ;L为轴承与座配合部分长度 (L=1 080 mm) 。

根据计算可得, 后轴承的最大压入力为680.9 kN, 最小压入力为212.78 kN, 则可以得到轴承压入量与压入力的关系, 如图1所示。

3 轴承压装的准备工作

3.1 压装具备条件

艉管轴承座的镗孔工作需结束, 并已交验。艉管轴承前后密封装置的安装螺孔已按图钻攻完毕。根据艉管装置总图和轴承工作图加工艉管轴承的压装导向板1块, 其结构如图2所示。

3.2 轴承座的测量和轴承外圆的精加工

艉管轴承座精镗后需专人负责精确测量, 必要时需复测, 而且测量所用工具必须经过定期检验, 并有检验标记。采用内径卡测量的尺寸必须使用外径卡进行尺寸复核, 并且此外径卡与艉管轴承外圆精车时所用一致, 以避免不同的量具之间的累积误差。另外, 注意手持量具时间过长会引起量具热涨, 必须冷却后重新测量。同时由于外场的环境温度与车间内场加工时不同, 还需要记录轴承座测量时的外场环境温度与内场加工车间的环境温度。

按照图纸对艉管轴承进行精加工时, 禁止出现“倒锥”现象。轴承加工完成后质检人员必须进行严格地检查测量, 确保加工质量合格后才能用于装配安装。根据艉管装置图得知轴承外圆安装过盈量为0.02～0.04 mm, 因此在艉管轴承精加工时尽量加工到0.03 mm。本船的轴承加工图纸如图3所示。

4 艉管轴承的压入

艉管轴承压入前首先要清除艉管内孔和轴承外圆油槽、油孔等部位的毛刺。再次检查环境温度与艉管、轴承及量具温度的一致性, 待温度一致后再测量配合面的实际过盈量, 检查合格后在配合面上喷涂二硫化钼润滑剂。

将液压拉伸器安装好, 安装时注意轴承座与轴承的相对位置, 切记应使轴承上的“TOP”标记 (图3) 在上端。压入时, 每压入50 mm应记录1次液压压力和进程, 直至轴承全部压入到位。在压入过程中, 当压力超过或低于计算值时应暂停压入, 待查明原因并修整后重新进行压入。轴承的压入工装如图4所示。

5 检验

根据现场压入力和压入量绘制1张曲线图, 该曲线图若在计算压力曲线 (图1) 范围之内, 则说明压装合格。另外, 轴承压入后需由船东、船检检查轴承内表面的巴氏合金是否出现剥落等异常情况, 待检验无异常后, 按照图纸完成轴承止动螺钉的安装等后续工作。

6 结语

艉管轴承压入的计算和安装关系到整个船舶推进系统的安全和稳定。只有通过精确的计算和严谨的施工才能保证轴承的压装达到设计的要求。经实际应用验证, 以上的计算结果和安装方式是安全可靠的, 值得同行借鉴。

参考文献

[1]许运秀.艉管轴承安装若干问题的探讨[J].上海造船, 2007 (2)

[2]周冬香, 邹积全.油润滑艉轴管轴承装配过盈量与压入力的计算[J].造船技术, 1985 (5)

工程机械的轴承安装篇2

1装配滚动轴承前，应测量轴承的配合尺寸，按轴承的防锈方式选择适当的方法清洗洁净;轴承应无损伤，无锈蚀、转动应灵活及无异常声响，

2采用温差法装配滚动轴承时，轴承被加热温度不得高于100℃;被冷却温度不得低于/80℃。

3轴承外圈与轴承座或箱体孔的配合应符合设备技术文件的规定。对于剖分式轴承座或开式箱体，剖分接合面应无间隙;轴承外圈与轴承座在对称中心线的120°范围内与轴承盖在对称中心线90°范围内应均匀接触，并应采用0.03mm塞尺检查，塞入长度应小于外圈长度的1/3。轴承外圈与轴承座或开式箱体的各半圆孔间不得有夹帮现象，

4轴承与轴肩或轴承座档肩应靠紧;圆锥滚子轴承和向心推力球轴承与轴肩的间隙不得大于0.05mm，与其他轴承的间隙不得大于0.1mm。轴承盖和垫圈必须平整，并应均匀地紧贴在轴承端面上。当设备技术文件有规定时，可按规定留出间隙。

5装配轴两端用径向间隙不可调的、且轴的轴向位移是以两端盖限定的向心轴承时，应留出间隙。当设备技术文件无规定时，留出间隙可取0.2～0.4mm。

6向心轴承、滚针轴承、螺旋滚子轴承装配后应转动灵活。当采用润滑脂的轴承时，装配后在轴承空腔内应加注65%～80%空腔容积的清洁润滑脂，但稀油润滑的轴承，不得加注润滑脂。

滚动轴承的安装与修复技术篇3

一、滚动轴承的安装

滚动轴承由内圈、外圈、滚动体、保持架组成,如图1和图2所示。滚动轴承与滑动轴承相比有较多优点,被广泛用于拖拉机、推土机、电动机、农用车等农业机械的可旋转轴上,安装时的具体要求如下:①安装前需将轴承的滚道、轴孔的油道清洗干净,需润滑的轴承应涂抹润滑油;②不能将污物掉入轴承圈内,以免损伤滚动体及滚动面;③按要求检查轴承内外圈的配合过盈量是否符合标准;④安装应使用专用工具,并在配合面较紧的座圈上加压,加压力要均匀,以防轴承歪斜;⑤当安装过盈较大的轴承时,不得猛烈敲击,应采用压力机或将轴承浸在80~100℃热柴油中预热进行装配;⑥轴承安装后,应检查其端面与轴或座台肩支承面是否贴紧,转动是否灵活,有无卡滞现象,若不符合技术要求应修整。

二、滚动轴承的修复

1. 滚动轴承的拆卸。拆卸前,应先检查确定拆卸方向,注意有无轴向定位装置。从轴上拆卸轴承时,受力点应选在轴承的内圈上;从孔中拆卸时,受力点应选在轴承的外圈上,拆卸时使用专用工具,用力要均匀,以防轴承歪斜。

2. 滚动轴承的修复。滚动轴承在工作中,如果钢球和滚道的轴向和径向间隙超过0.2~0.3毫米、保持架出现疲劳剥落痕迹,则应修复,其修复方法有加工换件修复法和选配修复法两种。

①加工换件修复法。a. 钢球的修复。将拆卸的旧钢球放在滚动抛光机中进行抛光,主要工序为:把钢球、河沙、水一起放入抛光机中滚动,并不断加水冲洗,初步除去锈油;加入石灰、碱和水进行清洗粗抛光;捞出钢球用清水洗净并晾干,然后将钢球与锯木屑放入抛光机进行精抛光;精抛光后的钢球,用千分卡测量、分组,每组公差范围在0.005毫米以内,精抛光技术达标的才能使用。b. 保持架的整形。单列向心球轴承保持架由两片对称铆合组成,一般经修复后的轴承内外圈常与加大尺寸的钢球成套装配,所以对原来的保持架必须整形后才能与加大钢球相配铆。保持架兜深应小于兜的球形半径,这样可使钢球在保持架铆合后能灵活滚动而不受阻。整形后的保持架需放进抛光机中加锯木屑进行抛光才能使用。c. 内外座圈及滚道的修复。轴承因安装不当而造成内座圈一起转动,当座圈外表面磨损时,可采用对座圈外表面镀铬来复原其标准尺寸。滚道磨损可用磨滚道机床磨去疲劳点蚀的金属层,然后用加大的钢球与之匹配进行修复。为了确保滚道的形状正确,在磨滚道时应注意:主轴中心线应与机床面及纵向走刀线的砂轮轴心线平行;滚道圆弧中心与左右摆动应一致;磨削后滚道的圆弧半径必须比装入的钢球半径略大,使钢球在滚道内能灵活滚动。

②选配修复法。将同型号的轴承拆卸后,经过清洗和鉴定,进行尺寸分组,把符合技术要求的相应尺寸的内外圈和钢球重新进行分组成套安装。这种利用旧轴承进行尺寸选配修复的,其修复率可达20%左右。

滚动轴承的安装与修复技术篇4

在轴承的安装过程中要特别注意下面的三个事项。

1.1 以装配技术作为选择装配工艺方法的根本依据

预紧可以提高轴承刚性和旋状精度,却同时会使摩擦加剧,润滑油膜被破坏并产生大量的热。因此,被预紧的轴承必须进行强制润滑和冷却,这种工艺方法仅限于对轴承刚性和旋转精度要求极高的情况下采用,是一种较为特殊的工艺方法。生产实际中也只是在机床主轴装配中用到,其它传动机构的轴承装配几乎见不到。在滚动轴承装配中是否进行游隙的调整和预紧,要根据技术文件提出的装配技术要求决定。

1.2 游隙调整和预紧要在热平衡的环境下进行

滚动轴承实际的理想工作间隙,指在轴承温升稳定后所调整的间隙。所以,轴承游隙的调整可以分成三个部分:第一,在常温下按照相关操作规范和技术要求对轴承游隙进行调整,至间隙合适并用手转动应感到旋转灵活;第二,将调整机构适当回松,进行空运转试验,从低速到高速空运转时间不超过2h,在最高速的空运转时间不少于30min,轴承应运转灵活、噪声小、工作温度不超过50℃;第三,将调整机构复位并锁紧即可。

1.3 保持良好的润滑

好的润滑可以减少机器部件之间的相互的摩擦,也可以冷却各个零件。滚动轴承游隙进行调整以后,摩擦会加剧,进而产生的热量,并且会使整个传动系统温度升高,如果不能及时散热,这些热量就会改变传动零件的尺寸大小,从而影响到滚动轴承间隙的变化,以至于产生更多的热量,形成恶性循环。所以,对于经过游隙调整的滚动轴承,必须要保持良好的润滑,以减少摩擦。更重要的是,不断循环流动的润滑油可以带走大量的热,从而抑制温度的升高,进一步实现传动系统的热平衡。

2 滚动轴承的修复

2.1 滚动轴承的拆卸

拆卸前,首先是检查确定拆卸方向,看看有没有轴向定位装置。从轴上拆轴承下来的时侯,受力点选在轴承的内圈上;如果是从孔中拆卸时,受力点选在轴承的外圈上,拆卸时要选择专门的拆卸工具,均匀的施力于轴承,以防止轴承歪斜。

2.2 滚动轴承的修复

滚动轴承的修复情况,下面我们逐一进行介绍如下。

(1)加工换件修复法。

(1)滚珠的修复。把刚拆下来的废旧滚珠放在滚动抛光机中进行抛光,主要工序为:将滚珠、河沙、水一起放入抛光机中滚动,并不断加水冲洗,除去锈油;然后加入石灰、碱和水进行清洗粗抛光;捞出滚珠用清水洗净并晾干,然后将滚珠与锯木屑放入抛光机进行精抛光;精抛光后的滚珠,用千分尺测量、分组,每组公差范围在0.005mm以内,达标的才能使用。

(2)保持架的整形。单列向心球轴承保持架由两片对称铆合组成,一般经修复后的轴承内外圈常与加大尺寸的滚珠成套装配,所以对原来的保持架必须整形后才能与加大滚珠配铆。整形后的保持架需放进抛光机中加锯木屑进行抛光才能使用。

(3)内外座圈及滚道的修复。当座圈外表面磨损时,可采用对座圈外表面镀铬来复原其标准尺寸。滚道磨损可用磨滚道机床磨去疲劳点蚀的金属层,然后用加大的滚珠与之匹配进行修复。为了确保滚道的形状正确,在磨滚道时应注意:主轴中心线应与机床面及纵向走刀线的砂轮轴心线平行;滚道圆弧中心与左右摆动应一致;磨削后滚道的圆弧半径必须比装入的滚珠半径略大,使滚珠在滚道内能灵活滚动。

(2)选配修复法。

将同型号的轴承拆卸后,经过清洗和鉴定,进行尺寸分组,把符合技术要求的相应尺寸的内外圈和滚珠重新进行分组成套安装。

摘要：轴承是各种机械旋转轴不可或缺的支承件。机器运转灵不灵活,完全取决于轴承的安装质量和轴承在工作中滚珠和滚道出现疲劳剥落后的修复。轴承在理论上分为两大类型:滑动轴承和滚动轴承,滚动轴承与滑动轴承相比有比较多的优点,所以本文主要研究滚动轴承的理论,主要着眼于安装以及修复两个方面的技术。

关键词：滚动轴承,安装质量,安装,修复技术

参考文献

[1]卢一相,高清维.自适应Chirplet快速变换在轴承故障诊断中的应用[J].安徽大学学报(自然科学版),2010(1):53～57.

[2]陈薇,禹德伟,李溢明,等.空调器送风电机轴承研制开发(代表型号:6201-2RZ/P5 Z4及6202-2RZ/P5 Z4)[Z].国家科技成果.

[3]王景夏,马新志,孙建修,等.特大型双列异径圆锥滚子轴承的研制[Z].国家科技成果.

[4]孙立明,赵联春,颉谭成,等.轴承降噪研究[Z].国家科技成果.

高速轴承的安装配合与调整篇5

由于高速轴承既要按高精度轴承要求，又要按高温轴承要求，所以在考虑其配合和游隙时，要顾及下面两点：

(1)由常温升至高温时的尺寸变化和硬度变化;

(2)高速下离心力所引起的力系变化和形状变化，

总之，在高速、高温的条件下，从配合和游隙的选择上要力求保持轴承的精度和工作性能，这是有难度的。

为了保证轴承安装后的滚道变形小，过盈配合的过盈量不能取得太大，而高速下的离心力和高温下的热膨胀，或是抵销配合表面的法向压力。或是使配合面松弛，因此过盈量必须在考虑上述两种因素的前提下审慎地加以计算，在常温常速下有效的过盈量对于高速轴承可能是无效的。

如果计算结果这个矛盾太大(通常只有在超高速下才有这种情况)，只有采取环下润滑法与静压润滑法并用的双重润滑措施，而这种方案有可能使轴承的dmn值突破300万的大关，

在考虑高速轴承游隙时不但要考虑上述各项因素，而且要考虑轴的热伸长对游隙的影响，要求轴承在工作状态下，即在工作温度下有最佳的游隙，而这种游隙是在内、外圈球沟中心精确对位的状态下形成的。由于高速轴承力求降低相对滑动和内部摩擦，最好不要采用将内、外圈沿轴向相对错位的方法来调整球轴承的游隙。

在考虑轴承的配合过盈量和游隙时，要注意到材料在高温下变得松软而容易变形的特点，以及多次由常温到高温的温度改变引起一定永久变形的可能性。

2.对主机相关零件的要求

高速轴承要求轴承所在回转系统经过精密的动平衡，轴与座孔安装轴承的部位应具有高于一般要求的尺寸精度和形位精度，特别是同轴度和挡肩对座孔或轴颈的垂直度，而在考虑这些问题的时候，同样必须注意到轴承运转时的高速因素和高温因素。

薄壁轴承安装座工艺研究篇6

关键词：轴承安装座,薄壁,内孔,端面,加工变形

轴承安装座是一个复杂结构的大型薄壁工件, 尺寸精度、形位公差要求极高, 针对大端面、内孔变形问题, 通过确定变形因素, 调整工艺路线, 即将铣环槽、铣深槽工序提前至半精车之后进行并增加稳定处理;增加半精车大端面及内孔工序;自制精车夹具, 调整大端面加工余量采用合理的切削用量以减小工件变形量。使工件大端面和内孔变形得到有效的控制, 从而保证加工的工件符合图纸要求。

1 工件结构特点

轴承安装座毛料为精铸件, 材料为铸造钛合金, 尺寸精度及技术条件要求高, 加工很难保证。工件三维图如图1。

2 加工难点分析

(1) 工件直径较大、最小壁厚较薄, 在加工时容易产生振动和变形, 使工件的尺寸精度, 技术条件很难达到图纸的要求。

(2) 尺寸精度及技术条件要求较高, 安装轴承的内孔尺寸和安装石墨环的内孔尺寸以及大端面到小端面的轴向距离, 内孔对大外圆的同轴度、内孔对内孔的同轴度在加工中都很难保证。

3 加工中存在的问题

(1) 半精车第二面时, 由于定位夹紧方式不合理, 加工余量大使大端面产生变形。

(2) 精车第一面后大端面变形、内孔椭圆、内孔尺寸及轴向尺寸超差。

(3) 在铣加工7处深槽和环槽后应力释放, 使大端面及内孔产生变形, 造成内孔尺寸及轴向尺寸超差。

4 原因分析

(1) 由于环槽较深且圆周方向去除余量较多, 使工件结构发生变化, 加工后有应力释放造成大端面、内孔变形使内孔尺寸超差。

(2) 在半精车第二面时大端面加工余量较大、夹具结构不合理, 使大端面产生变形, 以至于在加工另一侧大端面时为了保证壁厚需调整辅助支撑, 使大端面产生变形。然后在以大端面定位加工内孔时, 由于大端面平面度不好, 在压紧大端面后会使内孔产生压紧变形, 加工后松开压板使内孔变形造成内孔尺寸超差。

5 解决措施

(1) 制定合理的工艺路线

将铣深槽、环槽工序调整到半精车第一面后进行, 并增加稳定处理以消除铣槽后应力释放引起的大端面、内孔变形。

(2) 采用正确的加工方式

通过多次压表调整辅助支撑螺钉以减小工件在加工中的振动来控制大端面的加工变形。

(3) 增加半精车大端面及内孔工序并调整加工余量和切削用量

增加半精车工序去除大端面余量;调整主轴转数为n=20-30r/min, 切削深度为ap≤0.3mm及采用合理的刀具材料, 增大刀具的前角、后角, 保证刀具的锋利;在加工时浇注冷却液以降低切削温度等, 以此来控制大端面、内孔的加工变形。

(4) 自制夹具改变夹具定位夹紧方式

制造专用夹具改变定位夹紧方式以消除压紧变形。

6 加工试验

(1) 环槽的铣加工

将铣环槽工序安排到半精车之后进行, 记录铣环槽前后所有表面的跳动量。通过记录的数据得出更改工艺路线后工件的外圆、端面和内孔的变形量较更改前有了明显的改善, 有效的减小了加工环槽所产生的应力对工件的外圆、端面及内孔所产生的变形影响。

(2) 大端面加工的变形控制

改变工件的定位夹紧方式;通过增加半精车大端面及内孔工序;通过多次调整辅助支撑螺钉并压表检查端面跳动量, 采用合理的切削用量和刀具角度并浇注冷却液, 极大地减小了端面变形。

(3) 内孔加工的变形控制

通过控制大端面变形量, 再以大端面定位并压紧大端面使大端面的变形不能传递到内孔, 最后进行精车内孔。经检验内孔尺寸完全满足设计图纸的要求。

结语

经过分析研究, 找出了影响该工件加工变形的主要原因。通过制定合理的工艺路线和加工方法, 解决了该工件的内孔、端面加工变形等各种问题, 证明了此工艺方案的合理性、可行性。同时也在实践中学到了一些实际加工的经验, 为以后的研究奠定了一定的技术基础, 为类似工件的机械制造加工提供了宝贵的经验。

参考文献

[1]柯明扬.机械制造工艺学[M].北京:航空航天大学出版社, 1996 1-185.

[2]汤湘中.机床夹具设计[M]北京:机械工业出版社, 1988 1-158.

[3]张幼桢.金属切削原理及刀具[M].北京:国防工业出版社, 1990 1-162.

离心式鼓风机轴承的选用与安装篇7

合成橡胶厂年产1.5万吨丁腈橡胶装置BL-701离心式鼓风机是装置后处理系统的关键设备,其作用是将经破碎机破碎后的橡胶颗粒吹送至干燥箱进行除湿干燥。鼓风机型号AⅠ160-1.05/0.86,输送介质空气,压力18.64 k Pa,流量160 m3/min,转速2950 r/min,功率75 k W。BL-701风机为单机(无备机)运行设备(图1),自2014年11月至2015年2月多次出现故障,历次设备检修后最长运行时间不足1个月,依据《离心式风机维护检修规程》中的设备管理标准,其运行周期至少要达到两年。设备频繁出现故障,影响装置的安全平稳运行。

1故障现象及原因分析

1.1故障现象(图2、图3)

经过检修人员对该风机历次故障后解体检查、检修情况,主要表现为以下4个方面的问题:①轴承保持架断裂、滚道磨损;②主轴轴承装配处轴颈磨损;③气封盘或叶轮磨损;④轴承座损坏、叶轮撕裂。

1.2原因分析

风机叶轮撕裂、气封盘严重磨损,止推端叶轮侧轴承保持架断裂等故障,是由于转子径向力引起的风机振动,使轴承座调整垫松动,调整垫的松动又加剧了转子的振动使轴承温度上升、导致保持架断裂。在轴向力作用下断裂的保持架与轴承外圈摩擦,进一步损坏轴承,造成气封盘和叶轮磨损,最终导致叶轮撕裂。

1.2.1转子受力分析

(1)转子径向受力分析计算。BL-701风机径向受力情况如图4所示,风机承受的载荷有重力W重,方向垂直向下;风机运转时产生的离心力F3,叶轮周围压力差产生的径向力F4,而重力W重、离心力F3也都属于径向力。

根据以上分析可知,转子的径向载荷由重力W重、离心力F3和径向力F4组成。W重=mg=3.92 k N;式中m是转子与其附属件等旋转体质量。F3=Mω2=6.65 k N;式中M为动不平衡力矩,取转子不平衡值6.98×10-2N·m;ω是风机角速度,rad/s。

由师捷潘诺夫公式可知径向力F4=4.09×10-4PDB(qv/qvd)=27.4 kN;式中P是风机的全压,1.03×105Pa;D为叶轮直径,130cm;B叶轮宽度,5 cm;qv是风机工况流量,m3/s,取qv=qvd;qvd是风机设计工况流量,m3/s。

因为W重的方向垂直向下,F4在此风机结构中也是垂直向下,所以当F3指向垂直向下时,3个力的方向相同,绝对值最大,此时Fmax=W重+F3+F4=38 kN,所以该风机径向最大载荷为38kN。而当F3指向垂直向上时,风机径向载荷最小,即:Fmix=W重+F4-F3=24.7 kN,风机径向最小载荷24.7 kN。

(2)转子轴向受力分析计算。风机运行时,叶轮两侧充满空气。叶轮两侧压力差产生轴向载荷F1,方向指向叶轮入口侧;空气经风机叶轮吸入口流向排出口,速度大小和方向均发生变化,会在叶轮上增加一个由动量变化而产生的轴向载荷F2,方向指向叶轮背侧。风机刚启动时,轴向载荷F1还未产生,此时风机转子会在F2的作用下沿叶轮背侧方向窜动,风机在正常运转时的最大轴向载荷Fa=F1-F2。

由风机压差产生的轴向载荷与风机的叶轮吸入口大小和风机升压有关,其轴向载荷F1=Zπ(rw2-rh2){(p2-p1)-[r2-0.5(rw2-rh2)]ρω/8}=1.35 kN。式中F1是风机压差产生的轴向载荷,N;Z是风机的升压叶轮数,取值1;rw是叶轮吸入口直径,0.2 m;rh是叶轮轮毂半径,0.13 m;p2是叶轮出口压力,1.03×105Pa;p1是叶轮吸入口压力,8.44×104Pa;ρ是吸入口空气密度,1.29 kg/m3。

由动量变化所产生的轴向载荷F2=ZρqT2/A=0.49 kN。式中qT是流过叶轮的空气流量,2.66 m3/s;A是叶轮入口截面积,由流道估算为0.014 m2。风机在正常运转时的轴向载荷Fa=F1-F2=0.86 kN。

1.2.2轴承允许最小负荷计算

BL-701风机主轴叶轮端(止推端)和电机端(移动端)使用的都是接触角40°的7224B角接触球轴承,在轴承箱止推端和移动端各使用2盘7224B角接触球轴承,成对面对面安装。查轴承手册7224B角接触球轴承基本参数见表1,角接触球轴承受力分析见图5。

结合表1数据和图5的受力分析,取基本额定动载荷C进行轴承允许最小负荷计算。由轴承手册可知,为使轴承获得良好运行,滚动轴承必须承受一定的最小负荷,球轴承最小允许负荷为0.01C,即:

Ca最小=0.01Csin40°=1.06 kN>0.86 kN(单个承载);Ca最小=0.01Ccos40°=2.06kN<24.7 kN(组合承载)。

7224B角接触球轴承成对使用时轴向最小允许负荷为1.06 k N,而该风机止推端实际轴向最大负荷仅为0.86 k N,载荷过小,移动端仅为纯径向载荷,因此使滚动体与滚道之间产生滑动摩擦,造成擦伤,进而引起风机的振动和轴向窜动。

1.2.3轴承允许转速计算

BL-701风机的轴承润滑采用油浴润滑,润滑油为N46机械油,以风机运转允许的最高温度70℃为条件进行验算。允许转速与润滑油粘度系数fv和角接触球轴承调整系数fp的关系式为nperm=nrfvfp,式中nperm是轴承允许转速,r/min;nr是轴承极限转速,3700 r/min;fv是润滑油粘度系数;fp是角接触球轴承调整系数。

对于7224B角接触球轴承,依据当量动载荷计算公式P=XFr/2+YFa/2(单列成对使用)。由轴承手册查得X=1,Y=0.55,则P=19.2 kN;由P/C=0.12查轴承手册得fv=0.88,fp=0.81,则nperm=2637 r/min<2950 r/min。

因此,7224B角接触球轴承成对使用时,在正常运转条件下所允许的最高转速为2637 r/min,这个值小于风机运行时的转速2950 r/min,所以设备运行时间不长。经过对轴承允许最小负荷和允许转速验算,结论为7224B轴承不适用于该工况条件下的使用,因此出现前文所述的4种故障现象。

2轴承的选用与校核

2.1轴承的选用

由BL-701风机的转子受力分析可知,该风机要求轴承在承受径向载荷的同时,还要承受不大的轴向载荷,考虑到主轴在工作状态下随温度的升高发生一定的热膨胀,为防止轴向窜动及轴受热膨胀后不致将轴承卡死,采用一端止推固定即止推端用角接触球轴承支承定位,另一端作为移动端使用深沟球轴承支承。

根据计算结果,风机运行产生的轴向载荷为0.86 k N,径向载荷为38 k N,所以要求轴承必须能承受较大的径向载荷。综合分析,初选止推端为接触角25°的7224AC角接触球轴承。由于风机运行时移动端轴承只承受径向载荷,因此,移动端选用6224深沟球轴承。

2.2轴承的使用校核

从轴承手册查得7224AC和6224球轴承的相关数据见表2。

(1)计算7224AC角接触球轴承的载荷能力。取安全系数fs=1.8,Fa=Csin25°/fs=44.1 kN>0.86 kN;Fr=Ccos25°/fs=95.55 kN>38 kN。计算结果验证7224AC角接触球轴承在风机运转时所承受的轴向载荷与径向载荷均能满足使用条件。

(2)计算7224AC角接触球轴承的允许转速nperm=nrfvfp。式中nr是轴承极限转速,4300 r/min;对于7224AC角接触球轴承,依据当量动载荷计算公式P=XFr/2+YFa/2(单列成对使用),由轴承手册查得X=1,Y=0.92,则P=19.4 kN;由P/C=0.10查轴承手册得fv=0.85,fp=0.83,则nperm=3107 r/min>2950 r/min。

(3)计算校验7224AC角接触球轴承允许最小负荷。Ca最小=0.01Ccos25°=0.79 kN<0.86 kN(单个承载);Ca最小=0.01Ccos25°=2.97 kN<24.7 kN(组合承载)。

校验结果7224AC轴承的轴向和径向最小允许负荷均低于风机实际负荷,满足轴承的运转条件。7224AC角接触球轴承成对使用时,正常运转条件下所允许的最高转速为3107 r/min,这个值大于风机运行时的转速2950 r/min,同时又小于面对面安装时的极限转速3400 r/min。且轴承的轴向和径向最小允许负荷均低于风机实际最小负荷,满足轴承的运转条件。7224AC角接触球轴承适用于该工况条件下的运行。

(4)计算校验6224深沟球轴承的载荷及允许最小负荷和允许转速。取安全系数fs=1.8,纯径向负荷时P=C/fs=81.1 k N>38k N,Ca最小=0.01C=1.46 k N<24.7 k N。nperm=nrfvfp=2958 r/min>2950 r/min。

3轴承的安装

3.1止推端轴承的安装

(1)安装前先对7224AC轴承角接触球和6224轴承进行检查确认完好。

(2)将轴清理干净,安装轴承等位置上机床处理,粗糙度Ra<1.6,圆度0.02 mm。根据轴承的装配过盈量,计算出轴承加热温度为105℃,用轴承加热器加热到环境温度105℃,先安装止推端内侧轴承,快速将其安装到位,并使轴承内圈端面与轴肩贴紧,安装间隔套;安装止推端外侧轴承,安装轴承锁母,使轴承内圈端面与间隔套紧贴。轴承安装时应注意其面对面方向,并防止轴承外圈分离钢球脱落。

(3)安装轴承座。将轴承座从轴的另一端安装到位,使轴承座端面与轴承外圈贴紧,用塞尺检查周向应无间隙。

(4)通过在轴承压盖与轴承座端面加减调整垫的方法,调整轴承座内轴承的间隙为0.15~0.2 mm。

3.2移动端轴承的安装

先将轴承座套装于轴上,按照止推端轴承的安装方法与步骤,安装移动端轴承,调整轴承座内轴承的间隙为0.02~0.05 mm。

4运行效果

按照检修标准要求,调整各装配间隙,联轴器对中后试车,运行良好。设备开车,轴承振动符合要求,温度上升至50℃后不再继续升高。

摘要：分析BL-701离心式鼓风机轴承、叶轮等部位出现故障的原因,通过对鼓风机转子所承受的载荷情况进行力学分析和理论计算,得出原装轴承不能满足该风机的工况条件,轴承选型不准确是造成设备故障、频繁检修的主要原因。根据风机工况参数计算并校验选用满足该工况条件下的7224AC和6224轴承,同时规范设备检修和正确的轴承安装方法。

关键词：风机,轴承,最小负荷,允许转速,安装

参考文献

[1]《机械设计手册》联合编写组.《机械设计手册》[S].北京:化学工业出版社,1979.

[2]高琪妹.机械工程材料[M].北京:化学工业出版社,2004.

[3]濮良贵,纪名刚.机械设计(第八版)[M].北京:高等教育出版社,2006.

[4]陆宁,樊江玲.机械原理[M].北京:清华大学出版社,2012.

[5]张松林.轴承手册[M].北京:中国机械工程协会出版社,2004.

工程机械的轴承安装篇8

1 问题的发现

一天, 泵站2号机组32SLA-10C型水泵下侧轴承体温度迅速升高, 在40min内由45℃升至90℃, 而且还有升高的趋势。对机组停运检查, 将轴承体及其部件拆除后发现, 型号为6328的两部深沟球轴承中一部的保持架已经损坏, 残片被轴承滚珠碾压, 另外, 轴承体外缘一螺栓孔处出现裂缝。

在更换了轴承及轴承体后该机组又投入正常运行, 但仅运行了15天, 又发现与上次同样的问题。更换轴承及润滑油后, 运行18天, 同样的问题又出现了。拆卸检查发现, 仍然是轴承保持架损坏。

2 原因分析

分析认为: (1) 第一次轴承保持架损坏是由于轴承使用时间较长, 正常磨损所致; (2) 第二、三次轴承的保持架损坏情况与第一次不同, 它们使用时间较短, 而且安装前曾对轴承及润滑油进行了严格的检测, 部件质量无问题; (3) 第二次发生轴承保持架损坏时, 同时更换了轴承体, 因为该轴承体是水泵原厂备件, 所以没有考虑它的互换性问题对其进行检测, 怀疑问题可能出现在轴承体上。

对轴承体进行了检测发现:轴承体的轴心线与泵体轴心线的偏心角为1.1°。以此我们判断:这两次轴承保持架意外损坏与轴承体和泵体不同心有关。由于轴承体与泵体属于刚性连接, 没有调节偏心的功能, 其配用的6328型轴承的调节偏心能力在2′～10′, 所以导致轴承在偏心较大的状态下高速转动, 从而将保持架磨碎。

3 解决对策

我们将另外一个原厂轴承体配件进行检测, 发现这个轴承体的轴心线与泵体轴心线的偏心角为1.2°, 在与厂家沟通后得知, 轴承体铸造成毛坯件之后, 要固定到泵体上进行车削, 此时轴承体和泵体上都要有一个定位孔, 用定位销定位后才能进行车削, 这样加工的配件才能与原泵保持同心, 而后加工的配件无法与原泵固定到一起进行车削, 所以二者经常会出现对心不准的问题。

解决轴承体偏心问题最好的办法是重新加工轴承体, 或是将现有轴承体进行再加工, 但重新加工费时费力, 而且无法保证重新加工的轴承体不存在偏心问题。对现有的轴承体进行再加工, 必须要以现有水泵为基准, 但所使用的大型泵根本无法运到加工车间, 而且费用也很大。

通过查阅相关的资料、手册, 我们了解到, 原使用的轴承为深沟球轴承6328型, 可以调心2′～10′, 如果我们选用调心滚子轴承22328型, 其调心性能为1°～2.5°, 在调心方面正好达到要求。接下来就是安装尺寸的比较 (见表1) 。两种轴承的内径、外径必须保持一致, 但在高度上22328型比6328型高40mm, 因为原轴承体内共需要两个6328型轴承, 所以轴承体内的允许高度为126mm, 如果将轴承更换为22328型, 这就意味着只能安装一个轴承, 而且剩余的空间较大, 不利于轴承的固定。经过认真的分析、计算, 我们认为, 该泵为立式泵, 起承载重力作用的推力轴承安装在水泵的上侧, 而下侧两个轴承只是起到承载径向力的作用, 如果改用一个轴承没有问题, 而剩余空间的问题也可以在轴承的下端特制一个23mm的轴承套, 起固定作用, 防止轴承窜动。

4 改造后实际效果

按上述思路, 改造后机组正常运行。

滚动轴承安装游隙计算和分析篇9

滚动轴承的游隙, 是轴承的关键指标之一。游隙的大小直接影响轴承的性能, 如影响基本额定动载荷乃至寿命、影响轴的振动或者轴承的异音等。初始游隙是根据要求选配, 可通过计算, 也可通过测量, 一般都能够精确地控制和选择。轴承安装游隙计算起来较为复杂, 安装游隙的影响因素较多, 如公差过盈量大小、配合面粗糙度等。其中公差过盈量大小是影响安装游隙的主要因素。轴承通常采用内圈或外圈过盈安装, 但过盈量会引起内外胀缩, 造成游隙的变化, 能准确地计算安装游隙的大小是非常必要的。

1 安装游隙的一般表达式

轴承安装于轴和轴承座后, 由于配合造成内、外圈胀缩导致的游隙减少, 在忽略轴的重量, 配合面粗糙度等因素导致的轴承弹性变形。可得出安装游隙Δf=Δ0-δf。式中:Δf为轴承的安装游隙;Δ0为轴承的初始游隙;δf为公差配合造成的游隙减少量。

2 轴承配合引起的轴承内外圈直径变化的计算

1) 内圈滚道直径膨胀量的计算ΔDi:

式中:Δd为有效过盈量;k为内圈内径与滚道直径之比k=d/Di;d为内圈内径 (轴径) ;Di为内圈滚道直径;k0为空心轴内外径之比, k0=d0/d;d0为空心轴内径。

2) 外圈滚道直径收缩量的计算ΔDe:

式中:△D为有效过盈量;h为外圈滚道直径与外径之比, h=De/D, D为轴承外径 (轴承座内径) , De为外圈滚道直径;h0为轴承座内外径之比, h0=D/D0, D0为轴承座外径。

图1、图2分别是与式 (1) 、式 (2) 对应的实用化图线, 纵坐标是内外圈滚道直径膨胀量 (收缩量) 与过盈量的比率, 横坐标转轴 (轴承座) 的内外径比值。

3 安装游隙计算

假设轴径、轴承内径及游隙均为正态分布, 不良率为0.3%, 配合后的安装游隙的平均值m△f及标准偏差δ△f, 则安装游隙有99.7%的概率内分布在m△f±3δ△f范围内。

式中:λi为过盈量引起的内圈滚道直径膨胀率;λI为过盈量引起的外圈滚道直径收缩率;ms为转轴直径的平均值;MS为轴承座内径的平均值;mi为轴承内径的平均值;Me为轴承外径直径的平均值;m△0为初始径向游隙。

式中:δs为轴径的标准偏差;δs为轴承座内径的标准偏差;δi为轴承内径的标准偏差;δI为轴承外径的标准偏差;δf为内圈配合过盈量的标准偏差;δF为外圈配合过盈量的标准偏差;δ△0为初始径向游隙的标准偏差。

4 一种轴承安装游隙计算

对NH318轴承进行安装游隙计算, 轴承初始游隙0.105~0.140, 其中配件公差带如表1所示。

与不考虑公差分布情况计算比较:由△f=△0-δf, 其中过盈量减少量在公差取为极差时计算, 有效过盈量系数为2/3。可得出游隙范围为0.045~0.14, 范围区间大小为0.095。考虑公差带分布时, 游隙范围为不考虑公差分布时的80%。可以较大程度精确计算安装游隙大小。表2为电机安装完成后, 实际测量游隙值大小。

5 结论

假定配件的尺寸按正态分布时, 以99.7%的合格品计算, 考虑配件公差带分布的情况, 可以精确计算游隙大小值, 计算的精确程度提高20%。轴承游隙符合要求是保证电机轴承运行可靠的必要条件, 提高轴承游隙计算范围的精度, 可进一步判断电机轴承安装是否符合要求, 为电机轴承安装提供更有效的指导。

摘要：介绍了轴承配合公差带对安装游隙的影响, 通过对轴承初始游隙、安装游隙的分析, 得出安装游隙计算方法, 精确地计算出安装游隙。

大型风电用BT轴承安装工艺优化篇10

关键词：风力发电机,轴承安装,质量,效率

1 现状

随着我国风电市场的进一步扩大, 风电的应用快速成熟, 进一步加快了风电设备制造业的发展, 由此带来的风电设备的质量控制水平已经成为风电发展中的主要关注点。在直驱永磁风力发电机的制造中, 轴承的安装质量直接影响着轴承的寿命, 从而决定着整台发电机的运行寿命。

目前, 金风科技永磁直驱风力发电机采用外转子、双轴承结构。其中轴系部分的动定轴材料为QT400, 所用轴承直径尺寸大, 轴系的装配一直属于质量控制的关键点, 尤其是前端BT轴承采用冷冻法进行装配。采用的具体工艺是:1) 将BT轴承上、下外圈冷冻至-45℃, 转动轴 (铸件) 为室温状态下, 安装冷冻后的下外圈, 之后涂定量的油脂;2) 室温下使用专用的吊具安装BT轴承内圈, 加注定量的油脂;3) 再安装冷冻后的上外圈;4) 按工艺要求安装配作的轴承固定圈;5) 对转动轴整体加热至80℃并保温2 h进行装配。如图1所示。

2 存在的问题

采用上述工艺安装轴承时, 在安装过程中由于轴承上、下外圈冷冻后温度约为-45℃, 与室温温差过大, 在安装并恢复至室温的过程中经常出现冷凝水, 部分冷凝水会积聚在轴承与动轴之间, 加注油脂时表面还存在一层冻霜, 使用一般的方法无法彻底清除冻霜, 油脂会将冷凝水封存在轴承本体上, 时间长了容易造成轴承生锈, 从而极大地影响轴承寿命, 并由此直接地影响发电机整机的寿命。

3 工艺优化方案

结合轴系整体装配工艺, 考虑采用加热装配的方法进行轴承的装配。首先对转动轴进行加热, 使其达到额定的膨胀量, 轴承上下外圈和内圈在室温状态下进行装配完成轴承装配后再对动轴整体加热保温, 之后进行轴系整体装配。

原工艺流程:轴承外圈冷冻至-45℃→安装下外圈→常温安装内圈→安装上外圈→安装轴承端盖→动轴整体加热80℃保温2 h套装。

新工艺流程:转动轴加热至75℃→常温安装下外圈→安装内圈→安装上外圈→安装轴承端盖→动轴整体加热至温差要求值装配。

在设定好工艺流程后, 需根据转动轴和轴承的设计尺寸以及过盈量的尺寸计算BT轴承安装中的温度要求值。计算如下:

3.1 理论计算

首先对转动轴额定膨胀量需要的加热温度进行计算:

式中:T为加热或冷却温度℃;δ为实际配合过盈量, mm一般取δ=0.1~0.225mm;Δ为最小装配间隙, mm, 一般取Δ=0.001~0.002 mm;d为配合直径, d=655 mm;T0为装配环境温度, ℃;k为温度系数, k×10-6为材料线膨胀系数, 1/℃。

取δ=0.1~0.225 mm, 则T-T0= (δ+Δ) / (k×10-6×d) = (δ+0.001) / (11.2×10-6) ×655≈13.88~30.81℃。

据上可知, 加热温度与环境温度差达到30℃左右, 足以保证轴承外圈的装配。

3.2 实验情况

根据上述理论计算, 我们做了如下现场实验:抽取10台发电机生产中的轴系装配过程, 对环境温度进行测定确认, 使用动轴加热专用工装 (如图2) 将转动轴的温度加热至高于环境温度30℃以上, 确认轴承是否可以顺利安装到位。