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双轴承结构电机温度异常分析

2019/7/24

1 引言
  某厂2期脱硫4E再循环泵电机前端轴承温度高频发,该6KV电机技术规范如下:型号YKK5001-4W,800KW,93.3A,前端轴承:6228、NU228ECJ,后端轴承:NU226ECP,转速1490rpm。运行过程中温度逐步上升至跳闸温度(80摄氏度),在为运行的电机轴承加油后(油脂加注量约50克),发现温度并没控制住,并且在70摄氏度左右会有一个温度跃升的过程。如下图所示:
  该状况在电机运行过程中几乎每几天一次的频率出现。针听轴承声未有异音或无法分辨,初期怀疑为轴承油量较少,但每次加油后(油脂型号:壳牌RL3)问题无法缓解且出现频率越来越高。由于该电机处于检修质保期且判断电机轴承部有问题,遂决定停机解体。
  2 电机检查情况
  该电机前端为双轴承结构,外侧为滚柱轴承,靠电机内侧为滚珠轴承。分别起着承重与定位之功效。打开前端盖,发现端盖和外侧滚柱轴承油质看上去有劣化现象,仔细观察油质并未显著劣化;但摸上去略干、颜色偏白,这符合高温下油质变硬或沉淀的特征(图一)。继续检查发现前端顶丝已松动:抓环打掉以后,顶丝直接就转下来了,根本没有旋紧。既然如此,外侧的滚柱轴承跑外沿,则极有可能。这样的后果是滚柱轴承的位置会前后移动,加速磨损并发热。(但本次解体,并未发现该轴承有跑外沿现象)
  不过从图二、图三、图四中可以看出抓环和顶丝的结合部有明显的摩擦痕迹。





  图三、抓环正面(与顶丝的背面接触)图四、抓环背面(与挡油环接触)未见摩擦以上几图我们初步判断抓环和顶丝在电机转动时,由于顶丝松动,造成顶丝和抓环有相对运动,摩擦生热。此为轴承温度高的直接原因。
  其次,在如下两图中我们还发现一个问题:
  就是说加的新油都还在内油杯盖的外侧,甚至未进入到定位滚珠轴承,而从滚柱轴承上的油质也可以判断出,并非新油。双轴承结构电机的两个并排轴承会相互影响轴承的散热。而某厂用的壳牌RL3为耐高温润滑脂,机械稳定性强,但流动性差,这延长了电机轴承运行温度的稳定过程。电机冷却主要靠后风扇冷却,这样电机前内侧轴承从内端盖的散热速度也将延缓。可见油脂在轴承室分布不均衡是造成这次电机轴承温度持续偏高的次要原因。
  3 解决电机散热的新思路
  在这里引出一个课题:此类负荷侧采用“球柱联合双轴承”结构的中型电动机,其特点是增加了负荷侧的径向承载能力,但大部分轴承在运行中的温度都比较高,使轴承的使用寿命降低而损坏,同时还给检修带来了难度。像某厂这样运行中轴承温度偏高的现象较普遍(如:3期脱硫6台氧化风机电机均温度高、振动大),查阅各类权威资料均分析认为:原因一:所选用轴承的允许转速接近电机的实际转速,原因二:双轴承的结构紧密,散热性差,是造成轴承发热、损坏的主要原因。而依据结论给出的改造办法基本都是:通过对轴承承载能力的计算后,将负载侧轴承改为较大的“深沟球”单轴承结构,空载侧选用比负荷侧小的滚柱轴承---提高轴承允许转速和保证轴承的承载能力,以此增加其使用寿命。
  经过实际比对,某厂同类型电机并不适用“原因一”的改造方式,因为此类改造牵涉费用颇多,时间长、难度大。我在查阅大量资料和实践试验后决定尝试以“原因二”入手分析从脂润滑方面来解决轴承的散热问题。
  轴承温度是由摩擦、环境温度、散热条件等因数决定的;摩擦产生的热影响最大,在高速、重负荷及环境温度高时,轴承温度升高。不同结构的轴承,即使在同一温度下,也需要不同粘度的润滑脂。双轴承结构电机所面临的散热难度更大,为此应该注意以下几个方面:
  3.1计算轴承首次注油量
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  首次注油量:运转中的轴承若单从润滑角度考虑,脂润滑的消耗量是很少的。数据显示,本电机滚柱面轴承在径向负荷5KN,转速1500R/MIN。那么它首次润滑脂的填充量,可按轴承在润滑条件下工作转速n与极限转速ng之比n/ng来确定。
  n/ng<0.2时,油脂填充量可占轴承空间的2/3;
  0.2<n/ng<0.8时,油脂占轴承的1/3-2/3,
  n/ng>0.8时,油脂占轴承的1/3。
  轴承内部空间V的计算公式:V=Mk(CM3
  M—轴承质量,kg;
  k—轴承空间因数
  通过计算NU228的ng=3000,n/ng=0.5
  6228的ng=3000,n/ng=0.5
  NU226的ng=2400,n/ng=0.6
  由此得知本电机轴承润滑脂填充量占轴承内部空间的1/3-2/3即可。
  轴承中的润滑脂不宜过多。多了不但浪费,而且有害。轴承的转速愈高,危害性愈大。一般认为;密封式滚动轴承的润滑脂填充量,最多不得超过内部空间的50%左右。Shawki和Mokhtar的试验表明,滚动轴承以20~30%最为适宜。多轴承联用,轴承之间的间隙应填满。当然我们可以在护盖的空腔里填上较多的润滑脂,以便造成一个更好的密封状态,使轴承免受灰尘或潮湿的侵袭。
  3.2润滑脂的补充周期
  补充润滑脂的时间:正常运转条件下,可按轴承孔径和转速N大致确定。
  从上图曲线可以查出本电机轴承补油周期大约为1000小时。
  3.3计算轴承内部定期补充润滑脂的量
  轴承内部定期补充润滑脂的量q按以下公式:
  q=0.005DB(g)
  DB为轴承的投影面积(mm2),D轴承外径(mm),B为轴承宽度(mm)
  查参数计算可得
  后端轴承:NU226=0.005*230*40=46g
  前端轴承:NU228=0.005*250*42=52.5g
  6228=0.005*250*42=52.5g
  由此我们得知后端补油量50g左右,前端补油量105g。因为还要考虑轴承之间的间隙,所以前端补油量应该在200-300g之间。
  3.4注油方式的改进
  运行时可采用声音听诊或超声诊断方式。轴承听诊仪与传统黄油枪配合使用,加注时不断分辨轴承声音的变化,随着轴承润滑状态的不断改善,轴承声音的高频成分消失,同时低频成分的幅值降低,就可轻松知道最合适的加注量是多少。
  4.轴承润滑脂的选用
  该电机原出厂推荐用油为7008航空油脂,而在某厂用油“统一化、标准化”技改活动中将其改为壳牌RL3通用油脂。
  4.1两种润滑脂的比较
  7008航空油脂介绍:系以皂基稠化剂稠化合成油,并加有结构改善剂及抗氧添加剂精制而成的通用航空润滑脂,并另加有优异的防锈添加剂。作为耐高温粘性高防锈蚀特性的7008航空油脂有良好的机械安定性和胶体安定性,保证产品能正常粘附在润滑部位而不会流失。
  壳牌爱万利RL3润滑是由高粘度指数矿物基础油和锂皂基稠化剂调合而成。适当的基础油粘度和增稠剂以及良好的机械稳定性,减少轴承之间的摩擦并降低部件之间的磨损程度,减少润滑油脂变软流失。
  4.2润滑脂的重要参数
  这里简单解释下锥入度和粘度:
  锥入度,是润滑脂稠度常用指标和最基本的性能要求。锥入度的测定是将规定质量标准圆锥体在5S钟之内刺入润滑脂中的深度叫润滑脂锥入度。锥入度值越大,润滑脂越软,锥入值度越小,润滑脂越硬。从实际角度看,锥入度是一个与润滑脂在润滑部位的保持能力和密封性以及润滑脂的输送的重要指标。
  粘度就是油品的内摩擦力,是评价油品流动性最基本指标。简单说粘度较高的物质,比较不容易流动;而粘度较低的物质,比较容易流动。但滚动轴承选用润滑剂的最佳粘度是为了延长其寿命。而最佳粘度是负荷分布、运动类型、几何尺寸、环境条件等参数的函数集。所以在许多应用中,粘度的选择是通过实验确定的;并非简单的流动快慢问题。轴承负荷大,应选用粘度较高的润滑油,这是选用润滑脂的一般原则。
  4.3依据分析
  由以上表格数据不难看出7008在锥入度、粘度参数上优于RL3,表格里我们同时还列出了壳牌RL2的对应参数,以此表明壳牌RL2更适合做7008油脂的替代品。
  当然实际情况是RL3整体上是优于7008油脂的,但就油脂流动性和产品性价比做比较的话,选择更应倾向于7008。除了以上数据外,我们还做了实物比对,RL3油脂看上去更稠密,机械稳定性和胶体稳定性都优于7008。而7008的析出油明显,呈现出油膏状(当然太高的析油性并非好事-析油量不能超过5%,会影响油脂胶体安定性)。也正因如此7008更易于流动交换。尽管在整体表现上稍差于RL3,(主要原因是油质劣化度比RL3快,机械稳定性差)。但如果严格按补油周期并保证补油量以及保持注油通道的通畅,相信国产7008航空油脂还是适用于该电机的。
  5.结论
  综上所述,考虑到该电机双轴承结构的特殊性,前后端轴承补油量应该有所区别,像过去那样仅仅30g左右应修正为前端200g并辅以听诊方式注油。针对外侧轴承补油通道的不畅,我们在选油上最终选择了锥入度大、粘度系数更适合双轴承结构的壳牌RL2润滑油脂。
  依据以上翔实的理论基础,我们还为我部门所有同类型的电机都单独计算了一组润滑脂的注、补油量数据,并依此予以实施落实。最终彻底解决此类电动机轴承的发热、缺油、寿命低以及运行中突发性损坏的问题,大大减少了检修费用,为安全运行提供了可靠保障。