轴承密封（精选七篇）
轴承密封 篇1
密封型关节轴承主要用于工况较为恶劣的工程机械、农业机械和重型机械中,GE…ES-2RS即是其中一类。因此,其密封结构应具备以下特点:良好的密封性能、耐高温性能和耐腐蚀性能、合适的硬度、不易脱落等。
某公司生产的GE…ES-2RS系列向心关节轴承,密封圈材料为尼龙1010,密封圈结构如图1所示,安装示意如图2所示。
但是经过一年多的试制、定型和销售后,陆续发现存在以下问题:(1)轴承在使用过程中,密封圈容易脱落,导致密封失效;(2)成品轴承在库存一段时间后,部分密封圈会出现松动、自然脱落的现象。
2 原因分析
(1)使用过程中脱落的原因
由于密封圈与外圈的密封槽结构设计不合理,很难依靠合适的过盈量将密封圈固定在密封槽内,即使能固定,也由于密封圈材料尼龙1010的硬度较高,工作时内圈相对外圈的摆动和转动,密封圈受力不均匀而一端翘起、松动,致使脱落。
(2)库存状态下松动、自然脱落的原因
由于尼龙1010吸水率较高,可达0.39%[1],实际上,不同厂家的产品吸水率有较大差异,因此制品容易受潮,在一定程度上影响产品的尺寸稳定性。我们做过一项简单试验,将密封圈置于干燥箱内,60℃下保温40min后,其内、外径尺寸变化率在2%左右。因此,密封圈在库存状态下因气候因素导致水分蒸发,引起尺寸变化,产生松动、自然脱落。
3 改进方案
(1)将密封圈改为如图3所示结构,安装示意图如图4 所示,密封圈材料改为聚四氟乙烯。
在此结构中,密封圈依靠止口的锁量δm定位在密封槽止口,同时,适当选择密封圈内径尺寸尺寸dm,使其依靠合适的过盈量与内圈球面紧密接触,考虑到轴承径向游隙的影响,密封圈的止口直径Dz和内径dm可分别按下式计算:Dz=D3+δm
式中:Dz-密封圈止口直径;D3-外圈密封槽止口直径;δm-密封圈止口锁量;dm-密封圈内径;D1-内(外)圈球面直径;C-外圈宽度;Hm-密封圈总宽;H1-密封槽宽度;Emax-最大径向游隙。
从密封结构可以看出,这种结构的密封圈与密封槽接触面积大,工作时受力均匀,不易松动脱落,改进有一定的效果,但是也存在一些缺陷:聚四氟乙烯材料的刚性差,所以制成品的回弹性不好,制造、储存和安装过程中容易发生不可回复的变形而导致不能利用,造成废品率较高;并且由于聚四氟乙烯的冷流性大,加工工艺较复杂,因此密封圈的止口尺寸精度不易控制,影响密封效果。因此,仍需进一步改进。
(2)密封槽结构同上,密封圈结构改为如图5所示,材料为丁腈橡胶。丁腈橡胶耐热性好,气密性、耐磨及耐水性等均较好,强力及弹性较低[1]。因此为了增强密封圈的刚性和强度,减少不可回复的变形,密封圈内加钢骨架。
密封圈止口尺寸和内径尺寸按式(1)计算。由于丁腈橡胶材料加工工艺性好,制品尺寸精度易保障,因此装配利用率高。经过统计,这种密封圈综合成本比聚四氟乙烯密封圈低1/3左右。
4 结论
通过一系列的设计改进,最后定型的产品性能稳定,密封效果好,能满足关节轴承的密封性能要求,并且再也没有发生过密封圈松动、脱落现象。
摘要：通过对关节轴承密封圈结构、材质性能及密封槽结构的分析,提出了一种新型的密封槽和密封圈结构,经实验和实际使用验证,改进后的密封装置密封性能良好,不易产生压装不到位、脱落及变形等缺陷。
关键词：关节轴承,密封圈,密封槽,设计改进
参考文献
改善破碎机轴承润滑与密封 篇2
一、轴承润滑与密封
破碎机轴承润滑采用高温润滑脂, 依靠人工使用油枪补油, 油通过整体式轴承支座上的斜孔和轴承外圈上的润滑油槽进入储油腔 (图1) 。轴承使用两道密封, 第一道为非接触式密封, 通过轴承两侧压盖上沟槽式间隙充填润滑脂来密封, 依靠人工使用黄油枪经直通式压注油嘴补油, 防止外界杂质侵入;第二道为接触式密封, 采用单毡圈式毛毡填料, 安装于轴承两侧压盖中的沟槽内, 达到进一步密封的目的。
二、存在的不足和影响
要粉碎的物料依靠旋转滚筒上的冲击杆截获, 以很大的能量将物料打击在三段冲击装置的冲击板上, 然后由冲击表面再次落入滚筒的冲击范围内重复进行破碎作业, 直到物料可完全通过排料口为止。在破碎过程中, 冲击力与旋转滚子的离心力都会传送到轴承支撑组件, 导致轴承内部元件发生强烈摩擦及碰撞, 对轴承的润滑和密封形成影响。
(1) 人工补油量随意性大, 润滑效果不稳定, 容易导致轴承润滑不足, 工作温度过高, 轴承内部各元件磨损。
(2) 轴承座两侧压盖存在注油死区, 密封防尘和冷却效果降低。润滑油脂容易发生汽化, 密封作用下降, 直接影响轴承的使用寿命。
(3) 轴承类型要求特殊, 必须使用外圈带有润滑油槽和润滑油孔的轴承, 且要求轴承内圈不带挡边以减少摩擦力, 要求润滑油脂耐高温。
三、改进措施及效果
根据轴承转速550r/min, 内径110mm, 轴承DN值为60500, 参考手册的建议选择可用的润滑脂牌号。
1. 改进 (图2)
(1) 保持轴承的整体式支架, 重新设计及加工制作轴承两侧的压盖, 改变润滑油调节补充的途径。
(2) 从提高轴承密封和保持润滑清洁的效果考虑, 改变轴承两端压盖内的密封方式, 内压盖使用填充密封条加台阶式的接触式密封, 外压盖只采用单毡圈式毛毡填料。
(3) 将外压盖上的加油孔路, 在垂直拐弯位置钻孔打通并攻丝, 形成一个螺纹式密封的排气口, 不排气时用螺栓封堵, 而整体式轴承支架上的原有加油嘴, 改为测量温度用的仪表安装孔。
(4) 根据手册选择气动注油器及分配器, 原则是能够满足润滑油脂输送速度和填充剂量消耗的要求。
2. 改进效果
改进后的压力集中润滑装置使用压缩空气为动力源, 气源的供给既可采用手动阀控, 也可采用电动阀控, 视生产实际情况选择。如果压缩空气取用存在困难, 可换用电动式注油器, 但相对压缩空气, 动力能耗成本会加大。
应用气动集中供油压力润滑代替人工手动补油润滑, 给油充足且润滑稳定, 轴承的润滑质量提高。由于气动集中供油给油量大, 生产中要注意及时补油以保持油位, 做到既要良好润滑, 也要防止积存和跑冒油而造成浪费。
摘要：PEH100/105冲击式破碎机, 轴承润滑与密封存在不足, 实施相关改进。
带式输送机滚筒轴承密封及润滑 篇3
带式输送机滚筒轴承的结构形式分内置式和外置式2种。内置式滚筒轴承安装在滚筒体内, 一般用于非驱动滚筒。安装在筒体内的轴承座采用紧配合, 轴承外圈转动, 滚筒轴固定在结构体上, 轴承采用组合形式, 主要有2种形式:球面滚子轴承+球面滚子轴承 (图1a) , 这种内置滚筒轴承可以设计成固定装配、非固定装配和半固定装配形式, 轴承内圈和滚筒轴间存在轴向位移。球面滚子轴承+紧凑型调心滚子轴承 (图1b) , 2个轴承的内外圈皆轴向固定安装, 仅在加工精度高的环形CARB轴承内存在轴向位移。
这2种滚筒轴承组合用于存在角偏移的重载工况。轴承因外圈转动会产生偏转角, 轴承的许用偏转角限定为0.2°。
外置式滚筒轴承特别适用于带式输送机驱动滚筒, 轴承内圈紧固在滚筒轴上, 外圈安装在轴承座内, 为松配合。外置式滚筒轴承也有2种形式:球面滚子轴承+球面滚子轴承 (图2a) , 这是最常用的外置滚筒轴承形式, 为非固定安装, 轴承外圈可随滚筒轴长度的改变 (温度的改变使滚筒轴的长度发生变化) 而轴向运动。轴承偏转角取决于轴承的规格型号, 许用偏转角为1.5～3.5°。当取最大许用偏转角时, 须根据工况要求设计相应的轴承座及密封结构。球面滚子轴承+环形CARB轴承 (图2b) , 轴承座固定安装在滚筒轴上, 仅在加工精度高的环形CARB轴承内存在轴向位移, 轴承的许用偏转角为0.5°。
二、轴承座选用
外置式滚筒轴承通常采用剖分式轴承座 (图3) 。剖分式轴承座易于安装, 相对于整体式轴承座, 其价格较低。值得注意的是, 剖分式轴承座载荷直接作用在底座上, 若载荷作用方向不是指向底座, 则作用载荷的大小不得超过轴承座在该方向的许用载荷。图3a为SNL系列标准轴承座, 适合轴径20～500mm的滚筒轴承。图3b为SBD系列整体式轴承座, 主要用于载荷为非持续作用在轴承底座方向的工况。图3c为THD系列张紧轴承座, 是专门针对张紧滚筒设计的整体式轴承座, 可承受较大的径向载荷。
三、滚筒轴承润滑
统计数据显示 (图4) , 50%以上的轴承故障是润滑不当造成的, 因此在滚筒轴承设计的初期, 应对轴承润滑给予高度重视。滚筒轴承一般采用脂润滑而非油润滑, 选择润滑脂的步骤:
(1) 确定润滑脂的稠度等级。根据标准DIN 51818—1981, 润滑脂按照NLGI标准分成不同的黏度等级, NLGI级别越高, 润滑脂越稠。滚动轴承润滑脂稠度级别为NLGI 1-3级。
(2) 选择添加剂。根据对输送机功能和工况的要求选择合适的润滑脂添加剂。常用的添加剂有极压抗磨剂、防腐蚀剂、固体润滑剂及专用添加剂。
(3) 确定基础油的黏度。基础油的黏度决定了基础油的流动性, 基础油的黏度越高, 基础油就越厚稠。为了形成弹性流体动力润滑膜, 使轴承金属件 (如轴承内外圈、滚动体) 相互分开, 须针对具体工况选择适当黏度的基础油。所确定的基础油的黏度应与选用的润滑脂的黏度相匹配。
选择合适的润滑脂可以提高轴承使用寿命, 同时定期补充润滑脂对防止灰尘进入轴承, 确保轴承正常工作, 延长轴承的使用寿命起着十分重要的作用。
四、滚筒轴承密封结构
恶劣的工作环境要求轴承具有高效耐用的密封结构, 内置式滚筒轴承的密封通常是根据对结构、材料及固定方式的要求而专门设计制造的, 因此, 重点探讨外置式滚筒轴承的密封结构 (图5) , 对于低转速作业工况, 轴承安装时, 轴承及轴承座内可以加满润滑脂, 润滑脂在其中相当于附加密封结构。图5a为迷宫式密封 (剖分式轴承座) , 图5b为Taconite密封 (剖分式轴承座) , 图5c也是迷宫式密封 (整体式轴承座) , 图5d是Taconite密封 (整体式轴承座) 。滚筒轴承密封结构的选择可考虑3个方面。
(1) SNL系列剖分式轴承座和SBD及THD系列整体式轴承座采用迷宫式密封。轴承安装时, 加满润滑脂, 并可通过迷宫圈定期或持续注入润滑脂, 以有效防止灰尘进入轴承。
(2) 有些作业环境对密封结构的要求非常高, 在这种情况下, 可以采用结合了迷宫式密封和接触密封的Taconite密封。轴承安装时, 迷宫圈内加满润滑脂, 并定期补充润滑脂, 使部分润滑脂从轴承内溢出, 从而防止灰尘进入轴承。依据经验、密封结构和污染程度来确定注油口的数目和位置, 可人工润滑, 也可采用自动化集中润滑系统。
(3) 采用密封球面滚子轴承, 特别是对于较大直径的轴承 (轴承内径可高达400mm) 。这种轴承配备有内置接触密封, 通过轴承外圈上的环形槽补充润滑脂, 多出的润滑脂通过环形槽溢出。图6为一种高效复合型密封结构, 由于中间的接触密封将轴承内的润滑脂与轴承座内的润滑脂隔开, 因此, 轴承座内的润滑脂可以采用自降解润滑脂, 这样既减少恶劣环境对轴承运转的影响, 又可降低使用后的润滑脂的处置费用。可以看出, 根据工作环境的污染程度选择使用密封球面滚子轴承, 可大大降低轴承的维护成本, 简化轴承座密封结构, 使向轴承座内补注润滑脂的次数最少。
五、结束语
带式输送机广泛用于港口大宗散料的装卸, 轴承是带式输送机上应用较多且非常重要的部件。研究带式输送机滚筒轴承的结构、轴承座形式、润滑脂选用及合理密封结构, 对带式输送机滚筒轴承的设计选用有参考价值。
摘要：带式输送机驱动滚筒、回程滚筒、改向滚筒及张紧滚筒的结构形式、润滑及密封。
轴承密封 篇4
RM立式磨是结合我国水泥工业等特点而设计的一种新型的粉磨设备, 它既具有LM立式磨可将磨辊翻出机外检修的优点, 又具有MPS立式磨辊套可翻面使用、寿命长的特点。RM立式磨采用液压加压装备, 其粉磨压力和产品产量稳定;效率高, 比球磨机节电15%~30%, 可同时烘干粉磨水份高达10%的物料;产品细度可调、粒度分布均匀;工艺流程简单、占地面积小、噪音低、扬尘小、操作维护简单等优点。RM12立式磨的技术性能如下:磨盘中径准1250mm;磨辊直径准1000mm;2个磨辊, 磨盘转速50.53r/min。
但是在冶金企业用于研磨白煤 (粒度要求在200目以上) 的RM12立式磨通常只能用到两个月左右其磨辊的轴承就坏掉了。一个磨辊2个轴承 (型号为3644) , 1个轴承价格1万元左右, 更换一次需要耗工时得4h以上, 严重影响了生产, 造成了不少的经济损失。轴承易坏的主要原因有以下几点: (1) 轴承的润滑脂不充足。 (2) 有粉末进入, 形成研磨。 (3) 工作环境温度高, 达到了300℃左右。因此我们对RM立式磨轴承的润滑和密封作了一系列的更改来提高轴承的使用寿命。
2 轴承润滑和密封的改进
更改前的密封结构和润滑方式如图1所示。
从图1中可以看出:磨辊轴承润滑无专门的外置注油润滑装置, 润滑油只有原始装配时一次性加足的润滑油。密封靠油浸盘根、压环、密封环等进行密封, 且易进粉末。
更改后的密封结构和润滑方式如图2所示。
比较更改前, 我们取消了油浸盘根、压环、密封环, 使之变得简洁, 改变透盖的结构, 使之沿轴外延一直到机外, 避免了粉末的进入。对于润滑, 我们把轴中间改为一通孔, 然后在轴的外端接一手动油泵注油孔A。使新注入的润滑油沿图中接头方向所示, 沿A→B的顺序经轴承后通过透盖内孔和轴之间的间隙排到机外, 使润滑脂得到流通。置换出里面的废旧润滑油, 从而也把从透盖与轴之间的间隙进入的少量煤粉排出。保证轴承得到充分的润滑和避免煤粉的进入形成研磨, 从而达到提高轴承使用寿命的目的。
3 结语
通过生产证明, 更改后轴承的寿命得到很大提高, 由原来的两个月左右提搞到了两年左右。
摘要：RM立式磨研磨白煤时, 由于轴承润滑脂不充足和粉末进入, 磨辊轴承寿命只有两个月。为此对RM立式磨轴承的润滑结构和密封结构作了改进, 介绍了新结构的工作原理, 可将轴承寿命提高至2年。
轴承密封 篇5
水轮发电机转轴为刚性转动部件, 支撑刚度是影响轴系特性的重要因素。在实际运行中, 轴承油膜随轴旋转产生的油膜承载力, 体现出刚度和阻尼特性, 而且密封处的水体对转子的稳定均有一定的影响。在一般计算机组轴系特性时, 对于轴承刚度采用经验算法或者是试取的方法, 或者在只添加轴承刚度的条件下进行计算, 未完全考虑转轮密封处水体的影响。白冰, 张立翔通过对轴承刚度进行试取的方式得到轴系的自振特性[5];朱毅等作者在研究分析轴系的横向振动特性时, 在考虑轴承刚度的条件下, 没有将阻尼考虑在内[6];张鹏, 周碧英等作者在轴承刚度阻尼为一维系数下算得轴系振动稳定性[7];王正伟, 喻疆等作者在计算转子动力学分析时, 在考虑轴承刚度阻尼条件下, 未将密封考虑在内[8];王湘, 谢红梅等作者在未考虑密封的作用下对机组轴系仿真及动态特性进行分析[9]。密封处水流的作用及轴承的刚度阻尼对轴系的振动、稳定性均有着不同的影响, 本文基于此, 采用ARMD (Advanced Rotating Machinery Dynamics) 软件分析计算轴承油膜, 得到更加准确合理的轴承刚度和阻尼值, 同时将密封处的作用处理等效为轴承刚度和阻尼。在充分考虑轴承刚度阻尼和密封的作用对机组的轴系特性进行分析研究, 得到更为准确的轴系特性值。文中以某电站为例进行了计算分析。
1 水轮发电机组模型的建立
1.1 转子系统运动方程
水轮发电机组转子系统, 可通过质量集总简化为多圆盘转子模型, 由多个圆盘组成转子系统。具有刚性支承的多圆盘转子, 采用柔度影响系数法建立系统运动方程[10]:
式中:[a1]为柔度矩阵。
对于刚性支承的转子, 引入刚度矩阵[K], [a1]-1=[K], 式 (1) 可写成:
令P (t) =0, 即对式齐次方程特征值求解, 便可得到自转角速度为Ω时, 系统的自然频率、轴系的涡动速度, 且一般不等于Ω, 而当Ω=w时, w便是轴系的临界转速。对于水轮机组, 为了保证机组的正常安全运行, 一般要求计算得到的一阶临界转速大于1.4倍的飞逸转速。
1.2 ARMD中模型的建立
本次计算的水轮发电机组为立式机组, 转动部分有转轮, 水导轴承, 上、下导轴承和发电机转子五部分, 其中三维图形如图1所示。经过质量集总, 发电机转子和水轮机转轮简化为圆盘质量, 三个轴承分别在几何位置节点处加轴承单元。在ARMD软件中的Rotor Dynamic模块和Torsional Vibration模块进行一系列有限单位元的建模, 模型如图2所示。整个转子模型受到两个不平衡力的影响:位于发电机部位, 由定子与转子之间间隙的不均匀而产生的不平衡磁拉力;位于水轮机转轮部位, 由转轮与固定部件不同心或安装上的误差以及尾水管中水体对水轮机流场的影响而产生的水力不平衡力。
2 轴承及密封刚度
2.1 轴承建模及动力特性分析
水轮机导轴承主要承受机组转动部分的径向不平衡力。对于一般立式水轮机, 除了包括上、下导轴承, 水导轴承外还包括推力轴承。由于推力轴承对轴系横振影响较小, 因此建模中不予考虑[8]。
导轴承的动力特性系数由油膜的动力特性系数和支承结构的动力特性系数串联组成, 包含4个刚度系数和4个阻尼系数。此处只考虑了轴承油膜的动力特性, 未将支撑结构的考虑在内。当前一般是通过给定工况, 轴承机构和参数、润滑特性等条件, 通过求解雷诺方程, 确定系统静平衡位置时的油膜压力场。当轴心在静平衡位置附近做微幅振动时, 油膜力与其静平衡位移的关系式为 (油膜力的动态增量由线性关系式表达) [11]:
式中:C为阻尼矩阵, 有横向阻尼Cxx、垂直阻尼Cyy、交叉阻尼Cxy和Cyx;K为刚度矩阵, 有横向刚度Kxx、垂直刚度Kyy、交叉刚度Kxy和Kyx;Rx、Ry为油膜力的水平、垂直分量;Rx0、Ry0为油膜力的静态水平分量, 静态垂直分量;x、y为轴颈涡动位移的水平和垂直分量;为轴颈涡动速度的水平和垂直分量。
利用ARMD软件中的Tilting Pad和Journal模块分别对上、下导轴承和水导轴承建模。上导轴承直径D=700mm, 长度L=180 mm, 间隙C=0.11 mm, 8块轴瓦;下导轴承直径D=900mm, 长度L=175mm, 间隙C=0.11mm, 8块轴瓦;水导轴承直径D=700mm, 长度L=180mm, 4块轴瓦。在充分考虑轴承内润滑油动力特性、温度场以及机组运行时轴承所承受的载荷条件下, 得到额定转速和飞逸转速下的轴承内油膜压力场的分部和各轴承的刚度和阻尼。图3和图4分别为额定转速和飞逸转速下各轴承的油膜压力场分布。表1为额定转速和飞逸转速下的各轴承刚度和阻尼。
通过分析轴承油膜呈现的压力分布, 可以得到以下的结论: (1) 轴颈旋转时, 润滑油在轴与轴瓦之间的间隙形成流体动压效应, 在承载区内的油层中产生压力, 当压力的大小能平衡外载荷时, 轴与轴瓦之间形成稳定的油膜, 轴相对于轴瓦的中心处于偏心位置, 产生了不同的油膜厚度, 在油膜厚度最小处产生的压力最大。 (2) 理论上只要将轴承单位宽度上的油膜承载力乘以轴承宽度就可得到油膜轴向承载能力, 但在实际运行过程中, 由于油可能从轴承两端泄漏出来, 考虑这一影响时, 压力 (无量纲) 沿轴承宽度的变化呈抛物线分布。 (3) 一般随着轴颈转速逐渐地升高, 油膜黏性变大, 在承受载荷变化不大的情况下, 油膜厚度变大, 轴承偏心率减小, 油膜承载区的压力也逐渐减小。 (4) 油膜承载区的作用范围不随轴颈转速的增加而改变及油膜最大压力的位置也不随转速的增加而改变。
2.2 密封处的等效刚度
水轮机转轮上冠与下环密封处密封中的流体对于转子的作用力, 会使转子失稳, 在稳定性分析中需加以考虑[7]。目前分析转轮-密封系统主要采用的是8参数模型和Muszynska模型。在计算中转轮中心平衡位置处的扰动考虑为是小扰动, 密封力呈现线性特性, 采用基于线性化理论的8参数模型进行计算[12]。
式中:a0为动量修正系数, 取1.02~1.05;ρ为液体密度, 1.0×103kg/m3;λ为沿程损失系数, λ=64/Re;ξ为局部损失系数, ξ=0.5;ω为水轮机旋转角速度;c为密封间隙, c=0.75mm;R为密封半径;l为密封长度;v为液体轴向流速。
经计算得到密封处的等效刚度和阻尼分别为表2所示。
3 载荷的计算
在整个转子系统中, 受到的外力有发电机处产生的不平衡磁拉力和转轮处水体随着转轮旋转产生的径向力及顶盖处由于水压产生的水推力等。在计算分析转子的动力学特性时, 主要关注的是径向力, 轴向力对其影响非常小, 可以忽略。在CFD模拟得到转轮处的径向力在额定转速和飞逸转速工况下分别为91.20和94.55kN。不平衡磁拉力可经计算公式[10]得到:
式中:L为转子高度, 此处为1 587mm;D为转子直径, 此处为3 364mm;B为磁通密度, 此处取经验值1.4×104G;β为系数, 一般β=0.2~0.5, 此处取0.3;e为气隙偏差值, e=δ-α;δ为正常间隙, 取为16 mm;α为最小间隙, 取为13 mm。计算得F=73.55kN。
4 计算结果及分析
4.1 弯振分析
大型水轮机组一般是刚性转子, 在实际工程中, 转子一般都与轴承配套使用, 即为弹性支承下的转子系统, 这种在加入轴承刚度和阻尼支承的系统下, 经过计算得到的临界转速将更具有实际工程意义。
将轴承的建模文件调入到Rotor Dynamic模块中, 设置载荷条件, 进行额定转速和飞逸转速工况的弯振模态计算。得到两种转速下的前两阶模态, 对于刚性转子前两阶临界转速对于轴系的稳定影响较大, 图5和图6即为在工作转速下的前两阶弯振振型图。图7和图8为飞逸转速下的前两阶弯振振型图。
从计算结果可以得到机组额定转速工况下轴系弯振的前两阶固有频率分别为:20.66、21.85 Hz, 飞逸转速下的为20.46、22.08Hz, 其转速均大于飞逸转速 (13.7 Hz) 的1.4倍, 符合机组安全运行的要求, 保证了机组在正常运行时不会引起轴系的不稳定及发生共振问题。在一阶临界转动中, 扰动均主要发生在发电机和转轮处, 由于在发电机和转轮处均有不平衡力的影响, 且在Y方向的扰动要比X方向的明显。随着转速的上升, 轴颈的离心力增大, 轴的摆度也随之增大, 上导、下导轴承和水导轴承均较额定转速相比, 在Y方向上有明显的扰动增大。另外由于导轴承的作用, 使轴系在轴承的节点处其扰动最小。
4.2 扭振分析
零阶固有频率 (简称零频) 是指轴系在扭转振动时, 一般在旋转机械的主动力矩与负荷反力矩之间失去平衡, 致使合成扭矩的方向来回变化, 而产生一个较小的固有频率, 水轮机发电机的转速很低, 极易引发零频共振。扭振具有极大的破坏性, 会导致轴上的扭应力发生变化, 增加轴的疲劳损伤, 降低使用寿命, 严重影响机组的安全可靠运行。因此很有必要对水轮机机组进行轴系的扭振分析。图9为机组的扭转振型图形。
从计算结果得到机组的零阶频率为31.3 Hz, 远离机组固有转频和发电机电磁激励频率。保证了机组在正常运行时不会发生扭转振动。由于励磁的作用在发电机上存在较为明显的扭动。
4.3 稳定性分析
转子系统的本身的稳定性或是在受到外界载荷影响恢复到稳定状态的性能, 对于整个轴系的安全运行很重要。而系统的稳定性通常用各阶模态的临界阻尼比和对数衰减率来进行衡量。在上述额定工况和飞逸工况基础上, 分别对多个工况也进行计算得到在额定转速和飞逸转速范围内的轴系临界模态阻尼比和对数衰减率, 进而对轴系的稳定性进行一定的表征。图10为临界模态阻尼比, 图11为对数衰减率。
从图10和图11中可以看到在各工况下得到的临界阻尼比和对数衰减率均大于0, 即整个系统是属于稳定。为保证系统具有足够的稳定性裕度, 要求对数衰减率大于等于0.4, 而大多数转子系统一般在0.1~0.3之间。对于转子系统考虑前三阶振型的是足够的[13]。从图11中可看到前三阶的对数衰减率最小值为0.22, 均大于0, 且具有一定的稳定性裕度。说明整个转子系统在其运行期间是稳定的。
5 结语
(1) 随着转速的上升, 油膜黏性变大, 在承受载荷变化不大的情况下, 油膜厚度变大, 轴承偏心率减小, 承载区的压力降低, 刚度减小, 同时最大压力位置和压力范围均没有发生改变。
(2) 转速从额定转速上升为飞逸转速时, 对应的一阶振型振幅变化较大处是发生在水导轴承处。在额定转速下, 上导轴承对轴系的临界转速影响较大, 在转速为飞逸转速时, 上导轴承和下导轴承均对轴系的临界转速有较大影响。
(3) 从计算结果中可看到机组在额定转速和飞逸转速运行时均不会发生弯振和扭转共振。且一阶临界转速均大于飞逸转速的1.4倍, 可保证机组的安全运行。
(4) 在机组运行的转速范围内, 模态阻尼比和对数衰减率最小值为0.22均大于0, 且具有一定的稳定性裕度。从数值分析上为机组安全运行提供了一定的依据。
参考文献:
摘要：水轮发电机组轴系的转子动力学特性对机组振动特性和稳定性有很大的影响。基于弹性支承的刚性转子模型, 并在充分考虑轴承油膜动力特性和转轮密封处的刚度和阻尼作用下, 模拟在实际运行条件下的上、下导轴承, 水导轴承及考虑转轮密封处的等效刚度和阻尼, 对某高水头混流式机组轴系的弯振、扭振及轴系的稳定性3个方面进行计算分析。计算得到机组在额定转速和飞逸转速运行时的临界转速及对数衰减和临界阻尼比, 客观地反映描述了机组运行过程中的轴系特性。
轴承密封 篇6
1 故障情况
选粉机传动结构见图1。
回转支承轴承内圈与壳体固定, 外圈与旋转轴架连接, 通过变频电动机调速带动选粉机工作。选粉机于2008年5月份投产后, 运行一直比较正常, 在2009年2月及6月的两次大修中检查, 均未发现明显异常。因油池内没有发现铜粉及煤粉, 且运行过程中也无异常, 故没有安排检查回转支承轴承。在同年8月21日停机后, 选粉机不能正常启动, 经人工盘动选粉机联轴器后, 才启动运行。当时即怀疑是轴承出现问题, 但受生产限制, 不能停机处理。运行中壳体晃动比较大, 水平振动在2.6mm/s左右, 只能降低选粉机的转速维持生产。运行到8月24日停机再启动时, 无法正常启动, 人工盘动高速轴联轴器, 非常紧, 拆开检查发现油池内铜粉较多, 捡出部分滚珠和铜棒, 将回转支承轴承解体后发现, 内、外圈滚道磨损非常严重, 最大磨损量单边7mm。由于没有备件, 只好现场将滚道打磨处理, 自制铜棒, 将选粉机电动机启动转矩由150N·m改到200N·m, 将联轴器人工盘动到相对轻松位置, 勉强可以开机使用, 运行10d左右停机后又无法正常启动。至9月12日, 购置的新件到货, 但在更换了新的整套回转支承轴承后 (包含内、外圈、铜棒及滚珠) , 还是无法正常启动。
回转支承轴承内圈与壳体固定, 外圈与旋转轴架连接, 通过变频电动机调速带动选粉机工作。选粉机于2008年5月份投产后, 运行一直比较正常, 在2009年2月及6月的两次大修中检查, 均未发现明显异常。因油池内没有发现铜粉及煤粉, 且运行过程中也无异常, 故没有安排检查回转支承轴承。在同年8月21日停机后, 选粉机不能正常启动, 经人工盘动选粉机联轴器后, 才启动运行。当时即怀疑是轴承出现问题, 但受生产限制, 不能停机处理。运行中壳体晃动比较大, 水平振动在2.6mm/s左右, 只能降低选粉机的转速维持生产。运行到8月24日停机再启动时, 无法正常启动, 人工盘动高速轴联轴器, 非常紧, 拆开检查发现油池内铜粉较多, 捡出部分滚珠和铜棒, 将回转支承轴承解体后发现, 内、外圈滚道磨损非常严重, 最大磨损量单边7mm。由于没有备件, 只好现场将滚道打磨处理, 自制铜棒, 将选粉机电动机启动转矩由150N·m改到200N·m, 将联轴器人工盘动到相对轻松位置, 勉强可以开机使用, 运行10d左右停机后又无法正常启动。至9月12日, 购置的新件到货, 但在更换了新的整套回转支承轴承后 (包含内、外圈、愚, 樊彤涛, 张云霞
2 故障原因分析
1) 回转支承轴承质量不佳导致寿命太短
原回转支承轴承内、外圈滚道磨损严重, 造成选粉机转子运行不平衡, 使得轴承损坏, 又加剧滚道的磨损, 形成恶性循环。兄弟单位相同的轴承, 使用寿命一般在2~3年, 在铜棒更换后运行近三年都没有出现问题, 选粉机水平振动在1.8mm/s左右, 而我公司该轴承使用寿命不到1.5年。
2) 旋转轴架下的密封圈间隙太小, 摩擦高温失效
在8月24日对轴承解体时, 旋转轴架下部的原密封圈是完好的。修复安装完毕人工盘动联轴器时, 有点紧, 当时只是认为因轴承滚道磨损后不水平所致。在9月12日更换新轴承时发现, 密封圈已烧焦变硬, 有断裂, 同样以为是前述原因。因此, 在更换新轴承时, 只是将新密封圈按原形式安装, 但在启动时却出现旋转轴架和其下部的密封圈摩擦过大的现象, 致使无法正常启动。其原因应是旋转轴架与下部密封圈之间的间隙过小, 造成两者之间的摩擦过大。
3 故障处理及效果
1) 对新购置的回转支承轴承内部滚道进行检查, 对滚珠及铜棒尺寸进行检查, 测绘制作备件, 以便于铜棒及滚珠磨损后的更换。
2) 增大旋转轴架与其密封圈间隙。在旋转轴架与轴承外圈连接处增加Φ14mm厚2mm的平垫, 厚度必须保证相同。见图2。水平调整好后, 把螺栓对角拧紧, 边拧边盘动, 直到螺栓全部拧好为止, 螺栓全部拧好后再盘动回转支承轴承就非常轻松。
轴承密封 篇7
目前, 我国能源还主要依赖于煤炭、石油、天然气等传统能源, 但由于传统能源的有限性和对其开发利用引发的环境污染等问题, 因此严重制约了经济和社会的可持续发展。随着人们对绿色环保意识的不断增强, 可再生能源的利用得到了迅猛的发展, 其中太阳能资源是最丰富的可再生能源, 具有独特的发展优势和巨大的开发利用潜力。充分利用太阳能, 对于缓解用电高峰负荷、降低二氧化碳排放量、减少利用传统能源发电对自然环境的影响都会产生十分重要的作用, 并将会产生巨大的经济效益和社会效益。伴随着太阳能光伏发电技术的发展和大规模应用, 与之配套的太阳能组件支架结构技术也得到了不断的发展, 但由于光伏发电技术的新兴性, 相应的太阳能组件支架技术也存在着诸多不成熟和不完善的地方, 在实际的应用中出现了这样和那样的问题。其中斜单轴太阳能跟踪器的转动轴承的密封问题, 就是一个比较典型的问题。
目前对斜单轴太阳能跟踪器的转动轴承密封处理有以下几种: (1) 不作任何密封处理, 采用普通滑动轴承或滚动轴承; (2) 不作任何密封处理, 采用不锈钢滑动轴承或滚动轴承; (3) 采用传统的橡胶圈密封或采用附带密封圈结构的轴承起附带密封作用。
由于采用自动跟踪技术的太阳能光伏电站通常会大面积应用于较偏远的地区, 如:荒漠地区、高寒高海拔地区、风沙雨雪较多的地区或沿海海滩地区, 所以太阳能支架结构的转动部分必然会受到风沙、雨水、冰雪、化学腐蚀等因素影响。这些因素会影响太阳能自动跟踪系统的跟踪精度, 严重时, 可能会破坏跟踪系统的正常运行, 同时也严重影响系统的使用寿命, 阻碍了太阳能光伏系统的低成本化普及和应用。
上述对轴承密封处理的第 (1) 种方式, 其最大的弊端是轴承易锈蚀, 且在高寒和风沙较多的地区易被冰雪和沙尘阻塞, 导致无法正常运转;第 (2) 种方式中, 虽能有效避免锈蚀, 但也无法避免冰雪和沙尘阻塞, 同时不锈钢轴承价格昂贵, 增加了光伏发电系统的成本, 不符合光伏发电系统的低成本化推广道路;第 (3) 种方式中, 由于普通的密封材料寿命有限, 特别在恶劣环境下, 其使用寿命更是难以保证, 因此很难达到光伏系统寿命在20年以上的基本要求。
针对上述问题, 现提出一种结构简单、密封效果好、实现容易、成本低廉的轴承密封保护方法和密封保护装置。
(二) 斜单轴太阳能跟踪器的转动机构与密封
1. 目前已有的几种斜单轴太阳能跟踪器的转动机构及其密封方式
目前的斜单轴太阳能跟踪器的转动机构通常有三轴承结构和双轴承结构, 机构形式如图1和图2。
从结构图中可以看出, 轴承1完全暴露在太阳电池组件外侧, 受自然环境的影响最大;轴承2和轴承3位于太阳电池组件下方, 受雨雪沙尘的直接影响稍小, 但仍不可能避免雨雪沙尘随侧风吹入轴承端面的状况。
轴承的转动轴线与水平面夹角随不同地区的太阳能最佳倾角的不同而不同。以倾角20°为例, 若轴承无密封保护措施, 雨水会沿轴流过轴承, 冰雪沙尘会在轴承一端堆积冻结, 严重时会使转动机构失去转动性能。
通常对斜单轴跟踪器轴承的密封保护措施有:
(1) 添加密封材料密封, 如:橡胶圈密封、毛毡密封、塑料圈密封等。密封形式以接触式橡胶圈密封为主, 如图3所示。
密封圈的截面形状可有多种, 也可对应多种结构形式。虽然在短时期这种添加密封圈的密封方式能起到一定的密封效果, 但在恶劣的外界环境影响下, 橡胶密封圈很容易老化、失去弹性、破裂, 最终失去密封防护性能。若采用特殊的航空密封材料, 则势必大幅度增加成本, 这不符合光伏发电技术的发展方向。
斜单轴太阳能跟踪器在工作时转动速度很慢, 在夜间也会停止工作, 在冬季遇到雨雪天气时, 密封材料很容易和轴冻结在一起, 以致阻碍轴的正常运转。此时若轴被强行扭转, 则橡胶密封圈很容易被外力破坏, 从而失去了密封保护作用。
(2) 用附带密封圈的轴承作为密封保护措施, 其密封形式, 如图4所示。
此种密封结构采用了附带密封圈的标准轴承作为转动密封装置。虽然此种结构简单, 并采用了标准件, 但目前此类标准件原本多应用于机床设备、工业机械设备、流体密封设备、气体密封设备等设备中, 现借用到太阳能光伏系统中, 并不适合。由于光伏系统转动机构的工作速度很慢, 瞬时用肉眼几乎看不到它的转动, 而且此类机构一般多是工作在条件恶劣的外界环境中, 除了遭受风沙冰雪的侵袭外, 还会受到强紫外线的辐射, 因此该种轴承的密封功效会被削弱, 密封材料也会被加速老化。在国内, 太阳能光伏发电技术还是一门全新的技术, 目前还没有针对应用于太阳能光伏系统的轴承结构标准, 也无相应的标准产品。非标定制的轴承产品, 价格昂贵, 通用性差, 质量参差不齐, 可靠性难以保证, 不利于太阳能光伏技术的推广应用。
为了弥补上述两种方式在密封防护上的不足和在使用寿命上的局限性, 通常的做法是根据已使用的密封材料的性能, 估计其使用年限, 定期更换密封材料或密封装置。此种做法势必会大量增加维护成本, 增加整个光伏系统的成本造价, 同时也影响了该系统的稳定性、可靠性。另一种做法是增加过多的冗余设计, 比如:采用大功率驱动装置, 提供更大的驱动力矩以弥补轴承因受外界因素作用而产生的额外阻力矩, 或者采用更多数量的密封材料等。这种解决问题的思路不正确, 首先, 采用更大功率的驱动装置除了会增加成本、不利于太阳能技术推广外, 更是能源上的浪费, 背离了太阳能绿色能源利用的初衷;其次, 虽然大功率驱动装置能够提供更大的驱动力矩, 但一旦选用则通常功率不再变化, 而轴承产生的阻力矩则会每年不断增加, 冗余量终会耗尽。通过增加密封填充材料数量的方式, 虽可以延长使用年限, 但除了同样增加成本外, 也很难达到太阳能光伏发电系统规定的使用寿命。
2. 斜单轴太阳能跟踪器的轴承简易密封方式和密封装置
(1) 结构形式和密封原理
针对原有斜单轴太阳能跟踪器的轴承密封方式的缺陷, 现提出一种简易、实用、新型的轴承密封方式, 并和原有的方式进行对比。此种新型的轴承密封方式所对应的装置可命名为“带密封防护罩的斜单轴太阳能跟踪器轴承密封装置”。此方式的做法其实很简单, 它的思路是借用斜单轴太阳能跟踪器的倾斜角度, 用一种简易的密封防护罩实现对轴承的密封保护功能, 它的结构形式如图5所示:
1.轴;2.密封防护罩;3.轴承上端盖;4.轴承座密封环;5.密封罩遮雨沿;6.轴承座;7.轴承;8.轴密封环;9.轴承下端盖 (带遮雨沿) ;10.轴承座支架
该密封装置的密封部分主要由焊接于转轴1上的密封防护罩2、与密封防护罩2通过螺栓固定的密封罩遮雨沿5、轴承座密封环4、轴密封环8、带遮雨沿的轴承下端盖9组成。该密封装置预期要达到的效果是使轴承尽可能免受沙尘、雨雪、冰霜等异物直接侵袭。密封原理主要为非接触式密封, 密封型式为垫圈式和迷宫式的组合, 同时兼具焊接式密封的型式。通过借用转轴具有一定的倾斜角度的自然结构形式达到引流和自清洁的效用。
(2) 密封功能的实现
(1) 密封防护罩2和轴1通过焊接密封, 结构上形成一整体, 可随轴1一起转动。通过焊缝形成永久式密封。
(2) 密封罩遮雨沿5和密封防护罩2之间通过螺栓连接, 接触面形式如图6所示。接触面之间可增加垫片以增强密封效果。密封罩遮雨沿5和密封防护罩2共同作用, 可有效阻止沙尘雨雪等侵入。
(3) 轴承座密封环4可与轴承座6焊接为一整体, 也可与轴承座6铸造成一个部件。轴承座密封环4的数量可为2~3个, 一般来说数量越多, 密封效果越好, 但需兼顾结构的限制和成本限制。轴承座密封环4可增强密封作用。
(4) 轴密封环8和轴1之间焊接或用其他方式联结, 同样起到增强密封效果的作用。
(5) 带遮雨沿的轴承下端盖9与轴承座6之间通过螺栓连接, 接触面可增加垫片使密封效果加强。遮雨沿能有效引流和阻止异物浸入轴承。
(6) 在此种密封结构中, 轴承7可以同时采用了附带密封圈的结构, 起到双重密封防护的效果。轴承7本身的密封结构可参见图4。在具有特殊密封要求的情况或在腐蚀性环境下, 可采用此双重密封方式, 如:在沿海沙滩地区安装的太阳能光伏系统等。
(3) 密封装置的安装过程
安装该密封装置需要有正确的安装顺序, 否则会出现无法安装的情况。具体的安装步骤如下:
(1) 先将轴承7和轴1联结, 再将轴密封环8和轴1焊接或压接, 形成轴1组件。焊接处需作防锈处理。
(2) 将轴承座密封环4和轴承座6焊接并防锈 (若该两个部件已铸造为一个部件, 则省略该步骤) , 再将带遮雨沿的轴承下端盖9与轴承座6螺栓连接。
(3) 将轴1组件的细端插入轴承座6, 并穿过轴承下端盖9的轴孔。接着再将轴承进行固定, 并加盖轴承上端盖3。接下来, 再将密封罩遮雨沿5套装在轴承座6上, 并移动至预安装位置附近。
(4) 将密封防护罩2套装在轴1上, 并移动至预安装位置附近, 接着将密封防护罩2和轴1焊接, 并保证沿四周形成完整焊缝, 达到完全密封效果。焊接后, 对焊缝作防锈处理。
(5) 将已套装在轴承座6上并已移至预安装位置附近的密封罩遮雨沿5准确继续移动至密封防护罩2的凹槽内, 并用螺栓连接固定。
(6) 最后, 将轴承座6和轴承座支架10定位后焊接, 并作防锈处理。
(4) 该密封装置的优点
该密封装置和图3所示的添加密封材料密封装置及图4所示的附带密封圈的轴承密封装置相比, 有以下优点:
(1) 安装方便, 密封防护效果好, 可靠性高, 免维护, 寿命长, 能满足光伏系统的使用寿命要求。
(2) 轴和轴承上下端盖之间为非接触式密封, 无橡胶圈等非金属密封材料, 避免了密封圈和轴被冰雪沙尘等异物冻结阻塞的情况。
(3) 轴上附带了密封防护罩, 在不影响结构转动的情况下, 能有效防止沙尘、雨雪、冰霜等外界异物侵入轴承转动部分。
(4) 密封防护效果可调, 适应不同场合。
(5) 该密封装置可用钣金冲压或压铸等方法批量生产, 既保证密封性能, 又能有效降低加工成本。
(三) 结论
经过上述的讨论和对比研究, 该带密封防护罩的斜单轴太阳能跟踪器轴承密封装置可以有效地起到了对转动轴承部分的防雨、防雪、防沙尘、防冻结等作用。根据不同的密封等级要求, 可以通过增减遮雨沿的沿长度或增减零部件来达到不同的密封效果。该装置解决了常规斜单轴太阳能跟踪器轴承机构因缺少有效的密封保护措施而使转动轴阻塞、使系统跟踪精度下降甚至损失跟踪能力的难题, 同时提高了系统的稳定性和可靠性。
该装置可以广泛应用于各种环境, 特别在高海拔高寒地区、沙尘较多的地区更能凸显它的特长。
该装置也有它的功能适应范围, 因不同的地区、不同的使用环境、不同的密封防护级别对轴承密封装置的要求也会有所不同, 可以根据实际使用情况和不同要求对该装置的结构部件作适当变化, 但宗旨是不仅要满足太阳能光伏系统跟踪机构的基本防护要求, 而且要符合太阳能光伏系统低成本化发展方向。
参考文献
[1]许建存, 刘彩凤, 候国青, 冀书香.谈谈BIPV构件及其安装[J].太阳能, 2009, 7:41-43.
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[4]王雪文, 王洋, 阎军锋, 赵武, 张志勇.太阳能电池板自动跟踪控制系统的设计[J].西北大学学报 (自然科学版) , 2004, 34 (2) :163-164.
