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1、.催化1#主风机组齿轮箱振动原因分析及轴瓦改造催化1#主风机组齿轮箱振动原因分析及轴瓦改造摘要：本文针对催化1#主风机组齿轮箱在两次烟机试发电中高速轴振动大的状况，通过对齿轮箱的振动监测和频谱分析，得出了产生振动的原因是油膜失稳的结论，因而把圆轴瓦改造成椭圆瓦，从而取得了较好的运行效果。关键词：高速轴 油膜失稳 椭圆瓦1概况 催化1#主风机机组（B1101）是催化装置的关键设备，作用是提供再生器烧焦用风，它由AV71-11型轴流式压缩机、TP11-160型烟气轮机、GH530型齿轮箱和YCH710-4型电动/发电机组成。其中，轴流式压缩机由陕西鼓风机厂制造，烟机由西安航空发动机公司制造，齿轮箱
2、由郑州机械研究所制造，电动/发电机由上海电机厂制造。机组具体布置见下图： 电机 齿 轮 箱 主风机 烟机该机组自1999年10月安装投用以来运行平稳，但在两次烟机发电试验中，均由于齿轮箱高速轴电机端振动大，以失败告终。发电试验的失败，导致机组在运行时只能使电机一直工作在耗电状态，并制约了烟机效率的提高、造成了烟气热能的大量损失。其中，齿轮箱的主要技术参数如下：型号：GH530 齿形：双圆弧人字齿传递功率（正向）：6300Kw 传递功率（反向）：4500Kw高速轴转速：4660r/min 低速轴转速：1550r/min高速轴Vc：10067r/min 低速轴Vc：5467r/min大齿齿数：87
3、 小齿齿数：28中心距：5300.035mm 2存在的缺陷及原因分析2.1存在的缺陷 早在1999年8月份烟机主风机组试车时，齿轮箱高速轴自由端及联轴器端振动较大。在装置开工后，机组的齿轮箱高速轴振动维持在50m左右（标准要求50m）。2000年3月份装置因故停工，借机对齿轮箱高速轴的轴瓦间隙进行调整，其中对电机端上轴瓦中分面进行磨削0.10mm，把轴瓦间隙由0.43mm（设计标准为0.330.43mm）调整为0.33mm，并在上瓦背加铜皮0.10mm，以保持瓦背紧力基本上不变。同样对风机端上轴瓦中分面进行处理，把轴瓦间隙由0.40mm调整为0.34mm。投用后齿轮箱振动有所减小，并在7月份烟
4、机进行发电试验，当电机最小耗功为256Kw时，齿轮箱振动为50m，但由于各种因素的制约，烟机发电没有成功。2001年2月27日，烟机再次进行发电试验，发电终于成功，最高发电量达到459 Kw。整个发电过程中，齿轮箱高速轴风机端的轴振动变化不大，基本上维持在2040m之间，但电机端轴振动在电机功率变化时波动较大。当电机耗功300Kw，轴振动最大值为19m；当电机耗功在300200 Kw时，轴振动最大值为49m；当电机耗功在2000 Kw时，轴振动最大值为23m；当电机发电在0400 Kw时，轴振动在5070m波动；当电机发电400Kw时，轴振动最大值达到了120m，瓦温从试验前的59上升到81。
5、最后考虑到轴振动在电机发电时波动较大，且发电量太少，为了安全起见，机组调回到原来耗电300400Kw的稳定工作状态。2.2原因分析2001年3月2日利用CF-300仪器从Bently仪表的Buffer口对齿轮箱高、低速轴进行了振动测试，其中高速轴频谱图如下：齿轮箱高速轴靠电机侧水平方向齿轮箱高速轴靠电机侧垂直方向齿轮箱高速轴靠风机侧水平方向齿轮箱高速轴靠风机侧垂直方向 由上述振动频谱图，并参照催化在线监测系统数据库，分析可见齿轮箱振动最大的测点为高速轴电机端垂直方向，且振动与负荷大小有关。频谱显示频率为1050rpm的幅值最大，该频率分量正是高速齿轮与低速齿轮之间转速频率之差的1/3，同时齿轮
6、箱高速轴的频谱中还可见存在n（n为正整数，=4650rpm，=1050rpm）的和差组合频率成分。另外，大齿轮固有频率为5400rpm，小齿轮固有频率为8012rpm，啮合频率2175HZ，从频谱图上可见齿轮箱各测点的啮合频率成分的幅值均较小。解体检查亦可见齿轮啮合正常，齿面无偏磨、点蚀等缺陷，整体装配符合设计安装要求。由此可见齿轮箱高速轴振动大的原因是,当发电工况时，小齿轮为主动齿，齿轮箱做减速运转，高速轴承为上瓦工作，由于小齿轮重量较轻，且轴承为圆瓦，在高速轻载工况下导致轴承在1050rpm频率的激励下产生油膜失稳。3技术改造及效果3.1改造措施的确定 为避免油膜失稳的产生，通常可采取以下
7、几种方法：（1）提高轴的刚度，减小两支持轴承间的跨距；（2）减小轴承宽度，减小轴承直径，相对增大轴承静载荷，以提高轴承工作比压；（3）增大润滑油粘性系数，以提高油膜稳定性；（4）改变轴承内孔形状（如采用多油楔或可倾瓦），加大轴承各段圆弧相对轴的偏心率，同时将油膜分割成不连续多段，以减小轴上、下压差，从而提高油膜稳定性。对于齿轮箱轴瓦结构的选型，在经验上当轴径圆周速度V40m/s时，应该选用椭圆瓦。在这里，本齿轮箱高速轴轴径的圆周速度V为：即在设计选型时，就应该选用椭圆瓦较为合适。从油膜压力分布图上亦可见：椭圆瓦的双油楔结构，形成了两个油膜压力分布区，使轴颈的圆周上承受着分隔间距近似相等的油膜力
8、，从而提高了轴运转的稳定性和油膜刚性。上次对齿轮箱高速轴轴瓦平面进行磨削的处理方式，实际上就是在向椭圆方向改，其结果是使轴瓦振动明显好转。根据便利、实效的原则，决定在原圆轴瓦的基础上，保持外形尺寸不变，把圆轴瓦改造成椭圆瓦。同时在轴瓦剖分面处开较大油沟，起稳定供油和容纳污物的作用，油沟的轴向长度应比轴瓦宽度短，以免油从两端大量泄失，同时由于存在一定的泄漏量，及时带走热量，以免轴承温度过高。3.2改造措施的实施3.2.1重新设计并加工 委托郑州机械齿轮研究所利用两副备用圆瓦，在保持外形尺寸不变的情况下，按发电作功2700Kw 时，进油压力为0.080.1Mpa，轴瓦比压为0.8Mpa ，瓦温不高
9、于90，油温升为20，重新设计成椭圆瓦。具体尺寸见下图：委托诸几轴承厂按照图纸重新浇铸瓦并加工，为了便于安装时调整，要求留有0.030.05mm的刮瓦余量。3.2.2安装要求（1） 轴承装配：控制轴承顶隙为0.270.32mm，侧隙0.270.03mm（半径间隙）；（2） 齿轮副装配：控制齿轮副的中心距为5300.035mm,水平度为0.05/10000.08/1000,平行度为不大于0.06mm，啮合侧隙为0.320.48mm，啮合顶隙为1.61.8mm，整体装配后，用着色法检查大齿轮面接触迹线位置应符合设计要求。（3） 机组对中：按要求对齿轮箱主风机、齿轮箱电机进行找正。3.3性能验算 已
10、知：轴承设计最大载荷F=30500N，转速n=4660r/min，轴承直径D=0.18m，轴承宽度B=0.15m，选定相对顶隙=0.0015，选定椭圆度/=2，半径顶隙c=0.13510-3m，侧隙c=0.27010-3m，润滑油牌号N46，进油压力ps=0.1Mpa，选定平均油温tm=50，tm时油的粘度=0.018pa.s。（1） 承载特性系数Cp式中：pm平均压强，（pa）；相对间隙，（/） 角速度（rad/s）（2） 润滑油流量Q查图、表得：相对偏心率1=0.68，许用最小油膜厚度hmin=1310-6m，端泄流量系数Cq1=0.54，油槽侧泄流量系数Cq2=0.92。则： =0.51
11、310-3 m3/s（3） 功耗N查图得功耗系数KN=6.5则： （Kw）（4）温升tt=5.910-4N/Q=12.83.4改造效果轴瓦改造后投入运行，齿轮箱高速轴的振动最大值为30m，瓦温为61，油温升基本上维持在10左右。在6月份的试发电过程中，电机从耗电350Kw 到发电300Kw，齿轮箱高速轴的振动最大值仅为35m，瓦温基本上不变。虽然后来由于烟气量不足而停止发电，但从试验中我们已经看到齿轮箱高速轴的振动已大大减小，即便随着发电量的增加，轴瓦的比压也增大，油膜的稳定性就更加好。齿轮箱的平稳运行，为整个机组的安稳长满优运行提供了有力的保障，同时为今后烟机正常发电、提高烟机效率、减小能耗和损失作好了准备。4结论齿轮箱高速轴轴瓦成功的改造，取得了较好的使用效果，从中我们可以得出以下几点结论：(1) 通过振动测试，对频谱图进行分析，为我们确定齿轮箱高速轴振动的原因提供了证据。(2) 为避免油膜失稳的产生，应针对设备的自身结构特点，根据便利、实效的原则确定改进方法。(3) 在高速、轻载或交变载荷的工况下，椭圆瓦的承载能力明显要好于圆瓦。 参考文献1. 高泽远 机械设计 东北大学出版社 1991年2. 沈庆根 化工机器故障诊断技术 浙江大学出版社 1994年3. 成大先 机械设计手册 化学工业出版社 1993年页
