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    化工装置热油炉风机轴承改造.pdf

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    化工装置热油炉风机轴承改造.pdf

    第43卷第3期 2014年5月 石油化工设备 PETR0一CHEMICAL EQUIPMENT Vo1.43 NO.3 May 2014 文章编号100074662014030088~04 化工装置热油炉风机轴承改造 赵胜年,王建华,宋 波,肖光字 中国石油独山子石化公司乙烯厂,新疆独山子833600 摘要某厂化工装置热油炉风机首次单机试运行时,因径向推力轴承异常磨损导致风机无法正常 使用。详细分析了故障产生的原因,设计了一个平衡轴向力的轴承箱,使作用在原径向推力轴承上 的轴向力得以移出。运用新增轴承箱与原风机轴系能较好自对中的特性,通过增设承载支座调整 平台,使设计方案得以成功实施,消除了风机径向推力轴承异常磨损的故障。 关键词热油炉风机;径向推力轴承;磨损;改造 中图分类号TQO51.21;TE969 文献标志码B doi10.3969/j.issn.1000-7466.2O14.03.023 Remoulding of Thermal Oil Boiler Fan Bearing ZHAO Sheng-nian,WANG Jianhua,SONG Bo,XIAO Gang-yu CNPC Dushanzi Petrochemical Company,Ethylene Plant,Dushanzi 833600,China AbstractDHe to abnorma1 wear of radial thrust bearing,the thermal oi1 boiler fan did not work properly at first individual equipment commissioning in a chemical plant.The breakdown reasons was analyzed in detail,and a individual bearing housing for balancing axial force was designed to creatively remove the axial force acting on the original radial thrust bearing.During the construe tion process,this design skillfully used the character of the new bearing housing and the original shaft automatically alignment wel1.Through additional support bearing adj ustment plat,the design has been successfully implemented,and ultimately resolved satisfactorily fan abnormal wear and tear of the radial thrust bearing failure. Key wordsthermal oil boiler fan;radial thrust bearing;wear;remould 某化工厂从美国引进热油炉风机,该风机是化 工装置热油炉系统中的关键动设备。200907,在装 置开工之前对该风机进行了单机试运行,但机组仅 运行了30 min就发生了径向推力轴承的主推力瓦 面和推力环端面烧损的故障。之后进行了多次检 查一修复一试机,但同样的故障重复发生。笔者对 主推力瓦异常磨损的原因进行了分析,设计了一个 平衡轴向力的轴承箱,消除了风机径向推力轴承异 常磨损的故障。 1风机径向推力轴承异常磨损原因分析 风机转子结构示意见图1。径向推力轴承靠近 图1风机转子结构简图 收稿日期20131201 作者简介赵胜年1971一,男,甘肃武威人,高级技师,学士,现主要从事化工设备检维修工作。 轴器 第3期 赵胜年,等化工装置热油炉风机轴承改造 联轴器一侧的推力瓦为主推力瓦,另一侧为副推力 瓦,异常磨损发生在主推力瓦面与推力环端面上。 推力瓦和推力环发生异常磨损的可能原因及检查确 认情况见表1。 表1推力瓦和推力环异常磨损原因及确认情况 分析认为推力瓦和推力环异常磨损原因有① 推力环设计为水平剖分式结构,且其与轴间为间隙 配合,造成推力环端面跳动量大。②风机工作时,甩 油环将轴承箱底部的润滑油抛甩至轴颈上表面,在 完成了对径向轴承的润滑之后,部分润滑油从径向 轴承两端溢流到推力瓦面与推力环端面之间,继续 对其提供润滑。由于径向轴承宽度较大110 ram 而间隙很小0.10 mm,因此最终到达推力瓦面与 推力环端面之间的油量很少,润滑不足。 2风机径向推力轴承改造思路及方案 2.1基本改造思路 风机径向推力轴承结构设计存在缺陷,不能有 效平衡转子在运转过程中产生的轴向力,仅修复或 更换配件无法根本解决磨损故障。经现场观察和论 证,提出将作用在原径向推力轴承上的轴向力移出, 使风机两端滑动轴承均仅承受径向力的想法,这样 推力瓦与推力环间的磨损问题将不存在。单独设计 一个可靠的轴向力平衡装置,使其承担风机工作时 产生的轴向力。 2.2总体改造方案 设计一个承受轴向力的滚动轴承箱作为风机轴 向力平衡装置。因风机轴线水平布置,故滚动轴承 宜选用角接触球轴承。设计制造一个短轴,依靠过 盈配合使其与原风机主轴末端外露的轴头联为一 体,既能传递一定的扭矩,又能精确地保证与风机主 轴的同轴度。该短轴作为新增滚动轴承箱的安装载 体,形成风机的第3个轴承箱仅承受轴向力的 轴承箱。 风机径向推力轴承总体改造方案见图2。改造 过程主要包括安装短轴、组装新增轴承箱、确定风机 转子轴向位置、增设新增轴承箱的承载支座、新增轴 承箱底板与承载支座的焊接以及新增轴承箱的最终 就位。 图2风机径向推力轴承总体改造方案 3新增滚动轴承箱设计 3.1 轴承初步选型 转子所受的径向力已由原风机径向轴承承担, 要求新增的滚动轴承仅承受轴向力。转子所受轴向 力F一7cD。一d P2一P1/4585 N外径D一 250 mm,内径d60 tom,P212.65 kPa,P1 0[z3。考虑到风机转子轴线水平布置,转速相对较 高,不宜选用推力滚动轴承,背靠背的角接触滚动轴 承较适合。 根据风机轴头尺寸、所要承受的轴向力考虑应 能承受双向轴向力,因为开停机时会产生与主轴向 力方向相反的副轴向力、短轴应具有的合理结构等 因素,选用我厂有库存的7312B/DB两个靠背的角 接触滚动轴承。该轴承的相关参数如下 ]d一 60 film、D130 Inrll、宽度B31 mm、接触角a一 40。接触角愈大,承受轴向载荷的能力愈大。 3.2 短轴设计 3.2.1 材料选择 原风机主轴已承担了压缩机转子工作时的全部 转矩和弯矩,新增短轴工作时的转矩和弯矩可以忽 略不计。短轴工作时因轴向力而产生的压应力相对 也很小,因此短轴材料选用45钢即可。 3.2.2 结构设计 短轴与风机轴头轴头直径d 一49.19 ram依 靠过盈连接,考虑传递一定的扭矩、精确定心及便于 n口 拆装等因素,宜选用轻型过盈配合 。以050 JUI为 参考,经查表计算得其最大过盈0.059 mm,最小过 盈0.01 mm。取过盈0.02~0.04 mm,即短轴内孔 石油化工设备 2014年第43卷 直径d1049.19Z。042mm,外径 70 mm。主轴外 露长度19 mm,取短轴内孔长度17 mm,留出2 mm 的余量避免与原轴承箱发生碰撞。短轴结构及尺寸 见图3。 图3短轴结构及尺寸简图 装配轴承处的轴颈长度应比2个轴承宽度之和 231 ram略短,才能保证圆螺母顶紧轴承内圈, 长度宜取60 mm。确定 73 mm轴段长度时,要考 虑轴承压盖和间隔套尺寸以及装配累计误差的影 响,取35 mm为宜。骨架密封作用处轴径为 75 mm,根据骨架密封宽度及减少精加工表面的 原则,长度取20 mm为宜l5]。 为了减轻短轴的质量,将短轴内部设计成为空 心。为了装配方便,在轴肩处均设计了倒角。为了 减少应力集中,将轴的内外径变化处设计为不在同 一个截面上。为了便于加工制造,在必要处均设计 了退刀槽。 3.3轴承箱设计 3.3.1 设计原则 轴承箱多为铸造件,若由制造厂家按特殊要求 铸造,至少需要3个月。而装置急需开工,只能按照 切削加工车、铣、刨、钻、磨、焊接和线切割制造工 艺条件来设计。 3.3.2 润滑与冷却方式 滚动轴承的润滑方式一般有脂润滑和油润滑两 种。低速时选用脂润滑,高速时选用油润滑,其速度 界限以dn 为轴承内径, 为工作转速表示。当 1.5~210 时,一般滚动轴承采用脂润滑, 超过这一范围宜采用油润滑_6]。在该风机的工况情 况下,所选轴承的dn180 000,所以选择油润滑方 式较佳。考虑到轴承箱大小受到一定限制,润滑油 量较少,加之该风机在装置中的重要地位,所以增加 了轴承冷却结构设计。 3.3.3 结构设计 轴承箱主体为车削件,外形为圆柱形,选择碳素 结构钢Q235锻件直径220 mm、高度15o ram作 为箱体的加工材料。单独设计轴承箱底座和压板用 以容纳箱体,通过螺栓连接压紧箱体使之成为一个 整体。 新增滚动轴承箱装配简图见图4。 1.轴承箱压板2.防转销 3.O型橡胶圈 4.连接螺栓i 5.轴承箱端盖闷盖 6.冷却水夹套1 7.连接螺栓 8.调整垫片 9.焊接底板 10.轴承箱底座 11.冷却水夹套2 l2.连接螺栓2 13.短轴 14.主轴末端15.骨架密封 16.轴承箱端盖透盖 17.冷却水连接管 i8.轴承7312BDB 19.圆螺母 图4 新增滚动轴承箱装配简图 4新增滚动轴承箱校核 4.I 短轴 4.1.I 工作时产生的摩擦力矩 新增轴承箱内的2个背靠背的角接触球轴承将 承担压缩机工作时产生的轴向力,在该轴向力作用 下,轴承滚动体上产生的摩擦力矩M 为 M】一0.5 F 内 1 式中,M 为摩擦力矩,Nmm; 为摩擦因数,双列 角接触球轴承的 0.002 4;F为轴承负荷,取为 585 N;d内为轴承内径,取60 mm。将各数据带入 式1得M】一42.12 Nmm。 4.I.2短轴过盈配合提供的摩擦力矩 已知短轴内孔壁厚艿一10 film,有效长度£ 15 mm。短轴内孔原周长为nd ,套于主轴末端轴 颈后变为nd ,其总伸长量A17c 一d ,相对变 第3期 赵胜年,等化工装置热油炉风机轴承改造 91 形£一△z/nd 一 一d /d ,由胡克定律得短轴 内孑L断面上的应力为 ] 口一EeE 2一d1/dl 2 式中, 为短轴内孑L断面上的应力,MPa;E为钢的 弹性模量,取20010 MPa;d 为短轴内孔直径,d2 为主轴外露轴径,取49.19 mrn。将各数据带人式 2得 一81.32 MPa。 有效长度方向上的截面积为z ,所以短轴内孔 作用在末端轴颈表面上的压力F £ 一12 198 N, 在此压力下所能提供的摩擦力矩Mz一 F dz/2 45 000 Nmm“为钢一钢之间的静摩擦因数|l0],取 0.15。 M2M ,短轴与风机轴头间的过盈量满足要 求,能够传递轴向力作用在轴承滚道上而产生的摩 擦力矩。 4.2 轴承 风机转子所受的径向力已由风机原径向轴承承 担,新增的滚动轴承仅承受轴向力,其当量动载荷P 即为轴承所受的轴向载荷F。在当量动载荷的作用 下,所需要的基本额定动载荷为 州 E23 [3] [4] E5] c ,一P fT。/ 10互6 3[6] 式中,C 为所需要的基本额定动载荷,kN;P为当 量动载荷,N;fP为载荷系数,无冲击或轻微冲击时 取l。0~1.2;fT为温度系数,轴承工作温度在 100℃以下时取1.0;n为轴承工作转速,r/min;L 为轴承的预期寿命,24 h连续工作的机械的L 一 40 000~60 000 h,取中间值50 000 h。 将各参数带入式3得C 一13.38 kNc 所 选轴承的额定动负荷C 一145 kN,所选轴承满足 要求。 5 结语 按文中方案改造后的热油炉风机于200908~13 试运正常,原风机两端的滑动轴承及新增的滚动轴 承运行良好,轴承温度和振动等参数都在优良范围 之内。风机连续运行至今已超过3 a,从未发生故 障。经重新设计改造后,使价值几十万美元的风机 再次正常投入使用,保证了装置顺利开工,经济效益 显著。 参考文献 [1-t SHS O1O222004,石油化工设备维护检修规程第一 册,通用设备[s]. 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