某核島主抽氣系統(tǒng)離心風(fēng)機軸承故障分析與處理

潘偉龍

（江蘇核電有限公司，江蘇連云港 222042）

0 引言

某核電站采用的核島主抽氣系統(tǒng)離心風(fēng)機型號為T4-72-12D，額定轉(zhuǎn)速1470 r/min，額定風(fēng)量10 000 m3/h。該離心風(fēng)機由風(fēng)機本體、軸承箱、電機、風(fēng)機底座4部分組成，電機通過彈性柱銷聯(lián)軸器與風(fēng)機軸相連并傳遞扭矩，風(fēng)機轉(zhuǎn)軸由軸承箱支撐，葉輪在風(fēng)機蝸殼內(nèi)以懸臂支撐的方式固定在風(fēng)機轉(zhuǎn)軸。風(fēng)機轉(zhuǎn)子采用電機側(cè)固定，葉輪側(cè)自由的軸向定位方式，軸承箱兩端的軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置有擋油板，軸承型號為22320E，軸承采用脂潤滑，潤滑脂型號為EP3。

1 故障現(xiàn)象

在該離心風(fēng)機運行過程中發(fā)現(xiàn)，電機側(cè)軸承運行溫度高達(dá)76 ℃，接近80 ℃溫度限值，測量軸承振動最大3.3 mm/s，小于4.5 mm/s的標(biāo)準(zhǔn)限值。通過油槍向軸承內(nèi)補充潤滑脂后軸承溫度未見明顯變化，后軸承溫度進(jìn)一步上升，經(jīng)解體發(fā)現(xiàn)風(fēng)機電機側(cè)軸承嚴(yán)重磨損，潤滑脂發(fā)黑變質(zhì)，且潤滑脂內(nèi)混有大量雜質(zhì)，同時風(fēng)機軸承存在跑內(nèi)圈現(xiàn)象。

該離心風(fēng)機在上一次大修中更換了軸承，經(jīng)查詢維修記錄，確認(rèn)風(fēng)機回裝的各裝配尺寸符合圖紙要求，基本可以排除軸承裝配不當(dāng)或聯(lián)軸器對中良導(dǎo)致軸承故障的可能。

2 故障分析

2.1 可能原因

根據(jù)故障現(xiàn)象及調(diào)查情況分析認(rèn)為，風(fēng)機軸承燒毀的可能原因有：①軸承選型不當(dāng)，無法承受風(fēng)機載荷；②軸承潤滑脂補充間隔時間過長導(dǎo)致軸承潤滑不良；③軸承室密封不嚴(yán)，引入雜質(zhì)導(dǎo)致軸承異常磨損；④軸承與轉(zhuǎn)軸軸的配合尺寸不當(dāng)，導(dǎo)致軸承跑內(nèi)圈。

2.2 原因排查

2.2.1 軸承選型不當(dāng)，無法承受風(fēng)機載荷

軸承選型是否合適可以通過計算軸承運行工況下的壽命進(jìn)行驗證，如軸承無法適應(yīng)運行載荷其基本額定壽命將明顯低于實際需求。

2.2.1.1 風(fēng)機軸承的受力分析

在風(fēng)機運行過程中軸承需要承受的力主要包括：葉輪的重力、風(fēng)機軸重力（包括各軸段重力、葉輪端懸臂軸重力及聯(lián)軸器端懸臂軸重力）、半聯(lián)軸器的重力，葉輪旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的不平衡力以及葉輪前后壓力不同產(chǎn)生的軸向推力。

葉輪平衡后存在殘余不平衡重力，該重力造成葉輪重心與主軸旋轉(zhuǎn)中心線存在一定距離。此距離一般為1.0×10-2～1.5×10-2mm，一般取2.0×10-2mm進(jìn)行計算[1]，因此葉輪不平衡力f可由式（1）計算：

式中 ω——葉輪角速度

n——葉輪轉(zhuǎn)速

m1——葉輪質(zhì)量

經(jīng)計算，風(fēng)機運行時葉輪不平衡力f=146.96 N。不過葉輪的不平衡力隨著葉輪旋轉(zhuǎn)也是在不斷旋轉(zhuǎn)的，當(dāng)葉輪不平衡力垂直向下時對風(fēng)機軸承產(chǎn)生的載荷最大，因此計算時按照不平衡重力方向向下計算。

（1）軸承徑向動載荷計算。風(fēng)機在運行過程中軸承的徑向受力如圖1所示，其中FA為葉輪端軸承的支反力，F(xiàn)B為聯(lián)軸器端軸承的支反力，F(xiàn)A和FB可根據(jù)式（2）、式（3）計算：

圖1 D式傳動離心風(fēng)機軸承徑向受力分析

式中 G1——葉輪重力與其不平衡力之和

G2——半聯(lián)軸器重力

G3——兩軸承間軸的重力

G4——懸臂軸，葉輪端軸的重力

G5——懸臂軸，聯(lián)軸器端軸的重力

l——兩支撐間軸的跨距

l1——支撐點A至葉輪重心的距離

l2——支撐點B至聯(lián)軸器重心的距離

l3——支撐點B至支撐間軸重心的距離

計算得風(fēng)機葉輪側(cè)軸承支反力FA=5722.55 N，電機側(cè)軸承支反力FB=-1430.19 N。支反力為負(fù)，說明軸承所受載荷向上。

圖2 風(fēng)機轉(zhuǎn)子軸向受力分析

（2）軸承軸向動載荷計算。風(fēng)機葉輪軸向受力如圖2所示，葉輪集流器（直徑DW）以外，葉輪兩側(cè)與蝸殼間出口壓力均為P2且方向相反相互抵消：在集流器（直徑DW）以內(nèi)入口側(cè)壓力為P1（入口壓力），后盤壓力為P2，且P2>P1，產(chǎn)生壓力差駐P。此壓力差積分后就是作用在葉輪上的作用力，用F表示。

在葉輪左右兩側(cè)腔室中，介質(zhì)的壓力沿半徑方向按拋物線規(guī)律變化，腔室內(nèi)氣流旋轉(zhuǎn)角速度以葉輪旋轉(zhuǎn)角速度ω 的1/2計算[2]，在忽略葉輪后盤與蝸殼間氣流高度變化的情況下根據(jù)伯努利方程可得:

將駐P由rh至rw進(jìn)行積分，即可求得軸向力F：

式中 ρ——氣體密度

g——重力加速度

rw——葉輪集流器半徑

rh——葉輪輪轂處主軸半徑

P1——風(fēng)機入口處壓力

P2——風(fēng)機出口處壓力

ω——葉輪角速度

根據(jù)以上公式，計算得軸向力為F=2441.91 N。由于風(fēng)機軸向力完全由電機側(cè)軸承承擔(dān)，因此葉輪側(cè)軸承軸向載荷FAa=0，電機側(cè)軸承軸向載荷FBa=2441.91 N。

2.2.1.2 軸承當(dāng)量動載荷計算

軸承的當(dāng)量動載荷計算公式如下：

式中 P——當(dāng)量動載荷

F——軸承所承受徑向載荷

Fa——軸承所承受軸向載荷

X——徑向動載荷系數(shù)

Y——軸向動載荷系數(shù)

經(jīng)查機械設(shè)計手冊，22320E軸承當(dāng)量動載荷計算參數(shù)見表1（e為軸承基本額定動載荷）。

表1 軸承當(dāng)量動載荷計算參數(shù)

（1）葉輪側(cè)軸承當(dāng)量動載荷計算。由于FAa=0，X=1，Y=2，故PA=XFAr+YFAa=FAr=5722.55 N。電機側(cè)軸承當(dāng)量動載荷計算。

2.2.1.3 軸承基本額定壽命計算

軸承基本額定壽命按照式（7）計算：

式中 Lh——基本額定壽命

C——基本額定動載荷

P——當(dāng)量動載荷

n——轉(zhuǎn)速

ε——壽命系數(shù)（球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3）

根據(jù)以上公式計算軸承壽命：風(fēng)機葉輪端軸承基本額定壽命LAh=183 221 815 h；電機端軸承基本額定壽命LBh=72 698 467 h。軸承的基本額定壽命遠(yuǎn)超過設(shè)備實際運行的時間，因此排除了風(fēng)機軸承選型不當(dāng)造成軸承故障的可能。

2.2.2 潤滑脂補充間隔時間過長導(dǎo)致軸承潤滑不良

潤滑脂在軸承運行過程中起潤滑和密封的作用，如潤滑脂的量過多、過少或補充不及時都將導(dǎo)致軸承故障。

根據(jù)維修大綱，風(fēng)機軸承再潤滑周期為3個月，如再潤滑周期過長，將有可能因潤滑脂補充不及時導(dǎo)致風(fēng)機軸承故障。

在正常運行和清潔的條件下，徑向軸承再潤滑間隔時間tf與速度系數(shù)A及軸承系數(shù)bf有關(guān)，其中bf取決于軸承種類和載荷條件，速度系數(shù)A則按照式（8）進(jìn)行計算[4]：

式中 n——軸承轉(zhuǎn)速，r/min

dm——軸承平均直徑，mm

該風(fēng)機正常運行時軸承溫度不大于70 ℃，可以參照運行溫度為70 ℃軸承的再潤滑周期（圖3）。C/P為軸承額定動載荷與當(dāng)量動載荷的比值。

根據(jù)風(fēng)機運行的工況及軸承的載荷條件，風(fēng)機軸承的軸承系數(shù)查表得bf=2；將相關(guān)數(shù)據(jù)計算的結(jié)果在圖中查得風(fēng)機22320E軸承的再潤滑時間間隔tf=2300 h，約合95 d，因此3個月一次的維護(hù)周期能夠滿足軸承正常運行的需要。

圖3 再潤滑間隔時間（運行溫度70 ℃）

2.2.3 軸承室密封不嚴(yán)，引入雜質(zhì)導(dǎo)致軸承異常磨損

風(fēng)機所在的廠房的環(huán)境較好，廠房送風(fēng)經(jīng)過了過濾和溫度調(diào)節(jié)，廠房環(huán)境清潔、干燥且溫度基本維持在25 ℃作用，且風(fēng)機軸承側(cè)壓蓋與轉(zhuǎn)軸間雙剖分雙鎖固骨架油封，骨架油封密封唇設(shè)置有指狀彈簧，彈性補償性能較好，其結(jié)構(gòu)能夠保證密封唇與轉(zhuǎn)軸緊密接觸，保證軸承室的密封性，因此基本排除了軸承室密封不嚴(yán)造成軸承故障的可能。

2.2.4 軸承與轉(zhuǎn)軸軸的配合尺寸不當(dāng)，導(dǎo)致軸承跑內(nèi)圈

軸承內(nèi)圈與轉(zhuǎn)軸一般為過盈配合，如軸承與軸的配合尺寸不當(dāng)將可能無法滿足正常運行所需的過盈量，導(dǎo)致軸承跑內(nèi)圈。

3 處理措施

根據(jù)2.2.4的分析，轉(zhuǎn)軸與軸承配合處軸徑設(shè)計不當(dāng)是造成風(fēng)機軸承故障的原因之一，需重新設(shè)計轉(zhuǎn)軸尺寸并加工新的轉(zhuǎn)軸進(jìn)行更換。

根據(jù)機械設(shè)計手冊，軸承的當(dāng)量徑向載荷P可分為“輕”“正?！焙汀爸亍?種情況，它們與軸承額定動載荷Cr之間的關(guān)系見表2。

表2 當(dāng)量徑向載荷與額定動載荷的關(guān)系[5]

根據(jù)2.2.1計算可知，風(fēng)機兩端軸承當(dāng)量動載荷都小于0.07Cr，因此屬于“輕”載荷，根據(jù)機械設(shè)計手冊可知轉(zhuǎn)軸配合處軸徑公差應(yīng)選擇k6，軸徑尺寸椎100k6，即，很明顯，轉(zhuǎn)軸軸徑采用k6公差后軸承內(nèi)圈與轉(zhuǎn)軸變?yōu)檫^盈配合。

按照新的轉(zhuǎn)軸軸徑加工了風(fēng)機轉(zhuǎn)軸，更換新的風(fēng)機轉(zhuǎn)軸后風(fēng)機運行穩(wěn)定，再未出現(xiàn)軸承跑內(nèi)圈的問題。

4 結(jié)束語

本文針對某核電站核島主抽氣系統(tǒng)離心風(fēng)機在運行過程中出現(xiàn)電機側(cè)軸承溫度升高的問題，根據(jù)故障現(xiàn)象及現(xiàn)場調(diào)查情況對可能造成軸承故障的各項原因進(jìn)行了計算和分析，最終排除了軸承選型、軸承潤滑補充不及時等因素，確定了轉(zhuǎn)軸軸徑公差設(shè)計不當(dāng)是導(dǎo)致軸承故障的根本原因，并針對該原因重新設(shè)計了新的軸承公差，最后通過改造和替代消除了故障隱患。該事件的分析和處理過程，可以供同行電站的相關(guān)技術(shù)人員在分析和處理類似事件時參考使用。