大型風機電機冷卻問題的解決

單為春，高元紅，宮迎春

（濟南鋼鐵股份有限公司，山東 濟南 250101）

濟南鋼鐵股份有限公司一燒結廠6500風機兩臺2 000kW電機 （電壓6 000V，轉速1 500r/min） 的滑動軸承一直采用甩油環潤滑，2005年4月滑動軸承溫度高達80℃，直接影響風機運行和生產進行。

1.溫升過高的原因

分析認為，該電機滑動軸承原設計僅采用甩油環潤滑，由于潤滑油流量不足，無法滿足軸承散熱要求，故造成溫升過高。

2.計算分析

（1） 滑動軸承潤滑方式的選擇

利用K值計算法對該電機進行軸承潤滑方法的選擇。

式中：p——軸頸上的平均單位壓力，MPa；

v——軸頸的圓周速度，m/s；

P——軸承所受的最大徑向載荷，N（取值P=35 000N）；

d——軸頸直徑，m（取d=0.14m）；

l——軸承工作長度，m（取d=0.3m）。

當K≤2時，用潤滑脂潤滑（可用黃油杯）；當2＜K≤15時，用潤滑油潤滑（可用針閥油杯等）；當15＜K≤30時，用油環、飛濺潤滑，需用水或循環油冷卻；當K＞30時，必須用循環壓力潤滑。如p=P/dl=35 000/(0.14×0.3)=0.833MPa，v=1 500πd/60=1 500π ×0.14/60=10.99m/s， 則 K= 姨p v3=33.25＞30。

結論：采用甩油環潤滑不能滿足軸承散熱冷卻的要求，系統必須采用壓力強制潤滑。

為滿足潤滑和密封要求，確保改造后的可靠性，研究采用復合潤滑方式，不改變滑動軸承的結構，即在繼續使用甩油環潤滑的同時，每臺電機增加一套強制潤滑系統，潤滑原理見圖1。

因原有軸承密封能承受0.4MPa的壓力，因此確定強制潤滑系統壓力不超過0.4MPa。

（2） 壓力循環潤滑系統的給油量計算

滑動軸承循環潤滑給油量

圖1 潤滑原理圖

式中：Q——循環潤滑給油量，L/min；

k——系數，高速機械（渦輪鼓風機、高速電機等）為6～15， 低速機械為0.3～0.6；

D——軸孔直徑，mm；

L——軸承長度，mm。

滑動軸承散熱給油量

式中：Q——散熱給油量，L/min；

n——轉速，r/min；

Mf——主軸摩擦轉矩，N·m（取Mf=19.6N·m）；

ρ——潤滑油密度，kg/m3（ 取ρ=870kg/m3） ；

c——潤滑油比熱容，J/kg·K(取c=75.744J/kg·K)；

Δt——潤滑油通過軸承的實際溫升，K（取Δt=285.15K）。

甩油環基本滿足軸承的循環潤滑給油量，壓力潤滑系統主要用于滑動軸承的散熱冷卻，因此給油量計算為Q=2πnMf/(ρcΔt)=2π×1 500×19.6/(870×75.744×285.15)=9.8×10-3（ m3/min） =9.8L/min。

結論：潤滑系統主要參數確定為流量10L/min、壓力0.4MPa，每個滑動軸承的潤滑油流量為5L/min，軸承座供油框圖見圖2。

圖2 軸承座供油框圖

（3） 冷卻器冷卻面積計算

冷卻器散熱面積為

式中：ΔP——潤滑系統總發熱功率，kW（經計算ΔP=

3.827kW）；

Pc——潤滑系統散熱功率，kW（經計算Pc=0.6kW）；

Kc——冷卻器散熱系數，W/m2·℃（取Kc=372.16W/m2·℃） ；

Δθm—— 平均溫差， ℃。 其值為Δθm=[(θ1+θ2)/2]-

[(θ1'+θ2')/2]；

θ1——油的入口溫度，℃；

θ2——油的出口溫度，℃；

θ1'——冷卻水的入口溫度，℃；

θ2'——冷卻水的出口溫度，℃。

經計算，得A=0.867m2。

結論：10L/min稀油站標準配置，冷卻器換熱面積為0.6m2，冷卻器的面積必須加大。選擇標準系列中換熱面積為1m2的冷卻器。

3.設備制作及安裝調試

根據以上分析，制訂了改進計劃，向潤滑設備制造廠提供的滑動軸承進出油口的尺寸后，要求廠商提前完成潤滑配管、冷卻水配管、潤滑站到電控箱之間的所有外購件的采購，并完成潤滑系統中間配管的酸洗處理。濟鋼燒結廠技術人員先進行擋流板的制造及施工，并負責備好外部電源到電控箱的材料及所有電氣安裝。利用燒結廠停產檢修的機會，安裝潤滑系統，達到了設計改造的要求，燒結6500風機電機實現了無故障運行。