提高煅烧炉托轮轴承使用寿命的探讨

朱建新，王爱民，郑春海，董志强，郭明亮

(唐山三友化工股份有限公司，河北 唐山 063305)

1 托轮结构简介

蒸汽加热煅烧炉是纯碱生产的关键设备，煅烧炉炉体及物料的重量全部由4套托轮承受，在连续运转中，支承托轮运行的轴承承受径向和轴向较重载荷。图1为φ3600×30000蒸汽加热煅烧炉托轮装配图，托轮采用转轴式，轴承采用双列调心滚子轴承和推力调心滚子轴承的组合形式，通过设计保证双列调心滚子轴承和推力调心滚子轴承的外圈球面滚道球心同心，以保证可靠的调心性能。压紧弹簧是保证当托轮轴轴向窜动时，推力调心滚子轴承静环始终被压紧在滚子上确保正确的位置，防止滚道偏磨。

2 托轮的检修及问题发现

根据托轮装配图，托轮检修主要过程简述如下：托轮外圆经车削修复，热装双列调心滚子轴承于托轮轴上。安装上下轴承座和，要求双列调心滚子轴承两侧端面与上下轴承座端面等距。安装隔环。安装推力调心滚子轴承。安装压盖，加装调整垫，紧固螺栓，调紧顶丝压紧弹簧。检修后的托轮替换运行的旧托轮即可投入使用。托轮运行周期主要决定于轴承的使用寿命。正常情况下，有的轴承能够使用6年。但大多数情况下，使用同一公司的产品一般使用1～2年就得更换。在检修时，常常发现，双列调心滚子轴承的滚道和滚子磨损严重，而推力调心滚子轴承磨损轻微。因此，双列调心滚子轴承的使用寿命主要决定了托轮的更换周期。

1.下轴承座 2.顶丝 3.弹簧 4.止推垫 5.推力调心滚子轴承 6.压盖 7.螺栓 8.调整垫 9.隔环 10.上轴承座 11.双列调心滚子轴承 12.托轮图1 蒸汽加热煅烧炉托轮装配图

3 轴承受力分析与寿命计算

3.1 双列调心滚子轴承理论受力分析与计算

投入运行的托轮安装如图1所示，右端靠近炉尾。在滚圈的带动下，托轮被动运转，因为煅烧炉炉体倾斜安装(炉头高于炉尾)，炉体因重力而产生下滑力，为平衡此力需要调整托轮与炉体轴线歪斜以产生上窜力。因此，托轮要承受径向和轴向联合载荷。图1中设计时，双列调心滚子轴承承受径向载荷，推力调心滚子轴承承受轴向载荷。上下轴承座内孔公差为H7，是为了使双列调心滚子轴承在承受轴向载荷时能够轴向蠕动从而避免或减少承受轴向力。图2为按图1绘制的受力分析图。在日常顶炉更换托轮时，根据顶炉装置的液系统上压力表可以计算出托轮负载，考虑运行时炉内纯碱重量和托轮自身重量估算2只托轮承受的总负载为G=2 100 kN。

单只托轮承受径向负载KR。

式中，φ—托轮支承工位支承角，φ=60°。

单只托轮承受轴向载荷KaR

KaR=μKR

式中，μ—摩擦系数，μ取0.2。

KaR=1 212×0.2=242.4 kN

托轮承受径向载荷KR，双列调心滚子轴承1、2由此分别承受径向力FrT，考虑附加因数fZ，若取fZ=1.2。

FrT=fZKR/2=727.2 kN

托轮承受轴向载荷KaR不但使双列调心滚子轴承承受轴向力Fa(如果推力调心滚子轴承未能承受轴向力时)，还会产生一倾覆力矩，该力矩作用于双列调心滚子轴承1、2上的径向力偶Fra可以由托轮直径DR=1 400 mm和轴承间距L=1 070 mm计算求出，所以

Fra=158.6 kN

该力偶Fra作为附加力施加于左边的双列调心滚子轴承1减轻了径向载荷，施加于右边双列调心滚子轴承2增加了径向载荷。

图2 托轮受力分析图

3.2 双列调心滚子轴承寿命计算

假设推力调心滚子轴承由于装配原因没有承受轴向力，轴向力Fa分别由双列调心滚子轴承1、2各承担一半。但托轮轴承受轴向力时，其上过盈配合的双列调心滚子轴承1、2内圈将力传递给滚子、外圈，尽管外圈与上下轴承座为间隙配合，要想轴向蠕动将轴向力传递出去，需要先克服外圈与上下轴承座的摩擦力，只有轴向力大于摩擦力时，托轮轴才能带着双列调心滚子轴承1、2轴向蠕动。

双列调心滚子轴承1受径向力Fr1=FrT-Fra=568.6 kN

双列调心滚子轴承1受轴向力Fa1=KaR/2=121.2 kN

双列调心滚子轴承2受径向力Fr2=FrT+Fra=885.8 kN

双列调心滚子轴承2受轴向力Fa2=KaR/2=121.2 kN

查某公司的轴承样本，双列调心滚子轴承1、2型号为23264CA/W33，其当量动载荷P。

若Fa/Fr≤0.35，P=Fr+1.9Fa

(1)

若Fa/Fr>0.35，P=0.67Fr+2.9Fa

(2)

根据公式(1)、(2)，计算双列调心滚子轴承1、2的当量动载荷。

P1=816.9 kN

P2=1 116.1 kN

双列调心滚子轴承所受轴向摩擦力fa=μFr，取μ=0.1。

则fa1=56.9 kN

轴承外圈能轴向蠕动，但实际可能并非如此，因为从拆检的轴承座内孔看不出外圈移动痕迹。通过测量内孔尺寸，发现轴承座内孔变形，圆柱度超差明显，局部尺寸减小很多，与轴承外圈形成过盈配合。由此，假设轴承外圈不能蠕动。计算轴承使用寿命。

式中，Lh—轴承使用寿命，h；

C—轴承的额定动载荷，kN，23264CA/W33轴承C=3 850 kN；

n—轴承转速，r/min，n=14 r/min；

ξ—系数，滚子轴承ξ=10/3。

双列调心滚子轴承1使用寿命Lh1=208 942 h=23.85年

双列调心滚子轴承2使用寿命Lh2=73 832 h=8.43年

如果完全由双列调心滚子轴承2承受轴向力KaR时，其当量动载荷P2=1 346.4 kN

双列调心滚子轴承2使用寿命Lh2=39 507 h=4.51年

脂润滑的情况下，有文献提出允许的连续轴向负荷值计算公式

Ca=[900(kd)2/(n+1 500)-0.023(kd)2.5]×9.8/1 000

式中:Ca—允许轴向负荷，kN；

k—系数，取k=1；

d—轴承公称内径，d=320 mm；

n—轴承转速，n=14 r/min。

Ca=[900(1×320)2/(12+1 500)-0.023(1×320)2.5]×9.8/1 000=183.7 kN

通过上述受力分析和计算，说明在双列调心滚子轴承不承受和少承受轴向负荷的工况下使用寿命是很长的，但是如果承受较大的轴向力其寿命缩短很多。

4 双列调心滚子轴承实际工况受力分析

如果托轮在实际运行时，能够使双列调心滚子轴承只承受径向负荷或很少的轴向负荷，在保证轴承质量和润滑的情况下，轴承长寿命运行是没问题的。但实际工况并非如此，在托轮检修拆检时一般都是轴承2磨损严重，与其同一端的推力调心滚子轴承基本没有磨损，说明轴向力主要由双列调心滚子轴承承受，所以造成其很快损坏。分析原因如下：将检修后的的托轮安装到位后，没有调整推力调心滚子轴承的轴向预紧力，从而不知其是否承受轴向载荷及其大小。托轮运转后由于其热膨胀和调斜轴线产生的轴向力作用到托轮轴上后，在图1中推力调心滚子轴承14没有承受轴向载荷工况下，双列调心滚子轴承承受较大的径向力和轴向力，当托轮轴将轴向力传递给内圈、滚子、外圈时，较大径向力产生的轴向摩擦力不易使轴承轴向蠕动，因此在轴向和径向的联合载荷作用下其使用寿命较短。

5 提高轴承使用寿命的措施

5.1 细化安装方案

为了提高图1中双列调心滚子轴承14的使用寿命，主要是减少其承受轴向载荷。在现有结构不变情况下，采用下述方法：托轮检修时，在装配双列调心滚子轴承14时，要保证压盖17压紧推力调心滚子轴承19的静环且与上下轴承座13、24端面有2～3 mm间隙，其间隙内安装调整垫16。检修后的托轮安装到煅烧炉时，进一步调整推力调心滚子轴承19的轴向预紧力，其大小与托轮轴所受轴向力相当。采用相应厚度调整垫16和扭矩扳手施力等办法。此时，压盖17、止推垫23、推力调心滚子轴承19轴向被压紧无间隙，用顶丝21压紧弹簧20。在调整好推力调心滚子轴承19后调整另一侧推力调心滚子轴承5，考虑到托轮轴受热轴向膨胀，通过选择相应厚度的调整垫8使压盖6与止推垫4有一定间隙，用顶丝2压紧弹簧3，使推力调心滚子轴承5的静环与滚子接触良好。投入运行后，要实时监测各轴承对应位置的温升情况。如果温升异常，分析原因并加以解决。

5.2 增加液压推力调整装置

1.轴承座 2.螺栓 3.推力调心滚子轴承 4.托轮轴 5.柱塞 6.缸体图3 液压推力调整装置结构简图

通过在推力调心滚子轴承两端加装液压推力调整装置，可实时监测推力调心滚子轴承承受的轴向力并能及时调整，见图3。将缸体(端盖与增加的液压缸缸体制成一体)6通过螺栓2与轴承座1紧固，柱塞5顶住推力调心滚子轴承3的静环。结合液压系统图4说明其原理：关闭单向节流阀3，将手动二位三通换向阀3置于液压缸4的进油位置，驱动手动液压泵7，使液压缸4的柱塞移动即可对推力调心滚子轴承施加推力，读取压力表8示值可知推力大小。溢流阀6防止超压，蓄能器5是弥补液压系统因微小泄漏所致的压力损失。压力传感器2将参数远程传输至控制室，实时显示系统压力。此液压系统还可以在调整托轮时，通过显示托轮轴承受的轴向力大小判断调整效果。

1.手动二位三通换向阀 2.压力传感器 3.单向节流阀 4.柱塞缸 5.蓄能器 6.溢流阀 7.手动泵 8.压力表图4 液压系统图

6 结 语

托轮作为蒸汽加热煅烧炉的重要组成部件，滚圈与托轮的受力工况是很复杂的，中外同行都做了大量研究。笔者只是作为检修亲历者根据经验做了比较肤浅地研究，所叙述的工况比较理性和单一，因此，其计算结果和结论难免偏颇。只是希望引起同行关注这方面的研究，通过创新引领该项技术的进步。