提升机轴承（共4篇）
提升机轴承 篇1
0 引言
兖州煤业股份有限公司鲍店煤矿主井年提升能力760万吨, 主井安装两台4L-3400/2400塔式提升机, 导向轮直径3m;导向轮轴承为圆锥孔双列调心圆柱滚子轴承, 型号为FAG 22238K。外形尺寸为190mm×340mm×92mm导向轮轴与轴承 (轴套) 配合公差:K6, 轴颈尺寸180mm;轴套锥度:1:12。随着使用年限的延长, 轴承磨损严重, 运行过程中振动大, 维修过程中需要对导向轮轴承进行更换。由于提升机为波兰70年代产品, 图纸资料保存不完善, 为了保证轴承的安装质量, 需要对轴承的配合游隙进行确定, 以保证轴承与轴的配合。
1 圆锥孔轴承的安装
圆锥孔的轴承可直接装在有锥度的轴颈上, 或装在直轴带紧定套和退卸套的锥面上。这类轴承一般要求有较紧密的配合, 这种配合不是由轴颈公差带来决定的, 而是由轴承压进配合面上的距离而定。轴承压进有锥度的轴颈, 由于内圈膨胀使轴承径向游隙减小。其减小量等于装配前后径向游隙之差。因此轴承在装配前需要测量径向游隙, 装配过程中也要经常用塞尺测量, 直到所需要的游隙减少量为止。当径向游隙不能用塞尺测量时, 可测量轴承在锥度轴颈上的移动距离, 来推算径向游隙减小量。对于实心轴, 1:12标准锥度, 轴向压入距离约为径向游隙减小量的15倍。
2 轴承装配时的游隙调整
根据滚动轴承在装配前、后和运转时所处的状态不同, 轴承的径向游隙分为原始游隙、配合游隙和工作游隙。配合游隙是决定轴承装配质量的关键因素, 由于过盈配合的影响, 配合游隙可按下列近似公式确定, 作为校核轴承安装到位的依据。[1]
式中:
λ1—配合游隙;
λ—原始游隙;
Y—配合的测量过盈;
K—系数, K=0.65 (内圈紧配合) ;
K=0.55 (外圈紧配合) 。
3 原始游隙λ的测量 (塞尺法)
3.1
将轴承树立起了, 轴承内圈与外圈断面平行, 将大拇指按住内圈摆动2~3次, 向下按紧, 使内圈和滚动体定位入座。使内圈滚道顶部两边各有一个滚子, 将顶部两个滚子向内推, 以保证和内圈滚道保持合适的接触。
3.2
查机械设计手册及参考FAG轴承手册, 选择0.13mm~0.22mm的塞尺片, 对上部外圈与滚子之间的间隙 (径向游隙最大处) 进行测量。
3.3
转动套圈和滚子保持架组件一周, 在连续三个滚子能通过, 而在其余滚子上均不能通过时的塞尺片厚度为最大径向游隙测值;在连续三个滚子上不能通过, 而在其余滚子上均能通过时的塞尺片厚度为最小径向游隙测值。取最大和最小径向游隙测值的算术平均值作为轴承的径向游隙值。在每列的径向游隙值合格后, 取两列的游隙值的算术平均值作为轴承的径向游隙。[3]
经过现场测量导向轮轴承原始游隙为0.19mm。
4 配合的测量过盈Y的选取
轴承内圈与轴颈、轴承外圈与轴承座的配合应符合技术文件规定, 无具体规定时, 应符合表1、表2规定。[4]
参照上表选择最大过盈量来计算装配后的最小游隙值。因导向轮内圈与轴采用紧配合, 选取系数K=0.65, 将以上参数带入公式 (1) 中有:λ1=0.149mm, 作为校核轴承内圈安装到位的依据。同理, 利用公式 (1) 计算出轴承外圈装配后, 游隙的减小量为:0.043mm。
5 有效游隙的计算
对于轴承来说最重要的径向游隙是有效游隙f, 它是理论游隙减去内外圈配合所减少的量△与内外径温差引起的减少量δt之后的数值。有效游隙理论上略呈负值时轴承寿命最大, 而负游隙过大轴承寿命骤减, 所以游隙的最小值必须在这一数值之上。
轴承由于内、外圈温差引起的径向游隙减少量与温差的关系为:[5]
式中δt-温度引起的径向游隙减小量, mm;
α-轴承钢的膨胀系数1.12×10-5, 1/℃;
△t-轴承内、外圈的温度差, ℃, △t=T内圈-T外圈;一般主轴承的内、外圈温差为5~10℃;
D0-轴承外圈滚道直径mm;D0=1/4 (3D+dz) ;dz=d+Btgα;D为轴承外圈公称直径, mm;dz为轴承中心内径, mm;d为轴承公称内径, mm;B为轴承宽度, mm;α为半锥角;
由公式 (2) 计算出轴承因温度减小的游隙为:
则轴承装配后的有效游隙应为:
现场退卸套装配到位后, 测量实际装配游隙值为:0.15mm。符合公式 (1) 要求。同时由轴承内、外圈过盈引起的游隙减小量也符合FAG轴承手册所要求的内部径向游隙减小量:0.09 mm~0.13mm;计算出的有效游隙符合安装后最小径向游隙>0.07mm的要求。我单位导向轮轴承于2009年12月份更换后, 通过现场3年多的运行, 消除了运行过程中的振动, 导向轮轴承运行平稳, 未出现走圈和发热现象。轴承的装配满足了现场的使用要求。
6 小结
配合游隙是轴承的一个重要技术参数, 它直接影响到轴承的载荷分布、振动、噪声、摩擦、使用寿命和机械的运动精度等技术性能。配合游隙过大, 会引起轴承内部承载区域减小, 滚动接触面应力增大, 轴承的运动精度降低, 振动和噪声增大, 轴承的使用寿命缩短;如游隙过小, 引起发热温升, 甚至导致轴承在运转中发生咬死。正确的轴承游隙可以使运行更加平稳, 轴承的使用寿命更加接近于计算寿命。
参考文献
[1]唐殿全, 郭振中.煤矿机械修理与安装[M].煤炭工业出版社, 1994, 3.
[2]徐灏, 邱宣怀, 蔡春源.机械设计手册[M].机械工业出版社, 1991.
[3]JB/T3573-2004滚动轴承径向游隙的测量方法[S].
[4]康昭湘, 张子元, 刘峰.煤矿机电设备检修质量标准[S].
[5]尹志国.圆锥孔双列圆柱滚子轴承径向游隙的合理选择[J].有色设备, 2002 (1) .
提升机轴承 篇2
2014年, 欧盟2011/65/EC (RoHS II) 指令开始生效, 在很多领域提高了对有害物质的限制。igus (易格斯) 提供的iglidur轴承符合RoHs标准, 可取代那些没有符合规范和性能保障的轴承产品, 使用更安全。Iglidur滑动轴承基于干式润滑原理, 采用优化的工程塑料基体材料, 由固体润滑脂和非金属的符合RoHS安全标准的添加剂混合而成。指令中没有任何条款对Iglidur使用的热塑性塑料化合物有所限制。
20世纪90年代中期, 欧洲开始全面限制在电子元件中使用有害物质。"RoHS" (有害物质使用限制) 指令不断提高限制级别, 这些有害物质包括:铬、铅、汞、溴等。新的RoHS II标准规定, 有害物质含量最高不超过0.1%。
提升机轴承 篇3
我公司窑头AQC炉排灰采用刮板机, 主要是输送窑头热风经沉降室后的熟料细颗粒。熟料细颗粒温度比较高, 一般在250℃以上, 最高可达到350℃。刮板机上链传动轴工作环境温度过高, 导致轴承内部所加的润滑油几乎立刻就会完全融化喷出, 轴承处在无润滑的状态下运行, 使用不足2周, 就会因高温变形最后抱死或磨穿。由于熟料颗粒的高磨砺性, 上链传动轴的使用寿命也仅为1~2个月, 需要频繁更换, 2012年就发生过因上链传动轴磨断造成刮板链条交错而断链的事故。
为减少热辐射对轴承的影响, 我们将上链传动轴的轴承移到机壳外 (见图1) 。增加上链传动轴的长度, 制作底座, 将轴承座向外移动80mm, 底座和轴承座之间用法兰连接。在底座上、下均增加隔热石棉垫, 在底座中间填塞隔热岩棉, 以减少壳体辐射热的影响, 同时也起到密封作用。另外, 对传动轴采用法兰连接, 法兰之间增加隔热石棉垫, 减少传动轴对轴承的热传导。
改造后轴承的工作环境温度降低到40℃左右, 润滑问题得到了解决, 使用寿命大大延长, 同样刮板机上链传动轴的使用寿命也大幅度提高, 再也没有发生过因上链传动轴磨损而造成的断链事故。
2 制作润滑盒解决钢丝绳的润滑
我公司室外钢丝绳每季度润滑一次, 使用钢丝绳专用油或中等黏度机油涂抹钢丝绳进行润滑。在定期自检中发现, 随着钢丝绳使用时间的延长, 其内部往往会出现少量断丝。为消除安全隐患, 我们又查看分析了其他报废钢丝绳, 发现大多数的外观油脂看似充分, 但拆股后股间钢丝锈蚀严重, 存在大量断丝, 明显是由于内部润滑不良造成的, 降低了钢丝绳的使用寿命。
为此, 制作了如图2所示装置。在卷扬机滑轮上增加 (300×200×200) mm的铁盒, 顶部开盖, 两端留孔, 铁盒内部注入其他设备废弃的油, 油位高度为150mm, 浸过盒内滑轮最底部。这样, 当卷扬机工作时, 钢丝绳绕经盒内滑轮时即会被油脂润滑, 使钢丝绳内部得到充分的润滑, 从而延长钢丝绳的使用寿命。
对不适合串联润滑盒的钢丝绳, 增加润滑频次和时间, 实行每月一次的系统润滑。并且联系专业机构, 定期对钢丝绳进行维护保养工作。
提升机轴承 篇4
本文通过对旋翼及机体进行建模, 并运用模态动力学综合分析方法, 对桨叶的振动特性、地面共振以及空中共振等情况进行了相关分析研究。在此基础上, 总结了相应的减振及消振方法和措施。
1 模型建立
一般而言, 直升机的机体对旋翼结构的振动情况影响较小, 因而可以将其假设为刚体。机体的运动约束和外力作用主要在起落架部分。考虑到起落架的结构布局方式多样, 而不同的方式对机体的受力和约束方式影响不同, 因此有必要首先确定其结构。本文所建立的模型主要是以滑橇式为主的起落架结构方式, 其机械振动特性可以通过实验装置测量出来。同时为了简化机体模型, 将其振动模态参数转化成桨毂中心处的等效量。在进行机体动力学分析时, 把空间模型转换成平面模型, 以便于相关计算分析。对于旋翼模型的建立, 则主要考虑的是无轴承旋翼桨叶的动力学特性。通过对桨毂与桨叶、减摆器之间的动力、运动传递进行模态耦合分析, 并利用有限元法进行仿真实验, 分析各主要设计参数对旋翼机械稳定性能的影响。
2 稳定性分析
通过对无轴承旋翼直升机机身和旋翼结构的动力学建模仿真, 可以对影响其机械稳定性的因素进行分析, 相关分析结果如下:
2.1 桨叶振动特性分析
通过仿真实验可以发现桨叶的振动特性对直升机气动机械稳定性的影响。例如, 由于桨叶的实际运动过程包含挥舞、摆振和扭转动作, 因此其耦合动作模态比较复杂。当耦合的振动模态倾向于前摆时, 由于此时桨叶的扭矩增大, 使得其挥舞动作发生较大改变;反之, 当耦合的振动模态倾向于挥舞时, 此时桨叶的扭矩同样增大, 使摆振加剧。这种动力学耦合关系将不利于桨叶的正常转动, 使其运动阻尼增大, 影响直升机的气动机械稳定性。但是, 从实验中可以发现, 轴套和变距线系的刚度对耦合的振动模态影响很大。如果适当确定轴套和变距支臂的刚度, 并对其布局进行合理设计, 就完全可能优化耦合振动模态的作用方式, 减少其气动阻尼大小, 增强气动机械稳定性能。
2.2 地面共振分析
通过对模型的地面共振情况分析, 可以发现旋翼的气动机械稳定性主要与机体模态阻尼和阻尼器刚度有关。进一步分析可以看到, 提升机体的模态阻尼系数可以抑制桨叶的耦合异常振动, 明显改善直升机的气动机械稳定性能。而提升阻尼器的刚度相比之下对直升机的气动机械稳定性影响较小。因此, 可以通过增加机体的模态阻尼来达到改善气动机械稳定性的目的。
2.3 空中振动分析
无轴承旋翼直升机的空中振动情况是气动机械稳定性分析的一个主要内容。通过仿真实验可以看到, 桨叶的挥舞、摆振和扭转运动的耦合模态对直升机的气动机械稳定性影响最大。例如, 在考虑桨叶的耦合振动模态为挥舞后退形式时, 气动力对直升机的机械稳定性表现出极大的阻尼作用, 呈现高阻尼模态。这会造成直升机的机械控制能力下降, 影响其气动稳定性能。但是, 通过减摆器对机体提供阻尼力, 可以有效控制桨叶不稳定的耦合振动产生的失控。此外, 还可以发现变距控制系统刚度对直升机空中稳定性的重要作用。较高的变距控制系统刚度可以有效控制桨叶的耦合模态振动形式, 使其工作在稳定状态。
3 结论
通过以上对无轴承旋翼直升机的建模及相关气动机械稳定性的分析, 我们发现可以改善直升机的一些相关设计参数, 实现优化其气动稳定性的目的。例如:通过在旋翼桨毂上安装减摆器, 可以有效避免直升机的地面共振和空中共振情况。考虑到空中振动情况下, 桨叶的耦合振动模态对其气动性能影响较大, 因此可以利用高刚度的变距控制系统加以控制。此外, 桨叶的结构布局及轴套和变距支臂的刚度对桨叶的动力学特性也有重要影响。通过对其进行合理优化, 可以极大的改善桨叶的气动阻尼特性。为了降低无轴承旋翼直升机的地面共振效应, 可以增大机体的模态阻尼, 使稳定性得到提高。
摘要：无轴承旋翼最为目前最先进的直升机旋翼结构形式, 代表着直升机旋翼动力学结构未来发展的趋势。在进行无轴承旋翼直升机的结构强度设计时, 需要对其气动机械稳定性能进行分析, 以确定旋翼工作时的振动原因, 并采取措施进行消振。本文主要对影响无轴承旋翼直升机气动机械稳定性的相关设计参数进行了分析, 并就消除旋翼共振进行了简要总结。
关键词：无轴承旋翼,气动机械稳定性,分析
参考文献
[1]胡新宇, 韩景龙.无轴承旋翼/减摆器的气动弹性力学研究[J].中国矿业大学学报, 2008.