浙江车间降温_分析风机轴承发生故障的原因及排除方法烟台六区困

风机轴承的故障原因及排除方法：

1、故障原因分析：轮叶两侧用紧定套与轴承座轴承固定配合。重新试车就发生自由端轴承高温，振动值偏高的故障，拆开轴承匝上盖，手动慢速回转风机，发现处于转轴某一特定位置的轴承滚子，在非负荷区亦有滚动情况.如此可确定轴承运转间隙变动偏高且安装间隙可能不足。经测量得知，轴承内部间隙仅为0.04mm,转铀偏心达0.08mm；由于左右轴承跨距大，要避免转轴挠曲或轴承安装角度的误差较难，因此，大型风机采用可自动对心调整的球面滚子轴承。但当轴承内部间隙不足时.轴承内部滚动件因受运动空间的限制，其自动对心的机能受影响，振动值反而会升高。轴承内部间隙随配合紧度之增大而减小，无法形成润滑曲膜，当轴承运转间隙因温升而降为零时，若轴承运行产生的热量仍大于逸散的热量时，轴承温度即会快速爬升，这时，如不即时停机，轴承终将烧损，轴承内环与轴之配合过紧是本例中轴承运转异常高温的原因。

2、排除方法：处理时，退下紧定套，重新调整轴与内环的配合紧度，更换轴承之后的间隙取0.10mm。重新安装完毕重新启动风机，轴承振动值及运转温度均恢复正常。

轴承内部间隙太小或机件设计制造精度不佳，均是分机轴承运转温度偏高的主因，为方便风机设备的安装；拆修和维护.一般在设计上多采用紧定套轴承锥孔内环配合之轴承座轴承，然而也易因安装程序上的疏忽而发生问题.尤其是适当间隙的凋整。轴承内部间隙太小.运转温度急速升高：轴承内环锥孔与紧定套配合太松，轴承易因配合面发生松动而于短期内故障烧损。


记者22日从市民政局了解到，为更好地保障城市困难居民家庭冬季取暖，经市政府同意，对我市六区范围内的城市困难居民家庭采暖补助标准作出了调整，调整后的采暖补助标准从2010-2011年度冬季供暖期开始实施，补助范围包括城市三无、低保以及低保边缘家庭。其他县市遵照执行或者参照制定当地城市困难居民家庭采暖补助标准。

    新标准规定，无生活来源、无劳动能力又无法定赡养人的城镇社会“三无”对象家庭,采暖补助标准由往年70平方米全额补助1715元调整为2000元；其他城市低保家庭采暖补助标准由往年70平方米补助1372元调整为1600元；城市低保边缘家庭采暖补助标准由500元调整为600元。    

    六区民政部门正在统计汇总采暖补助家庭户数。近期，民政部门将直接把采暖补助资金发放到城市三无和低保家庭对象手中；城市低保边缘家庭的采暖补助金，将于年底随爱心救助金一起发放。

    

在需要24小时照明的地下车库,一次性投资几十万元,就能获得免费使用20年的太阳能照明系统,节约用电近5500万度。在高交会上,深圳华侨城都市娱乐投资公司与深圳市均益安联光伏系统工程公司正式签约,将在占地125万平方米的欢乐海岸项目应用均益安联自主创新的国家级专利项目“太阳能光伏”应用系统,打造一个深圳最大的太阳能停车场,每年可节约电量270万度,减少碳排放2150吨。

 

 

停车场采取传统照明方式耗电量巨大,若采用太阳能供电照明,提供能源的太阳能电池板总面积仅约600平方米,安装在园区购物中心屋顶,“一套设备使用期限是20年,根据计算,20年中这套太阳能照明系统可以节电5430万度,减少碳排放4.3万吨。”

 

据介绍,目前深圳约有地下车库约4000万平方米,每年耗电约达16亿度,如果其中20%采用太阳能直流使用LED照明的技术进行改造,每年节约3.2亿度电,减少碳排放约达250万吨。

离心压缩机叶轮顶部间隙对性能有很大影响，多年来一直是叶轮机械研究的难点与热点 [1-7] 。 Hathaway 等人 [3] 、 Gao 等人 [4] 分别采用试验方法和数值方法研究了 NASA LSCC 半开式叶轮的内部流场，分析了不同间隙大小对叶轮性能的影响。 Engin [5] 采用商用软件 Fluent 研究了不同间隙尺寸对级性能的影响。 Backman 等人 [6] 研究了半开式叶轮轴向间隙尺寸对级性能的影响。 Yoon 等人 [7] 则研究了径向间隙对离心叶轮性能、级性能和级稳定性的影响。

　　因为离心叶轮内部流动非常复杂，并且受试验手段的限制，叶顶间隙的研究一般采用数值方法 [3-5] 。公开文献对顶部间隙研究中，叶顶间隙一般采用从叶轮进口到出口恒定大小的形式 [3-5] 。由于现实中的安装问题以及运行过程中叶轮和机壳的热膨胀和工质压力随径向增大，从叶轮进口径向间隙到叶轮出口轴向间隙尺寸的大小通常是变化的。本文采用数值方法研究了 7 种从叶轮进口径向间隙到出口轴向间隙线性减小叶轮顶部间隙形式半开式叶轮的气动性能、出口气流角、顶隙泄漏量和叶轮损失；同时为与恒定尺寸叶顶间隙对比，同时采用叶轮进口径向间隙和出口轴向间隙尺寸的平均值作为恒定叶顶间隙尺寸进行数值模拟。分析结果对了解离心式叶轮顶部间隙形式对半开式叶轮性能的影响提供参考。

1  计算方法

 

　　计算采用模型为 NASA LSCC 叶轮 [3] ，为三元直线元素成型半开式后向叶轮，基本几何及流动参数如表 1 所示。计算采用的从叶轮进口径向间隙到出口轴向间隙尺寸线性降低的分布形式见表 2 ，恒定叶顶间隙计算顶隙尺寸见表 2 中第 4 行。
 

 

 ,瓦厂房散热处理方法;

表 1 叶轮基本几何参数和运行参数

D 1 /mm

D 2 /mm

b 2 /mm

b 1 /mm

Z

β 2 / （°）

q m0 / （ kg/s ）

n / （ r/min ）

870

1524

141

218

20

35

30

1862

 

表 2 计算间隙分布形式

叶顶间隙分布

Case A

Case B

Case C

Case D

Case E

Case F

Case G

进口径向间隙 t in /mm

3.85

6.00

8.00

10.0

6.00

8.00

10.0

出口轴向间隙 t out /mm

1.30

1.30

1.30

1.30

2.54

2.54

2.54

平均间隙 t a vg /mm

2.58

3.65

4.65

5.65

4.27

5.27

6.27

无量纲平均间隙 t avg /b 2 /%

1.825

2.587

3.295

4.004

3.026

3.735

4.443

　　流场计算采用商用计算软件 CFX ，利用叶轮对称性，采用单叶道进行流场计算，叶轮上下游适当延长。 NASA LSCC 叶轮设计间隙为 2.54mm ，无量纲间隙为 1.8% 。计算时设计间隙单叶道网格节点总数约 32 万，改变间隙形式时间隙尺寸增大，采用了更多网格数，网格节点总数约 42 万。设计间隙时的计算网格如图 1 所示。

　　计算采用理想气体空气，对流项采用高阶迎风格式；紊流模型采用k-ε两方程模型，壁面采用 Scalable 壁面函数法。边界条件给定如下：进口给定总温总压边界条件，出口给定质量流量；叶片及轮盘等固体壁面给定无滑移壁面边界条件，机壳设定为静止壁面。计算收敛判据设置为 RMS 残差小于 5×10-7。

2 ,水帘风机; 计算结果分析

2.1　 计算预测性能与试验结果对比

　　为验证计算模型，在设计间隙时计算了 5 种流量工况，分别为设计流量的 66.7% 、 83.3% 、 100% 、 117% 和 133% 。按照文献 [3] 中计算叶轮效率和压比的位置，采用质量流量加权平均方法对计算结果进行数据处理，并考虑轮盘摩擦损失后 [8] ，预测的叶轮多变效率与试验结果对比如图 2 所示,屋顶电动排气设备。在计算的流量范围内，计算结果与试验结果符合较好，说明了计算模型的正确性。

2.2  不同间隙叶轮性能对比

　　图 3 和图 4 给出了设计流量下线性减小间隙和恒定间隙叶轮效率和压比的对比。图 3 和图 4 横坐标表示叶轮进口径向间隙和出口轴向间隙平均值除以叶轮出口宽度的无量纲间隙尺寸，图 3 纵坐标表示叶轮多变效率，图 4 纵坐标表示叶轮出口与进口总压之比；每一个大写字母代表一种间隙分布，其含义参考表 2 ，菱形代表恒定间隙。

　　图 3 表明，在相同的流量工况下，间隙平均值增大，线性减小间隙形式和恒定间隙形式的叶轮效率均降低，这与文献 [4-7] 结论一致。对于出口轴向间隙较小的 A - D 4 种形式，当叶轮进口径向间隙增加，但进、出口间隙之比小于 3 时，叶轮效率下降比较平缓；而进、出口间隙之比大于 5 时，叶轮效率下降速度加快。对于出口轴向间隙比较大的 E - G 3 种形式，进口径向间隙增加，叶轮多变效率基本线性下降；但下降斜率比叶轮出口轴向间隙较小的 A - D 形式在进、出口间隙之比大于 5 时更为平缓。这就造成了虽然 G 点的平均间隙尺寸大于 D 点，但是 G 点叶轮效率高于 D 点。线性减小间隙与相应的恒定间隙相比，除了在 A 和 D 两种情况，其他 5 种情况线性减小顶隙形式叶轮效率均高于对应的恒定间隙分布形式。

　　图 4 表明，在流量相同的工况，出口轴向间隙较小的 A - D 4 种形式，进口径向间隙增加，但进、出口间隙之比小于 3 时，与设计点相比，压比有所降低，而后又升高，在进口径向间隙增大到进、出口间隙之比为 4.6 时，压比达到最高，而后随进口径向间隙增加逐渐降低。对于出口轴向间隙为 2.54mm 的 E - G 3 种形式，随着叶轮进口径向间隙的逐渐增大，压比降低； E - G 3 种形式叶轮进、出口压比绝对值低于 A - D 4 种形式。与效率分布相似，除了 A ，其他 6 种间隙形式均高于对应的恒定间隙叶轮的压比。

　　从上面分析可知，进、出口平均间隙大小对叶轮效率影响比较大，而对叶轮压比影响比较明显。而叶轮出口轴向间隙对叶轮压比的影响比较大，进口径向间隙对压比影响较小；这与文献 [6] 结论相符。同时，除了进口径向间隙和出口轴向间隙相差不大时，或者相差很大时之外，从叶轮进口到叶轮出口线性减小叶顶间隙形式优于从叶轮进口到出口恒定间隙形式。

 

2.3  通过叶顶间隙质量流量对比

　　图 5 给出了不同间隙分布形式通过叶顶间隙的泄漏质量流量。横坐标表示与图 3 相同，纵坐标表示通过叶顶间隙的泄漏质量流量，图中各种符号含义与图 3 相同。

 

　　可见，无论出口轴向间隙较小的 A - D 4 种间隙形式，还是较大的 E - G 3 种间隙形式，随着间隙平均值逐渐增加，通过叶顶间隙的泄漏质量流量线性增加， A 点除外，但是线性变化间隙形式泄漏量低于恒定间隙泄漏量。这说明间隙分布形式对通过叶顶间隙的泄漏质量流量影响较小，泄漏流量主要取决于平均间隙尺寸。

2.4  叶轮出口绝对气流角对比

　　图 6 为间隙形式 G 、 C 、设计间隙和 G 点对应恒定间隙 6.27mm 叶轮出口周向平均绝对气流角沿展向分布。图中横坐标表示从轮毂到机壳的无量纲长度， 0 对应于轮毂， 1 对应于机壳；纵坐标表示叶轮出口气流方向与径向的绝对出口气流角。

　　从图 6 可见，在设计间隙下叶轮出口沿展向气流出口绝对气流角分布比其他两种情况更加均匀。对于 G 所对应的间隙形式，距离轮毂 5 % ～ 45% 的区域，绝对气流角明显增大，但是低于恒定的 6.27mm 间隙形式；而距离轮毂 55 % ～ 80% 的区域，绝对气流角有所降低。这说明平均间隙尺寸增加，线性变化顶隙形式沿展向叶片负荷分布趋向不均匀，其中距离轮毂 5 % ～ 45% 的区域的叶轮负荷增大，而距离轮毂 55 % ～ 80% 的区域受叶顶泄漏流动的影响负荷降低；恒定间隙时负 荷分布更加不均匀。形式 C 与 G 相比， G 在 5 % ～ 45% 的区域高于 C 点，而 55 % ～ 80% 的区域 G 稍低于 C 。这必然促进叶轮内部二次流的强度。

2.5　  叶轮出口损失对比

　　图 7 给出了设计间隙、 C 、 F 、 4.65mm 和 5.27mm 间隙形式叶轮出口静熵的分布。叶轮旋转方向为从右向左。从图 7 可见，压力面与机壳之间的角区静熵较高，这与文献 [4] 计算结果一致。 C 形式和 F 形式相比， F 对应的叶轮出口轴向间隙增大，高静熵区域面积增大，静熵绝对值增加，叶轮内部损失增加；恒定间隙 4.65mm 和 5.27mm 的趋势与上面相同。线性减小间隙与相应的恒定间隙对比，恒定间隙叶轮内部损失较大。

　

　　

3  结论

　　进口径向间隙和出口轴向间隙的平均值对叶轮效率、叶顶间隙泄漏量和叶轮出口损失影响比较大，而对压比影响较小；叶轮压比主要取决于出口轴向间隙。随着间隙平均值的增加 ，沿展向叶片负荷分布趋向不均匀，其中距离轮毂 5 % ～ 45% 的区域的叶轮负荷增大，而距离轮毂 55 % ～ 80% 的区域受叶顶泄漏流动的影响负荷降低。线性减小间隙形式与对应的恒定间隙相比，线性减小间隙形式优于恒定间隙，尤其在叶轮轴向间隙较小时。

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