推力滑动轴承（通用8篇）
推力滑动轴承 篇1
目前, 多数高速旋转设备和机械车辆均采用液体动压滑动轴承做支撑。每根轴有两个液体滑动轴承, 其中一个是有止推面的止推轴承。液体动压滑动轴承具有结构简单、尺寸小、精度高、振动小、可以承受重载等优点, 在保证润滑液的条件下, 可以长期在设计转速下安全运行。轴承刮研的目的是为了保证轴颈与轴承之间间隙, 使得容易形成油膜, 保证设备正常运转, 是整个设备检修的重要一环。
由于润滑油具有一定的黏度, 所以高速旋转着的轴将润滑油不断地从轴的一侧经轴的上方沿旋转方向带到轴的另一侧, 轴在外载荷和润滑油的共同作用下, 其轴心将沿某一方向便移一个距离e, 就在轴和轴承工作面之间形成一个由大到小的间隙即油楔。旋转的轴使油不断地从间隙的大端挤入小端, 从而产生使轴抬升的压力与外载荷相平衡, 轴颈和轴承的工作表面被一层油膜隔开, 即实现液体动压润滑。
首先用煤油、汽油或其他清洗剂将轴承清洗干净;再检查轴承浇铸、加工的巴氏合金有无裂纹、脱壳、砂眼及孔洞。方法是用铜锤沿巴氏合金的表面顺次轻轻地敲打 (含止推轴承的止推面) , 若发出清脆的叮当声音, 则表示巴氏合金与底瓦黏合较好, 轴承的质量好, 若发出浊音或哑音, 表示巴氏合金与底瓦黏合不好, 轴承的质量差, 不能使用。
检查上、下轴瓦剖分面的接触情况。轴承的上、下剖分面必须平整, 将其放在平板上用塞尺进行检查, 如不符合要求, 则用放在下面垫有平板的细砂纸上磨平, 直至达到要求为止。
检查上、下轴承的定位销定位是否可靠。定位销的尺寸必须与定位孔的尺寸一致, 装配不能太松, 也不能太紧。太松则要根据实际情况配新定位销, 太紧则要用铰刀加工销孔, 这样才能保证定位销定位可靠。检查油路是否畅通, 油路内是否被巴氏合金或其他异物堵塞, 如果有, 则必须将其清除干净, 否则会影响轴承的润滑, 甚至将轴承的巴氏合金烧毁。根据标准复查轴承的尺寸, 并检查轴颈的相关尺寸, 确保有下一步进行刮研的余量。检查轴承与轴承座和轴承盖的接触情况。轴承与轴承座和轴承盖接触的球面必须接触可靠, 达到规定的技术要求, 否则, 轴承与轴承座和轴承盖的接触球面进行研磨进行修正。
清洗刮削好的滑动轴承、轴承座、轴承盖及油路管道。将滑动轴承下瓦水平放入轴承座, 并在油道及巴氏合金上浇润滑油。盖上轴承盖, 调整轴承的过盈量。盖上轴承盖后插上定位销, 拧紧上下轴瓦的螺丝。为了防止滑动轴承在轴承座内转动和振动, 除了在轴承与轴承盖安装定位销外, 还必须用轴承盖对轴承产生一定的压紧力, 这个力不能太大, 也不能太小。太大将使滑动轴承变形, 影响轴承的间隙, 太小将容易使滑动轴承振动, 油温升高。常用压铅的办法来确定轴承盖对滑动轴承的压紧力, 通过调整轴承盖与轴承座和滑动轴承之间的垫片, 来保证滑动轴承被压紧的变形量为0.04～0.08mm。
推力轴承的座圈与轴承座孔的配合一般为间隙配合, 因此这种轴承较易安装, 轴承与轴的运动关系, 以轴为动件居多, 故内孔与轴为过盈配合, 外缘与座孔为间隙配合。 轴承的安装方法, 一般情况下是轴旋转的情况居多, 因此内圈与轴的配合为过盈配合, 轴承外圈与轴承室的配合为间隙配合。
高速精密角接触球轴承, 主要用于载荷较轻的高速旋转场合, 要求轴承高精度、高转速、低温升、低振动和一定的使用寿命。常作高速主轴的支承件, 并成对安装使用。高速精密角接触球轴承使用寿命与安装有很大关系, 应注意以下事项:轴承安装应在无尘、洁净的房间内进行, 轴承要经过精心选配, 轴承隔圈要经过研磨, 在保持内外隔圈等高的前提下, 隔圈平行度应控制在1μm以下;轴承安装前应清洗干净, 清洗时内圈斜坡朝上, 手感应灵活, 无停滞感, 晾干后放入规定量油脂, 如属油雾润滑, 应放入少量的油雾油;轴承安装应采用专门工具, 受力均匀, 严禁敲打;轴承存放应清洁通风, 无腐蚀气体, 相对湿度不超过65%, 长期保管应定期防锈。
推力滑动轴承 篇2
关键词：关节轴承；装配高度；测量基准；测量仪
中图分类号：TH133 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2013）14-0013-03
1 概述
角接触（推力）关节轴承由于球形滑动接触面积大，倾斜角大，有较大的载荷能力和抗冲击能力，并具有抗腐蚀、耐磨损、自动调心、润滑好或自润滑型无润滑物污染的特点，因此广泛用于速度较低的摆动运动、倾斜运动和旋转运动的场合，如工程液压油缸、锻压机床、工程机械、自动化设备、汽车减震器、水利机械等。
角接触关节轴承和推力关节轴承是我公司六大系列中的两大系列的主导产品，产品型号繁多，每月都有大批量生产。该产品的装配高度（如图3的H值）是一个重要的技术参数，特别是自润滑型的，在成品终检时属于全数检验项目。因此，如何提高测量精度及测量效率，降低检测人员的劳动强度，成为企业保证批量生产产品质量、满足市场需求急待解决的问题。
2 原有测量方法及存在的问题
由于角接触（推力）关节轴承内、外圈的工作滑动表面均为少半球面，外圈与内圈可以相互摆动，常用的高度测量仪无法对该参数进行测量。原有的检测手段主要有两种：第一种是采用芯轴法测量，如图1所示。该检验方法有四个缺陷：（1）每种型号需配备一根与轴圈内径尺寸一致的芯轴；（2）芯轴与轴圈是间隙配合，间隙太大，测量值误差大；间隙太小，不容易装、卸出芯轴，测量困难；（3）检测大型号且批量大的产品，在装、卸出芯轴过程中对检验人员的体力要求较高，劳动强度大，且稍有不慎可能压伤手指；（4）每套次测量要重复装、卸出芯轴，检测效率低。第二种用千分尺测量法，如（图2）所示。用两把千分尺在产品的对称位置进行测量，测量时需反复调整千分尺的测量值，直至两把千分尺的测量值一致后，此时的测量值即为装配高度。该种检验方法缺陷是：（1）两把千分尺得多次调整才能得到测量值，测量繁琐，效率低，不适合批量测量；（2）需要一定的测量技能，才能得到准确的测量值。以上两种测量方法的缺陷主要是为了在测量中克服外圈与内圈可以相互摆动而造成的，所以如何在测量中快速保证两测量基准面相互平行这个测量难点成为设计的重点及核心。为此，本人设计了这台角接触（推力）关节轴承装配高度测量仪，以解决这一难题。
3 测量仪的测量原理
由于角接触（推力）关节轴承具有内外圈球径同心且可自动调心、球面的表面粗糙度小于Ra0.8等特点，所以对轴圈施加较小的压力F后，如图3所示，就可使轴圈的基准面与座圈的基准面平行，测量此时的H值即为该轴承的装配高度。
4 测量仪的主要结构
为实现图3所示的测量原理，可通过图4的测量机构来实现。仪器主要由以下几个部分组成：基础装置（工作台、立柱、悬臂、V型定位叉、防磨损垫片等）；升降传动系统（螺纹旋钮、梯形螺纹轴、压板）；测量系统（指示仪表架、精度0.01指示仪表）；防过载系统（防过载衬套、手柄等）；V形定位叉（位置可调节，定位被测轴承）。为了满足生产过程中不同型号规格轴承的检测，该测量仪设计时还考虑尽可能覆盖较多的型号，从GAC25～GAC150，GX10～GX120（轴承座圈公称外径Φ30～Φ230mm）均可测量。
5 设计要点
（1）本测量仪是利用轴承内、外圈可相互摆动且球径同心，可自动调心的特点设计的，其中压板与工作台是否平行是影响测量精度的一个重要因素。为了保证测量精度，除基础装置各相关部件的刚性及形位公差保证外，梯形螺纹轴外径与悬臂孔径的配合间隙，在满足梯形螺纹轴上下运动灵活的前提下，必须是精密的导向（间隙配合控制在0.02～0.04mm），以消除该间隙对测量精度的影响。
（2）在升降传动系统中，采用的是工艺性好、螺纹强度高、对中性好的梯形螺纹（导程20、螺距5）进行负荷的传递及行程的传动。该升降机构可以实现快速升降运动，提高工作效率，降低劳动强度；同时为防止对测量轴承施加的负载过大，造成测量仪和产品变形，还特别设计了一套防过载系统进行过载保护，如图5所示。手柄带动防过载衬套及钢球旋转，同时螺纹旋钮在压力钢球带动下旋转，当负载过大时，钢球被顶起，防过载衬套打滑旋转，从而起到过载保护作用。
（3）由于角接触轴承成品的轴圈非基准面与座圈基准面处于同一平面，如图6所示，在轴圈压平前，A点将低于基准面，所以测量时必须用支承块垫高轴承的座圈才能实现装配高度的测量。为此，我们在工作台上设计了两个可移动的支承块支承被测轴承。对于推力关节轴承，由于轴圈小端面高于座圈基准面，在轴圈压平前，A点不会低于基准面，所以可以拆除支承块，将轴承直接置于工作台测量。
以上是该仪器的一些创新点和设计思路，该仪器设计的最大创新点在于把原有的两种测量方法中需努力克服的测量难点（外圈与内圈可以相互摆动）转化为设计思路，并通过测量仪来实现快速、精确的测量。
6 测量误差分析
（1）从测量原理分析：在该仪器的刚性及制造精度保证（仪器的制造精度主要是指两方面：梯形螺纹轴外径与悬臂孔径配合精度、压板相对于工作台的平行度）的前提下，加上防过载系统保护及被测轴承自动调心的特点，该仪器的测量精度是可以保证的，并且测量定位快速。
（2）从实际使用进行验证：仪器制造完成后，我们从以下两个方面对测量误差进行实际验证：
第一，用不同的标准高度块进行重复测量验证，表1为验证数据。
第二，用芯轴测量法和该测量仪测量两种方法分别对同一套的GAC110S/K轴承的装配高度进行多次重复测量，验证其测量结果的重复性，测量数据如表2。
从表1的数据可以看出，测量结果的测量精度、重复精度均在0.01mm以内；从表2的数据可以看出，芯轴法测量较本测量仪测量的重复精度要差，这和芯轴法的测量缺陷是息息相关的。综上，该装置完全可以满足产品测量要求（装配高度公差值均在0.1mm以上）。
7 检测效率比较
经过现场生产的实际应用，本测量仪可降低检验人员的劳动强度，并且较芯轴法提高检测效率达近10倍（以GAC110S/K为例，芯轴法30～40秒/件，本测量仪3～5秒/件）。
8 结语
该测量仪解决了采用原有检测方法时检测精度差、检验人员劳动强度大的问题。
该测量仪检测效率比原有检测方法提高近10倍，并且可以对同系列不同规格的轴承进行检测，满足批量生产的要求。
因此，该测量仪的设计是成功的。
作者简介：陈小春（1971—），男，福建漳州人，福建龙溪轴承（集团）股份有限公司工程师，研究方向：关节轴承检测技术及工艺设计。
推力滑动轴承 篇3
随着科技的进步, 航空航天机械部件以及光学仪器等的零部件加工对机床的加工精度、尺寸、承载能力和加工速度都提出了越来越高的要求, 旋转机械也越来越趋于高速和大功率, 对轴承各方面性能的要求也越来越高。液体润滑具有摩擦阻力小、使用寿命长、抗振性能好、精度高、适应性好等特点, 采用液体静压支承能够使机床实现高精度、低损耗的加工。随着对流体润滑轴承研究的深入, 学者们发现油腔的形状对润滑性能有很大的影响, 合理选择油腔形式对提高润滑性能起着至关重要的作用。近年来, 有关静压轴承润滑性能与结构优化方面取得了很多研究成果。Safar等[1]在层流情况下, 对非对称的静压轴承的压力分布、承载能力和流量进行了分析, 研究表明, 轴承数和油腔厚度变化率对轴承润滑性能有很大影响。Prabhu等[2]在考虑油流惯性影响的前提下, 利用线性三角形单元有限元法对圆形腔圆锥静压推力轴承的承载能力进行了理论研究, 并用实验对其结论进行了验证, 理论值与实验值吻合较好。Chen等[3]研究了润滑油膜的压力分布以及节流器尺寸与油腔几何形状对流体形式的影响, 其计算结果为工程实际设计静压轴承以及其节流器提供了理论依据。邵俊鹏等[4]、Yu等[5]用有限体积法分析了扇形腔多油垫静压轴承支承环隙油膜润滑性能, 并对大尺度静压推力轴承油膜采用有限体积法进行分析, 得到了静压轴承内部的流速及压力分布。王锐昌[6]考虑了温度对润滑油黏度的影响, 依据流体力学有限元理论对新型动压推力轴承轴瓦的压力场进行了计算, 并在可逆式动压推力轴承实验台上进行了实验。张蕊华等[7]利用达朗贝尔原理, 建立了新型金属橡胶挤压油膜阻尼器转子系统的运动方程, 得到了相对偏心率的数学表达式;通过对比分析传统挤压油膜阻尼器与新型金属橡胶挤压油膜阻尼器的油膜压力分布特性, 解决了传统挤压油膜阻尼器所存在的油膜刚度高度非线性的问题。张宏献等[8]建立了椭圆滑动轴承的油膜力力学模型, 并采用基于Sommerfeld数的滑动轴承转子系统稳定性分析方法分析了该模型, 利用量纲一运行参数Op得到不同椭圆度误差的滑动轴承的稳定性临界曲线, 表明了滑动轴承轴颈的椭圆度误差对滑动轴承转子系统有显著影响。刘剑平等[9]基于Carreau流变模型和Ree-Eyring流变模型, 对剪切稀化流体线接触弹流润滑进行了完全数值分析, 得到了同一种润滑油在不同流变模型下的弹流油膜厚度, 并将理论分析得到的油膜厚度、经典弹流膜厚公式计算的油膜厚度以及实测的油膜厚度进行了对比, 幂函数形式的流变模型更能反映剪切稀化流体的流变特性。
本文在现有研究基础上, 用流体动力学和摩擦学相关理论, 对影响主轴旋转精度的因素进行分析, 揭示了环形腔静压推力轴承润滑性能。
1 环形腔静压轴承物理及数学模型
1.1 物理模型
静压推力轴承利用专用的供油装置, 将具有一定压力的润滑油送到轴承的静压腔内, 在静压腔中形成具有一定承载能力的润滑油层, 利用静压腔之间的压力差, 形成静压轴承的承载能力, 将轴承主轴浮升并承受外载荷[10]。静压润滑系统如图1所示。
静压导轨在几何上是圆形轴对称图形, 因此可以取导轨的1/12为研究对象进行研究, 工作台质量为18t, 承载40t, 油腔半径为95mm, 油腔深度为5mm, 封油边外圆半径为115mm, 进油管半径为4mm。
利用三维造型软件UG进行三维造型设计, 并提取环形腔内的油液, 对其进行六面体网格划分, 网格质量均达0.8以上。环形腔油膜网格模型及网格质量检测如图2所示。
1.2 基本假设及计算条件
(1) 静压导轨内部流场中, 流体看成不可压缩流体且流态为三维定常流动。
(2) 润滑油与固体间无相对滑动, 且润滑油的惯性力忽略不计。
(3) 润滑油由进油孔进入导轨内部, 经计算得Re小于2300, 导轨内部为层流状态。
(4) 旋转过程中, 不考虑工作台及底座的热变形。
1.3 数学模型
分析不同油膜厚度的压力场、速度场和温度场, 必须首先了解在入口流量恒定不变的情况下工作台上的载荷F与油膜厚度的关系, 外载荷越大, 油膜越薄。本文主要对环形腔静压推力轴承进行了分析, 在高速旋转下, 油膜的实际压力分布如图3所示。
如图3所示, 环隙油膜有效承载面积可由公式F=p1A求得, p1为油腔压力, 推力F包括封油边及导轨的合成推力FL和油腔中流体的压力所具有的推力FM, 即
式中, d、D分别为油腔内外直径。
因此可得出油膜有效承载面积:
根据流体的黏度特性可知, 液压油流入进油口时的进流阻力R1并非常数, 而是与流量成正比, 这是因为当载荷增大时, 油膜厚度h减小, 增加了外流阻力R0而降低了流量, 这样就使得进流阻力R1减小。在此引入一个阻力比系数λ, 使得 (R0与1/h3成正比, R1为常数值) , hd为设计油膜厚度, 它是一个常数。假定供油压力为p2, 则供油压力与油腔压力的关系为
因为在任何载荷下都有F=p1A, 因此可以推导出工作台上的载荷与油膜厚度的关系式:
由此可见, 得出了载荷与油膜厚度的关系式, 就可以通过改变油膜厚度来调节承载能力。
2 数值计算
应用ANSYS ICEM CFD对油膜模型进行结构化六面体网格划分, 得到良好的网格质量。而后对腔内流体进行边界条件设置, 主要对进油口、出油口和旋转面进行边界条件设置, 待前处理过程完毕便可进行求解, 将求解域流体设定为shear stress transport模型, 参考压力设置为标准大气压。收敛标准以方根残差 (RMS) 达到10-4为良好的收敛结果, 可满足通常工程应用的需求。
3 结果及分析
迭代计算收敛后, 保存计算结果, 对计算结果进行后处理, 得到油膜厚度分别为0.11mm、0.115mm、0.12mm、0.125mm、0.13mm、0.135mm、0.14mm和0.145mm时的压力场、速度场和温度场的云图, 由于本文空间有限, 因此仅给出油膜厚度为0.11mm和0.145mm的温度场、压力场和速度场的云图。压力场如图4、图5所示。
在入口流量一定的条件下通过增加工作台上的载荷重量, 使油膜厚度逐渐减小, 由上述不同油膜厚度分布的压力场可以看出, 在相同油腔内提取出的油液, 随油膜厚度增加, 油膜的压力逐渐减小, 这是由于入口流量不变的情况下对油液进行加载, 油膜厚度逐渐变小, 油液受压使油膜分子间的内聚力加大, 因此油膜压力会增加, 这与理论值完全吻合。由于工作台作逆时针旋转, 因离心力作用, 油腔左侧有一低压区, 甚至出现负体积, 即有回流现象, 而油腔右侧有一高压区。不同油膜厚度的具体压力分布情况如图6和图7所示。
温度场见图8、图9。根据温度场可以看出, 由于油液温度的不对称分布, 工作台在逆时针旋转的过程中, 油腔左侧有经过回油槽的冷却, 出口边左侧油温较低, 油膜剪切热主要发生在油腔右侧位置, 所以出口边右侧温度较高。由于静压轴承沿半径内外侧散热效果较差, 所以高温区分布在半径外侧靠右边位置。随着油膜厚度的增加, 油腔内的油温逐渐降低, 说明油膜厚度越薄对油温变化越敏感。张艳芹等[11]采用有限体积法并选取FLUENT中的分离式求解器进行求解, 得出了轴承周期端面较准确的不对称温度分布及温度场分布规律, 该研究结果与本文所得出的结论相吻合。油温随油膜厚度的具体变化如图10所示。
速度场见图11、图12。由油膜厚度的等速线图可以看出, 油膜厚度不同对不同位置的速度基本无影响, 均是油腔外侧油液速度比油腔内侧速度大, 这与理论转速与半径成正比的结论吻合, 不同油膜厚度的高速区大小基本相同。
4 结论
(1) 本文采用有限体积法与数值模拟相结合的新方法间接得到了静压轴承内部的压力场、温度场和速度场, 解决了实际工程中不同油膜厚度对压力、温度和速度的影响, 节约了时间和经济成本。
(2) 在入口流量不变的情况下, 推导出了载荷与油膜厚度的关系式, 通过调节油膜厚度值实现了对载荷变化的控制。
(3) 比较不同油膜厚度的压力场、速度场和温度场可知, 随油膜厚度增加 (载荷减小) , 油膜的压力逐渐减小, 温度逐渐降低, 而速度场基本无影响。
(4) 通过此方法可以对其他腔形的润滑性能进行模拟, 从而大大节省了通过实际试验测试所需的时间和费用。
摘要：以某高速重载数控5m立车的环形腔静压推力轴承为对象, 对其润滑性能进行了研究, 推导出静压承载力与油膜厚度的关系式。依据计算流体力学 (CFD) 理论, 采用ANSYS ICEM CFD和ANSYS CFX软件对环形腔静压推力轴承内部流体压力场、温度场和速度场进行了仿真计算, 通过改变油膜厚度实现对工作台承载变化的研究, 得到了不同油膜厚度时压力场、温度场和速度场的变化规律, 实现了高速重载静压推力轴承润滑性能预测。
关键词：静压推力轴承,计算流体力学,润滑性能,高速重载,模拟研究
参考文献
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推力滑动轴承 篇4
关键词：碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承,安装工艺,运行情况
1 基本情况
连云港市临洪东站位于连云港市北郊,是治淮工程沂沭泗洪水东调南下主体工程之一,承担蔷薇河流域1 054 km2的内涝强排任务,为目前我国单站装机容量最大的抽水泵站。
国内大型立式水泵机组普遍采用刚性支撑推力轴承, 形成了较为成熟的安装使用规范,它的缺点主要集中为检修或安装调水平难、受力不易调整, 安装工作量大, 运行时各瓦块的负荷容易出现不均[1]。国内最近研制生产了碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承的大型立式电机,并在少量大型立式泵机组中尝试工程应用。新型轴承在安装、维修等方面理论上优于传统轴承,但由于新的结构特点,不能利用已有的安装工艺,加上缺乏在泵站工程上的应用经验,采用的临时安装工艺甚至与安装规范冲突,因此开展碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承在泵站的应用研究,特别是对其安装工艺流程的研究,有非常重要的现实意义。
2 碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承结构
图1为碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承的典型结构,各部件的结构原理如下。
1-推力头;2-导轴承瓦;3-卡环;4-导瓦调节螺栓;5-密封件;6-推力瓦;7-承板;8-导轴承座
(1)
推力头与镜板是整体结构,可消除组合部件加工和组装时出现的累积误差,有利于油膜的迅速建立。
(2)
导轴承瓦固定在导轴承座上,内圆与推力头外圆之间形成油膜,承受旋转机械的径向负载。
(3)
卡环的下平面开有泄油槽,其表面精度较高。
碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承简化了推力瓦的研刮过程,免去了测量调整镜板水平和推力瓦受力程序,缩短了安装工期,检修维护更加简便,运行更加可靠,经济效益明显,可以预期,它在我国的水利行业中将有广阔的应用和发展前景。因在江苏省大型泵站中是第一次运用,其安装工艺流程和方法只能在施工实践中探索。
3 施工方案及工艺流程
碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承在江苏省大型泵站中是第一次运用,没有任何经验和规范可循,如图1所示,它与水利系统中常用的刚性支撑推力轴承最大的不同在于没有绝缘垫,不能通过刮削绝缘垫的方法来处理轴线的摆度;没有抗重螺栓,不能通过调节抗重螺栓来处理转动部分的水平,这是在安装中面临的最大的难点。
3.1 施工方案的确定
因碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承结构的复杂性和特殊性,应用怎样的装配工艺,将直接关系到主机组的安全使用。通过研究,设计了3套方案。
方案一:定子安装结束后,直接进行安装,固定部分、转动部分的水平由电机制造商制造生产工艺保证,在卡环与轴颈配合处垫铜片对电机摆度进行处理(湖北新滩口泵站曾做过这样的处理)。
方案二:电机水平的处理与方案一相同,在摆度处理上采用东方电机股份有限公司对5台东深电动机采用磨卡环找摆度的方法[2]。
方案三:在保证产品质量的前提下,固定部分的水平只有通过提高定子这一基准面的水平,来保证轴承的水平,将定子安装水平从0.03 mm/m提高到0.02 mm/m,从而保证上机架的安装基准(即固定部分水平);转动部分只有垫上机架处理轴系水平,通过盘车来检验。但对于电机下导处的摆度,轴承内部不可能采取任何方式进行调整,用氧气乙炔火焰烘烤, 利用转子本身的重力作用和控制大轴金属材料的热胀冷缩变形, 来矫正大轴摆度。
方案一、方案二中电机的水平都依赖于电机制造商制造生产工艺,下导的摆度通过对卡环进行垫铜片处理、或用磨卡环进行处理,都必然产生卡环与推力头之间间隙不均匀,是规范[3]所不允许的(卡环受力后,其局部轴向间隙不得大于0.03 mm,间隙过大时,不得加垫),会严重影响以后机组的安全运行。方案三需要一定的安装经验和水平,通过安装工艺来保证电机的运行质量。
通过3个方案的比较,采用了精调定子水平,垫上机架处理转动部分水平;火焰矫正处理镜板水平的施工方案,拟定了施工流程与相关工艺要求,在连云港临洪东泵站12台机组的安装实践中取得了圆满的成功。
3.2 转动部分水平的处理
刚性支撑电机推力轴承转动部件安装的最后一道工序——推力瓦受力调整,通常采用手工操作方法,用同一把扳手,同一把手锤,同一个师傅操作,易使各推力瓦承载不均。碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承有效避免了这一情况,能过其碟形弹簧能达到自身的自我调节,自由平衡其受力状况,不能进行人工的调节,固定部分的水平只能通过厂家加工工艺来控制,但轴系的水平关系到运行状况和空气间隙的情况,而此种轴承结构的特殊性又决定了只能通过垫上机架来处理,调整转动部分轴系的水平在0.03 mm以内。
3.3 摆度的处理
通过连云港临洪东泵站的12台机组安装中发现,初次盘车,转子上导摆度都能达到规范要求,下导的摆度是规范的4～6倍(转动轴线的垂直度允许误差为0.02 mm/m),个别大的达到10倍左右,大大超出了规范[3]要求,有其工艺水平的原因,更多的是运输过程中转子直径、高度都不允许直立,只能水平运输,最重的磁极、轮辐等都在中间,极易造成转子的曲折,所以摆度的处理是不可避免的。
3.3.1 火焰矫正法的原理
火焰矫正常用加热气体火焰是普通的氧-乙炔焰,金属具有热胀冷缩的特性,当局部加热时被加热处的材料受热膨胀,由于周围温度低,因此膨胀受到阻碍,此时加热处的金属受到压应力,停止加热后,金属冷却缩短,结果加热处的金属纤维比原来的短,因而产生了新的变形[4]。矫正前,先了解结构的性质,若经火焰加热后,性能有显著降低者,不能采用火焰矫正。火焰矫正加热温度一般不要超过800 ℃,此点应严格控制[5]。
3.3.2 安装过程实例
连云港临洪东站某台机组安装过程中,转动轴线的垂直度以轴长3 m进行换算,电动机轴下导处摆度的最大值不能超过0.06 mm,第一次盘车时(仅盘电机轴,未连水泵轴之前),电动机轴下导相对摆度最大处达到了61丝,最大点在西北角,极大超出了规范的要求。根据碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承的结构特性,只能采用火焰矫正法对电动机轴下导摆度进行调整。
加热方案的确定:由于电动机轴下导处摆度太大,可能需要多次加热矫正,要先画好加热区的方位,算出大致需要的加热次数,预留一定的位置,加热区在主轴颈弯曲凸面上(即电动机轴弯曲部位),转子与下导中间部位,此处空间较大、易操作。
轴颈加热顺序为:加热时先预先准备好足够的氧气、乙炔和水,并在电机轴下导处同一方位架好百分表以监视下导处的摆度情况。当温度升至700 ℃ 左右(显樱红色), 停止加热,立即用冷却水淬火, 待大轴温度降至室温后, 进行盘车对电动机轴下导处摆度进行检查。经过这样矫正后, 摆度会大为减小, 若需要重新加热时, 加热温度和时间要相应减少。以下是同一电动机轴历次火焰矫正情况,所测数据均为百分表架在下导处的摆度实测最大值。
从表1可以看出,同样一个操作人每次加热的地点、加热的时长、测量的位置在一样,最终的效果就不一样,相对下导处百分表的读数而言,最终冷却后的值在1/10左右,并随着加热次数的变多而变小。
4 试运行情况分析
2011年8月,对前6台机组进行了试运行,以其中一台为例,下游水位为3.5 m,上游水位为0.5 m,环境温度33.5 ℃,其温升对比如图3、图4所示。
本次试运行,由于上游来水不多,水位下降太快,某机组共运行了8 h,其中开停次数为2次。从以上3个表可以看出,推力瓦、导向瓦在运行后的1 h内温升很快,1.5 h后温度完全稳定,推力瓦稳定在59.7 ℃左右,导向瓦稳定在为52.9 ℃左右,并基本不再上升(按厂家要求,推力瓦最高运行温度为90 ℃,导向瓦最高运行温度为70 ℃),而且所有径向和轴向的振动参数都符合规范要求,这说明我们在施工中所采用的火焰矫正工艺,总结的圆形弹性推力瓦滑动轴承施工流程能经得起实践的考正。
5 结 语
连云港临洪东泵站使用的碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承的安装采用了精调定子水平、综合处理下导摆度安装推力轴承的施工工艺,精调定子水平保证了轴承的安装基准,提高了泵机组安装精度;对轴承结构中不可调的电机下导摆度采用了火焰矫正施工工艺。此方法可操作性强,减少了机组安装工作量,缩短了工作时间,大大节约了直接经济成本。由机组安装过程中的检测和监测可知,盘车过程中的轴系水平值、轴向摆度值,都达到了安装规范中优良标准的要求。此方法可操作性强、所需人员费用少,传统刚性支撑轴承安装过程需10人、15 d时间;而碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承无需刮瓦,施工方便,只需10人、10 d时间,减少了机组安装工作量,缩短了工作时间,大大节约了直接经济成本。试运行情况表明,推力瓦、导向瓦温度及油缸油温温度低;电机、水泵径向、轴向在各个部位的振动值只有安装规范控制值的一半,与传统刚性支撑轴承相比更容易控制机组安装质量、满足运行要求。碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承有其安装、运行的优点,但其对生产加工精度要求较高,生产制造厂商要进一步提高生产、装配水平,保证产品质量,才能确保泵机组安装质量和运行安全。研究成果将推进碟簧支撑圆形瓦推力滑动轴承安装检修规范的建立与完善,加快这一新型轴承形式在大型泵站的推广应用。
参考文献
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先进高转速推力轴承试验台建成 篇5
先进高速推力轴承试验台, 可满足大规格、高水平的水轮发电机推力轴承试验的需要, 近日在四川省德阳市建成并投入使用。这标志着我国轴承试验平台跃上一个新水平。
高速推力轴承试验平台, 一直是各种电力设备研究制造的重要试验工具。东方电机公司原有的轴承试验台建于1986年, 其最高转速只有每分钟360转, 只能进行1000吨级的水轮发电机推力轴承模型试验, 已远远不能适应国际国内大型水电设备研究制造的需求。
该公司科技人员从2010年1月开始, 自行设计, 通过技术攻关, 历时1年多建成了国内首台高速推力轴承试验台。这台轴承试验台, 最高转速每分钟可达750转、最大加载能力达2000吨、最大试验轴承外径达2800毫米、拖动电动机功率达4500千瓦, 拖动系统由交流电动机与高压变频器组成, 采用了测试与控制合为一体的全数字柔性测控系统。这一试验平台能够进行6000吨级的巨型水轮机发电机推力轴承模型试验和抽水蓄能机组的全尺寸双向推力轴承全工况模拟试验, 完全能够满足百万千瓦级水轮发电机推力的试验需要, 也能满足大规模开发抽水蓄能机组双向高转速推力轴承试验研究的需要。
推力滑动轴承 篇6
三峡电站ALSTOM机组推力轴承为弹性小支柱式推力轴承, 为ALSTOM专利结构, 表面为巴氏合金, 其内外径分别为3.5 m和5.2 m[1]。自机组投入运行以来存在诸多问题, 主要有:镜板与推力头连接螺栓均有不同程度的松动, 部分机组镜板与推力头组合缝存在局部间隙及油流情况, 镜板与推力头连接螺栓发生断裂, 镜板与推力头组合面锈蚀较严重等。受三峡电厂委托, 我公司对造成上述现象的原因进行分析, 根据我公司设计规范以及参考其他公司类似问题处理方法[2,3], 分析为以下原因导致上述轴承问题:1) 镜板厚度薄, 刚度弱。推力头与镜板结合面间周期性出现了缝隙和被压合的现象, 导致镜板推力头结合面锈蚀及螺栓疲劳断裂。2) 把合螺栓数量少, 规格小, 抗疲劳能力弱。
为了消除三峡ALSTOM机组推力轴承问题要从这两方面着手处理, 增加镜板厚度, 增加把合螺栓数量或者增大螺纹规格, 在镜板推力头把合面内外侧增加密封圈。
1 推力轴承结构优化方案
对左岸ALSTOM镜板和推力头结构改造有下列4种方案, 见表1。
1.1 方案Ⅰ具体实施步骤
推力头、镜板解体, 拆开后全面清理锈蚀, 车床分别修磨镜板、推力头把合面, 在镜板与推力头把合面内外圆开密封沟, 推力头镜板把合螺栓孔增加一倍, 螺纹规格不变。
此方案保留了原镜板和推力头, 因此须增加把合螺栓个数。数量和规格为32-M20, 双排64个孔, 然后按图纸要求加工修复各自的结合面和镜面。修复后的镜板厚度约75 mm, 加工量应尽量小。此方案仅花加工费用, 按计划须等候加工用时, 停机时间较长。改造后结构功能与右岸哈厂小改结构相当。
右岸哈厂机组推力头与镜板把合螺栓数量和规格为24-M20, 双排48个孔, 无密封沟, 目前使用下来, 未再发现把合面锈蚀现象。此方案较哈厂右岸把合面的螺栓多, 且设有密封条, 把合面情况优于右岸哈厂机组, 因此该方案是可行的。
1.推力头2.把合螺栓3.密封圈4.镜板
具体说明:1) 在推力头和镜板两孔之间分别加工光孔和螺孔。2) 在推力头内外侧加工密封沟8.6 mm×6.5 mm。3) 配用的密封条为φ8 mm, 长度32.5 m。4) 因螺栓增加了, 因此需要在内外圈环盖上同样增加一倍的孔, 便于拧紧螺杆;重新加工M20双头螺柱;重新采购垫圈 (GB/T97.1-1985140HV) 和螺母 (GB/T 6170-2000 M30 8) 。
1.2 方案Ⅱ具体实施步骤
更换镜板, 厚度增加为160 mm, 为保证原高程, 推力头相应配车, 推力头镜板把合螺栓孔增加一倍, 内外圈螺杆分别由16-M20增大为M30。
此方案仅保留原推力头, 更换新镜板, 目的是增加镜板厚度, 因受导瓦位置限制, 新镜板厚度为160 mm。把合孔和螺栓数量为64个M36螺杆。应按改造用图进行加工。该方案改造费用为修复推力头和更换新镜板费用。改造后结构功能优于VGS镜板和推力头结构, 为推荐方案。
1.3 方案Ⅲ具体实施步骤
推力头与镜板采用整锻结构, 省去了螺杆螺母, 彻底根除此问题。
此方案将原镜板和推力头全废掉, 更换一个锻造成一体的镜板推力头结构, 可彻底解决镜板和推力头结合面存在的不良影响。该结构的优点是:符合推力轴承性能计算时, 假设镜板和推力头是完全一样的刚性体, 使性能提高;与导瓦摩擦的柱面比原铸钢的表面质量得到提升, 对导轴承运行有利。保留原挡油管, 需更换油槽盖上的两个小密封盖, 可保证原推力轴承的密封效果。改造费用较高, 但按计划改造停机时间较短, 可做大拆后立即安装。哈厂已有多台机组安全运行整锻镜板推力头实例, 例如鲁布革、天生桥、直孔电站。
1.4 方案Ⅳ具体实施步骤
推力头、镜板解体拆开后全面清理锈蚀, 车床分别修磨镜板、推力头把合面, 在镜板与推力头把合面内外圆开密封沟, 推力头镜板把合螺栓孔增加一倍, 螺纹尺寸改为M30。
此方案保留原镜板和推力头, 增加把合螺栓个数和规格, 将推力头把合孔在原分布位置扩孔和钻孔, 数量和规格为32-φ32, 双排64个孔, 将镜板中螺孔在原分布位置攻钻, 螺孔数量和规格为32-M30双排共64个, 然后按图纸要求加工修复各自的结合面和镜面。修复后的镜板厚度约为75 mm, 加工量应尽量小。此方案仅花加工费用, 按计划须等候加工用时, 停机时间较长。改造后结构功能与右岸哈厂小改结构相当。
具体说明:1) M20螺纹大径准20 mm, M30粗牙螺纹底孔φ26.5 mm, 因此可以把镜板中的M20螺纹改为M30螺纹。2) 将推力头上对应的孔加工到准32 mm;沉头孔加工到φ85 mm, 距下面的距离为263 mm;在推力头内外侧加工密封沟8.6 mm×6.5 mm。配用的密封条为φ8 mm, 长度32.5 m。3) 因螺栓增加了, 因此同样需要在内外圈环盖上同样增加一倍的孔, 便于拧紧螺杆;重新加工M30双头螺柱;重新采购垫圈 (GB/T97.1-1985 140HV) 和螺母 (GB/T 6170-2000 M30 8) 。
2 推力轴承结构优化方案
根据电厂观测, 推力头与镜板存在相对位移。螺杆断裂部位为与镜板连接段螺纹根部, 断口整齐, 其中断口上部约15 mm内有疑似挤压痕迹, 检查其他螺栓孔发现, 内圈螺栓孔及螺栓绝大部分有此痕迹, 外圈螺栓孔无此现象。压痕位置一致, 均位于俯视逆时针侧, 怀疑螺杆有受到剪切应力的可能, 因此在方案Ⅰ的基础上, 在推力头与镜板把合面上安装了径向销钉, 为避免销钉在转动时飞出, 销钉设计成“T”形, 具体如图2所示。
三峡电厂综合考虑了上述各方案的改造成本及改造时间, 最终确定了方案如下[4]:
1) 推力头与镜板把合螺栓数量由16个增加为32个。
2) 推力头与镜板把合面内外侧增加2个密封槽, 设置密封圈。
3) 推力头与镜板把合面设置骑缝销钉。
3 结语
三峡电站推力轴承已经改造完毕, 目前轴承运行状态良好。同时该案例提醒设计者在设计时要注意合理选择镜板的厚度及把合螺栓数量。
参考文献
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水轮发电机组推力轴承技术的发展 篇7
1 推力轴承材料
俄罗斯古比雪夫航空学院在1970年研制成了弹性金属塑料瓦推力轴承, 后来在1980年代后期, 国内也成功研制成弹性金属塑料瓦。在国内各大发电机机组工作运行中发现, 它的特点是弹性金属塑料瓦的安装维护很简单, 基本不怎么需要严格维护, 而且运行的可靠性高, 弹性金属塑料瓦还不同于其他推力轴承材料, 它在工作运行中所受的条件限制较少, 且运行性能要比其他材料优越。巴氏合金是目前人们在发电机机组领域最广为人知的轴承材料, 是锡金与铅基轴承的合金, 锡金还具有减磨特性。据资料及长期实验显示, 巴士合金是唯一一个适合相对低硬度轴承转动的材料。巴氏合金与其他的材料相比, 具有较为明显的压入性, 与发电机其他组件有较强的适应性。巴氏合金一般广泛用于矿山机械和大型旋转机械等方面。
2 支撑结构方面
对于推力轴承而言, 支撑结构是其重要的组成部分。针对瓦间负荷的分配, 支撑结构起到了很大的作用, 推力轴承的支撑结构不同, 那么所承载的能力也会受到影响。另外, 推力轴承的支撑结构还对推力瓦的变形起着重要作用, 从而影响着其工作性能。世界各大水电机组制造商通过对推力轴承的不断实验研究, 都已形成了各自的推力轴承支撑结构, 主要有支柱螺丝托盘支撑、双托盘弹性梁支撑、弹性油箱支撑、弹性盘支撑、多盘多线支撑、平衡块支撑等。
3 循环冷却系统
水轮发电机组推力轴承的润滑冷却采用的是内循环冷却与外循环冷却两种方式。其中内循环冷却方式是指油的冷却器与推力轴承一同安装在油槽内, 利用油槽内旋转部件的黏滞作用和油的对流换热来形成回路。外循环冷却是指冷却器与推力轴承分别安在油槽的内部和外部, 外循环根据循环动力的方式又分为自身泵与外加泵。
4 技术研究
推力轴承技术涉及多个科学领域。推力轴承的发展研究主要包括润滑性能的分析、试验, 物理和机械的性能研究。推力轴承的特性相当复杂, 瓦面油膜温度不相等、压力不同以及瓦的热弹变形是推力轴承的特点, 边界条件和推力轴承的热、弹变形计算的准确性是影响热弹流计算结果准确性的关键因素。企业一般通过联立求解润滑油膜的动压、热能量、油膜厚度等方程及瓦的热传导、热弹变形求解出推力轴承的参数, 以此来表现润滑过程的特征。
4.1 推力轴承试验方面
推力轴承试验在3 000t推力轴承试验台进行。进行过的试验项目有:第一, 1 000t双向推力轴承试验。第二, 三峡6 000t级弹性金属塑料瓦推力轴承试验。
4.2 真机试验
相对于新型结构的推力轴承, 试验是最行之有效的科研方法, 所进行的真机试验包括:第一, 三峡3号机推力轴承试验。这个试验是为了葛洲坝机组推力轴承水冷瓦制造而进行的中间机组试验。第二, 新安江机组推力轴承试验, 确保了我国大型水电站机组推力轴承的可靠运行。第三, 水口7号机推力轴承试验。这一试验的目的是为了了解弹性梁支柱结构推力轴承的性能。
5 推力轴承的典型及发展
三峡发电机推力轴承采用的是小支柱支撑的双层巴士合金瓦推力轴承, 并采用外循环润滑冷却, 水口推力轴承采用弹性梁双托盘支撑并用内循环润滑冷却。水轮发电机的最重要部件就是推力轴承, 它承载着整个机组大的轴向负荷, 所以整个机组的运转起着决定性的作用的就是推力轴承性能的优劣。随着水轮发电机组推力轴承制造水平的不断提高, 其单机容量不断增大, 已成为制约机组水平提高的主要因素, 以哈电公司为例, 20世纪60年代初就开始了推力轴承的技术科研, 20世纪70年代末就已成立轴承技术研究的专门机构, 形成了集技术设计、科研开发、试验研究于一体的推力轴承体系。以弹性油箱为代表, 其中包括弹性梁双托盘、弹性盘、支柱螺丝托盘和平衡块等推力轴承支柱结构。三峡机组又在1999年完成了巴氏合金瓦推力轴承试验, 随即又在2004年完成了双向推力轴承试验。这些项目所取得的成果为推力轴承的技术进步做出了巨大的贡献, 进一步提高了对推力轴承技术的研究与发展。
6 推力轴承试验台
由以往的试验与各大发电机组运行情况来看, 中小型水轮发电机推力轴承试验研究适宜采用1 000t推力轴承试验台。大中型水轮发电机推力轴承试验研究适宜采用3 000t推力轴承试验台。3 000t推力轴承试验台进行部分改装后还可用于高速试验, 试验时还可同时测量全部瓦的不同半径位置。为了确定推力轴承的损耗程度, 可在某一块瓦和镜板的不同位置上安装温度传感器, 通过测量水温和流量, 来确定其损耗。安装位移传感器, 可以确定总轴向负荷。
7 小结
只有在支撑结构、循环方式等设计和轴承性能的试验方面的研究和发展及具有推力轴承试验台等一些科研设备的前提下, 才能够具备高水平的推力轴承产品开发能力。
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推力滑动轴承 篇8
双螺杆挤出机的端部需要承受巨大的轴向推力,但其径向尺寸受到结构的限制,所以必须使用专用的推力轴承,这种轴承的径向尺寸一定,而轴向一般有几组,所以称之为多排推力轴承。多排推力轴承作为双螺杆轴端的重要组件,对双螺杆挤出机的性能及寿命都有很大的影响,而各排轴承的受力不均是引起轴承失效的主要原因,所以如何使各排轴承所受到的载荷平均成为一个重要的研究方向。本文利用ANSYS有限元软件来分析多排推力轴承的受力情况,对其建模、分析并求解,这样就可以检验轴承是否达到均载。
1 多排推力轴承的结构和尺寸
图 1为一组4排推力圆柱滚子轴承的结构示意图。其主要技术参数为:轴径d=35 mm,外径D=72 mm,轴向总长L=106 mm,外载荷F为40 kN～160 kN,转速为50 r/min～400 r/min,各排轴承都采用15个圆柱滚子作滚动元件。在这组轴承中,内、外垫圈为薄壁圆筒,壁厚在0.9 mm～5 mm之间不等,取内垫圈厚度分别为4.5 mm、2.6 mm、1.3 mm,外垫圈厚度分别为0.9 mm、1.8 mm、2.8 mm,用ANSYS软件来分析各排推力轴承是否均载,要求均载率在93%以 上。
2 利用ANSYS软件进行分析
薄壁圆筒是多排推力轴承的关键零件,起着弹性支承的作用,每个薄壁圆筒的结构尺寸相互关联,决定着多排推力轴承的均载率。由于空间的严格限制,薄壁圆筒的尺寸必须经过精确的计算和加工,所以研究均载轴承的关键就是要严格控制薄壁圆筒的尺寸。
2.1 前处理
2.1.1 定义材料类型及参数
在打开ANSYS有限元软件并创建了文件名称及路径后,首先要选择结构的类型,在模型中要用到两种结构,分别是Brick 8node 45和Tet 10node 92两种;接下来输入材料的弹性模量和泊松比,分别为2×1011 Pa和0.3。
1,2,3,4—圆柱滚子;5,7,9,11—轴圈;6,8,10,12—座圈;13,14,15—内垫圈;16,17,18—外垫圈
2.1.2 建立实体模型
在定义了材料的常量后,开始进行ANSYS三维建模。ANSYS建模的基本方法有3种:自底向上法(Bottom-up Method)、自顶向下(Top-down Method)及使用布尔运算命令并混合使用前两种方法。本文结合轴承的结构和各种方法的优缺点,选择使用布尔运算和前两种建模方法结合的方法。建立的模型见图2(多排推力轴承的1/15)。
2.1.3 进行网格划分
在设计轴承时需要知道内垫圈和外垫圈所受到的作用力,所以要使用映射网格来划分这些垫圈,而对于其他部分就可以用自由网格来划分。在划分网格前要先进行材料的定义,为了区分映射网格和自由网格,将内垫圈和外垫圈的中间部分定义为Structural Solid 中的Brick 8node 45单元,将其他部分定义为Structural Solid 中的Tet 10node 92单元。然后选择映射网格和自由网格的属性,网格划分后的模型见图3。
2.2 对模型进行约束并施加载荷
轴承模型共有两个约束,一个是底座的轴向约束,另一个是轴承在圆周方向的约束。将约束限制后,在第一圈轴承上施加载荷(计算后约为100 MPa),这样就完成了模型的约束和加载,然后由ANSYS软件进行有限元分析,并得到各种分析数据和图形。
2.3 处理有限元分析后的数据
在各种分析数据中,找出各个节点在Y轴方向所受的应力,经过处理,可以计算出每个内垫圈和外垫圈的载荷,计算结果见表1。由此可以算出各排轴承所受到的载荷,计算结果见表2。
2.4 计算均载率是否满足均载要求
对于4排推力轴承,均载率η的计算公式为:
其中:Rimax为各排轴承中最大负载;Rimin为各排轴承中最小负载;F为总外载荷;N为多排推力轴承的排数[5]。将Rimax=948.218 MPa,Rimin=922.541 MPa,N=4,F=3 722.678 MPa代入公式,计算出均载率η为97.2%>93%,满足设计要求。
3 结论
(1)这组多排推力轴承满足均载的要求,可以大大提高各个轴承的使用寿命,同时节省了大量的成本。
(2)在理论设计中,可能存在多种内、外垫圈的尺寸满足均载率要求,为了使推力轴承所达到的均载效果更好,需要做试验来进行验证。
(3)ANSYS软件已成为现代机械产品设计中的一种重要工具,可以对复杂受力情况下的结构进行应力应变分析,并且分析的结果与实际情况比较符合,因而在实际中可以很好地指导和优化设计。
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