熔體齒輪泵軸承故障分析及延長軸承壽命措施

張勝國，韓君炎，張紹英

(榮盛石化股份有限公司，浙江杭州 311247)

熔體齒輪泵是PET聚酯裝置中用來輸送、增壓熔體的設備，熔體齒輪泵的可靠性是影響聚酯裝置連續穩定運行的關鍵因素之一。一些熔體齒輪泵在運行一段時間后，故障明顯增多，在齒輪泵的機械故障中以滑動軸承的磨損、滑動軸承抱軸、滑動軸承開裂、齒輪軸斷軸、齒輪斷齒的問題較為突出。本文根據一起熔體泵齒輪斷軸、軸承開裂故障，從齒輪受力、動力潤滑原理及滑動軸承承載能力等方面加以分析，找出齒輪斷軸、滑動軸承開裂的原因，并提出解決此類問題的應對措施。

1 故障簡介

以下是一臺故障熔體泵失效部件的實物照片(見圖1)，從圖中可見滑動軸承存在明顯的周向裂紋，從動齒輪在軸肩截面部位發生斷裂，斷口表面存在明顯的疲勞特征(貝紋與放射線)。

a) 從動齒輪軸軸肩斷裂

2 原理及分析

2.1 熔體齒輪泵的結構特點

熔體齒輪泵采用外嚙合漸開線斜齒輪。熔體齒輪泵由泵殼、前后端蓋板、齒輪軸、滑動軸承(具有蓋板功能)和旋轉軸封構成(見圖2)。工作時，依靠相互嚙合的主、從動齒輪在旋轉過程中所造成的工作容積持續變化來輸送熔體。熔體齒輪泵屬于正位移泵。只要泵軸轉動，齒輪就向出口側壓送熔體，泵出口可達到很高的壓力，而流量與排出壓力基本無關。

圖2 熔體泵結構示意圖

為了提高齒輪泵的剛性與可靠性，將齒輪與軸制成一體。低壓齒輪泵的齒輪常采用齒寬等于齒頂圓直徑的方形結構；高壓場合使用的高黏度齒輪泵的輪齒寬度小于其齒頂圓直徑，減小齒輪的徑向受壓面積，降低齒輪、軸承的載荷。

熔體齒輪泵采用熔體自潤滑的動壓滑動軸承(結構示意圖見圖3)，在軸承端面開有潤滑油槽，潤滑油槽與齒輪泵出口側輪齒根部相通。在軸承內壁非承載面上加工有螺旋式流道，螺旋槽旋向與齒輪軸的轉向相同。當軸旋轉時，借助螺旋作用及軸承兩端的壓力差，將軸承外部低溫熔體吸入軸承，對軸頸和軸承進行潤滑和冷卻后，經外側蓋板上的專用通道回流至齒輪泵進液口。構成一個潤滑充分、散熱快的螺旋自吸式潤滑系統。

熔體齒輪泵按照用途可分為熔體出料泵和熔體增壓泵。熔體增壓泵采用反螺旋密封，熔體出料泵采用反螺旋+填料密封的組合型式的軸封。

2.2 熔體齒輪泵滑動軸承潤滑機理

滑動軸承具備高承載能力必須形成良好的油膜潤滑，使軸頸在與軸瓦不接觸的情況下穩定旋轉。熔體齒輪泵滑動軸承結合了動壓潤滑與強制潤滑機理。齒輪軸頸與軸承孔之間存在一定的間隙(一般為軸頸直徑的千分之幾)，熔體泵啟動時，軸頸與軸承直接接觸，軸承處于干摩擦狀態；當熔體齒輪泵出口壓力逐漸增大，高壓區熔體從軸承內側潤滑槽壓入軸承與齒輪軸之間的間隙中，隨著齒輪軸的旋轉，軸頸與軸承中心不再重合，存在一定偏心距e，即在軸頸與軸瓦間形成楔形間隙，熔體在高壓驅動和旋轉軸頸的牽引作用下在楔形間隙內流動，順著轉速的方向油膜厚度逐漸減小的油楔為收斂楔，順著轉速的方向油膜厚度逐漸增大的油楔為發散楔。如果帶入收斂楔內的潤滑液流量是連續的，熔體在收斂楔區域內壓力逐漸升高，形成高壓力油區，使軸頸抬起，從而形成油膜潤滑。由于在軸承內起潤滑作用的熔體受到擠壓導致壓力升高，所以熔體會從軸承外側流出，從軸承泄漏出來的高壓熔體經側蓋板上的導流槽(V形槽)和泵殼體上的回流孔(見圖4)進入齒輪泵入口的低壓區，使參與潤滑的聚合物熔體不斷更新。進入軸承的潤滑液必須全部是低溫(相對低溫)介質，黏性潤滑液更易于形成承載能力強的動壓油膜；同時大量的潤滑液循環不斷地帶走軸承的熱量，對軸承起到良好的潤滑和冷卻作用。也可有效縮短聚合物熔體在軸承內的滯留時間，防止因剪切變稀而導致熔體發生分解。

圖4 熔體齒輪泵潤滑槽示意圖

2.3 滑動軸承受力分析

2.3.1 外嚙合齒輪泵的徑向力

外嚙合齒輪泵一般采用一對齒數相同的齒輪，由于齒輪受到嚙合力以及沿齒輪圓周的液壓力，導致齒輪受到的徑向力不平衡。齒輪泵在運行過程中，不平衡的徑向力加劇軸承磨損以及其他零件損壞，同時限制其工作壓力的提高，降低齒輪泵的工作可靠性。因此，必須對齒輪泵徑向力進行理論分析和計算。

(1) 液壓力計算

齒輪泵工作時，吸油腔與壓油腔存在壓差。由于齒頂與泵體內表面留有徑向間隙，因此流體作用在齒輪外圓上的壓力，且沿齒輪外圓周方向的壓力分布不均勻，從吸油腔到壓油腔是逐漸升高(壓力的分布如圖5所示)。主動齒輪與從動齒輪軸，要分別受到一個大小相近、方向皆大致從泵排出口指向吸入口的徑向液壓合力FP的作用，使軸承受到單向徑向力。資料[1]給出相應的計算公式如下：

圖5 齒輪圓周徑向力近似分布曲線圖

(1)

式中Δp為進出口壓差，Pa；b為齒寬，m；ra為齒頂圓半徑，m；ψ′為吸油區夾角?！柏撎枴北硎疽簤毫χ赶騳軸負方向，即該負載力方向垂直向下，指向吸油腔。

(2) 嚙合力計算

主動輪帶動從動輪旋轉時，在嚙合點處存在法向力FT，FT與齒面垂直。主、從動齒輪所受的嚙合力，分別為大小相等、方向皆沿嚙合線，但指向相反的FT。

(2)

式中V為齒輪泵的理論排量，m3/r；Δp為進出口壓差，N/m2；rw為節圓半徑，m；a為嚙合角，°。

(3) 外嚙合齒輪泵的徑向力

外嚙合齒輪泵的徑向力F，是由沿齒輪外圓周方向液體壓力分布不均勻引起的徑向合力FP和齒輪嚙合力FT兩部分組成的。作用在主動齒輪上的徑向力，即合力F1為：

(3)

作用在從動輪上的徑向力，即合力F2為：

(4)

工程應用通常由下面兩個近似計算公式估算：

F1=75Δpbdw(N)

(5)

F2=85Δpbdw(N)

(6)

式中Δp為進出口壓差，MPa；b為齒寬，cm；dw為齒頂圓直徑，cm。

很顯然即從動齒輪受力更大，且工作壓力越高，單向壓力F越大，軸承磨損越快，它直接影響到齒輪泵的壽命。很大的徑向力不僅使軸頸和軸承快速磨損，還會使齒輪軸產生變形，造成齒頂與泵殼間的刮擦。

因此，在設計計算選用軸承時，應以從動齒輪的受力作為依據。

2.3.2 軸向力分析

由于齒輪泵采用斜齒輪，這樣就使得斜齒輪泵在運轉時產生了軸向力，軸向力不平衡是齒輪端面或軸承端面磨損根源。下面分別對斜齒輪泵的主動軸和從動軸所受的軸向力進行分析計算。

(1) 主動斜齒輪軸上的軸向力

作用在主動斜齒輪軸上的軸向力來自于液壓力和嚙合力兩部分，由液壓力和嚙合力產生的軸向力為：

(7)

式中Δp為吸油口與排油口壓力差，Pa；b為齒寬，m；ra為齒頂圓半徑，m；β為螺旋角，°；r為節圓半徑，m。

對于熔體齒輪泵的內置齒輪軸軸端會受到熔體的液壓力，可按下式估算

式中Pin為吸油口壓力，Pa；r為齒輪軸軸端半徑，m。

(2) 從動斜齒輪軸上的軸向力

作用在從動斜齒輪軸上的軸向力也由液壓力和嚙合力共同產生，由于主動斜齒輪對從動斜齒輪的嚙合力是由作用在從動軸上的液壓力間接產生的，作用在從動斜齒輪軸上液壓力和嚙合力大小相等，方向相反，所以作用在從動軸上的軸向力為零。

因此，斜齒輪泵的軸向力的平衡主要是指其主動軸上的軸向力平衡。熔體出料泵由于入口為負壓，為了減少泄漏點，故采用驅動軸軸端一側內置結構；熔體增壓泵入口壓力通?！? MPa，故采用驅動軸兩側軸端外伸結構。

2.4 熔體出料泵動壓軸承靜特性計算

穩定的潤滑油膜及其厚度對滑動軸承的承載能力起到決定性的作用，在軸承包角和軸頸的長徑比一定時，最小油膜厚度越小，軸承的承載能力越大。在載荷、潤滑油黏度和軸承幾何尺寸確定的情況下，影響油膜厚度的重要因素為軸承間隙，間隙越小，最小油膜厚度越小[2]。軸承內油膜壓力分布見圖6。

圖6 軸承內油膜壓力分布

(1) 最小油膜厚度

然而，最小油膜厚度是不能無限縮小的，它受到軸頸和軸承表面粗糙度、軸的剛性及軸頸的幾何形狀誤差等的限制。為確保軸承能處于液體摩擦狀態，最小油膜厚度必須等于或大于許用油膜厚度[h]，按機械設計手冊[3]中給出的公式計算：

(8)

式中r為軸頸半徑，m；R為軸承孔半徑，m；e為偏心距，m；ψ為相對間隙，ψ=δ/r；δ為半徑間隙，δ=R-r；χ為偏心率，x=e/δ；R1、R2為對軸頸和軸瓦表面不平度平均高度，對于熔體齒輪泵，可分別取0.8 μm和1.6 μm，或0.2 μm和0.4 μm。

S為安全系數，考慮表面幾何形狀誤差和軸頸撓曲變形等，常取S>2；y1為軸頸在軸承中的撓度；y2為軸頸偏移量。

(2) 軸承承載能力

軸承的承載能力常采用無量綱軸承特性數來表示，按機械設計手冊[3]中給出的公式計算：

(a) 徑向軸承

(9)

式中F為外載荷，N；η為潤滑油在軸承平均工作溫度下的動力黏度，N·s/m2；ω為軸頸旋轉角速度，s-1；d為軸頸直徑，m；B為軸承寬度，m；v為軸頸圓周速度，m/s。

(b) 推力軸承

(10)

式中hz為支點處的潤滑膜厚度；B為軸瓦寬度，即B=rout-rin。

在給定邊界條件時，Cp是軸頸在軸承中位置的函數，其值取決于軸承的包角a(指軸承表面上連續光滑部分包圍軸頸的角度，即入油口到出油口間所包軸頸的夾角)，相對偏心率χ和寬徑比B/d。

(3) 軸承潤滑油流量

潤滑油充滿軸承間隙，形成完全油膜時，進入軸承的潤滑油形成一層把滑動表面分開的潤滑油膜，在潤滑油膜中形成的壓力迫使潤滑油從軸承兩端流出，由流體動壓力造成的潤滑油流量為q1；進油壓力ps使多余的潤滑油從軸承兩端流出，進油壓力產生的潤滑油流量為q2。

1) 承載區端泄流量q1

承載區端泄流量數q1與有效平均相對間隙ψeff、等效轉速nb、與軸承直徑D的3次方成正比。查機械設計手冊[3]，承載區端泄流量q1按下式計算：

(11)

2) 非承載區端泄流量q2

非承載區端泄流量數q2與供油壓力ps、軸承直徑D、有效平均相對間隙ψeff的3次方成正比，與潤滑油有效黏度成反比。查機械設計手冊[3]，非承載區端泄流量q2按下式計算：

(12)

3) 潤滑油總流量

潤滑油充滿承載區和非承載區在內的整個潤滑間隙，潤滑油總流量由下式計算。

(13)

4) 潤滑液溫升

潤滑液的一個作用可以將軸瓦與軸頸隔開，從而可以避免兩者之間發生固體干摩擦，另一個作用就是可以將流體摩擦做功所產生的熱量帶走。

實際上，熔體齒輪泵軸承間隙中的摩擦熱主要通過潤滑液帶走摩擦熱，在設計階段，通過忽略傳導散熱方式可獲得額外的安全余量。潤滑油帶出一部分摩擦熱所占的比例稱為散熱比K。壓力供油軸承通常取K=0.8～1.0。

查機械設計手冊[3]，潤滑油溫升Δt的計算式為

(14)

式中Cp為潤滑油的比定壓熱容，J/(kg·K)；ρ為潤滑油的密度，kg/m3；q為潤滑油的流量，cm3/s；Pμ為摩擦功耗，kW；μ*為摩擦數，是與軸承偏心率ε、長徑比B/D和包角Ω相關的系數。

熔體齒輪泵在運轉過程中，旋轉軸頸對熔體膜產生一個剪切力，并產生摩擦熱，使軸承和軸承內熔體溫度升高。熔體溫度升高將導致軸承內熔體黏度的降低，因此也降低軸承的承載能力；當滑動軸承的油膜承載能力不足以支承軸頸時，會造成潤滑失效。導致軸承和軸頸表面直接接觸，此時兩者處于邊界潤滑或干摩擦狀態；軸承溫度升高可以降解通過軸承的熔體，降低聚合物的總體質量；嚴重的會發生軸承抱軸現象。

因此，在保證滑動軸承形成可靠潤滑液膜和最小油膜厚度的同時，必須把溫升限制在允許的范圍內。

2.5 軸承間隙變化對滑動軸承的影響

對于已經定型、投用的滑動軸承，滑動軸承各部分間隙的大小對其工作、潤滑與磨損等都有很大影響。熔體齒輪泵在實際運行過程中，由于軸承或齒輪軸頸的磨損，軸承間隙(用相對間隙ψ表示)是不斷增大的。運行中隨著軸承間隙逐漸增大，滑動軸承會出現以下問題：

(1) 潤滑液膜承載能力降低

軸承的設計間隙是初始間隙，工作中隨著軸承間隙逐漸增大，軸承承載能力逐漸下降，由式(9)可知，軸承承載力F與軸承相對間隙ψ的平方成反比。軸承承載力F與間隙ψ隨時間t的變化曲線如圖7所示。

圖7 軸承承載量F與間隙ψ隨時間的變化曲線

從圖7可知，當軸承間隙從ψ1增大至ψ2時，其承載能力從F1下降到F2，滑動軸承的油膜承載能力不足以支承軸頸時，就會造成滑動軸承動壓潤滑油膜失效，導致軸承和軸頸表面接觸，此時兩者處于邊界潤滑或干摩擦狀態，加快軸頸與滑動軸承的磨損，嚴重會抱軸。

(2) 無法形成承載能力所必須的最小油膜厚度

根據式(11)與式(12)可知，當軸承間隙增大到ψ2，滑動軸承承載區與非承載區端泄流量(q1+q2)增大，兩端泄出潤滑油可以帶走軸承內的熱量保持軸承溫度不至過高，但是如果端泄量過大，會導致滑動軸承內部潤滑油的壓力減小，無法形成承載能力所必須的最小油膜厚度，造成軸承承載能力下降。

(3) 軸封漏料或漏氣

當軸承間隙增大到ψ2，滑動軸承承載區與非承載區端泄流量(q1+q2)增大，對于熔體增壓泵由于進出口均為正壓，軸承間隙增大會增大熔體外漏量；對于熔體出料泵，由于出料泵入口為負壓，油膜壓力泄漏會導致油膜壓力下降，當軸承內非承載區的熔體膜壓力低于0時，軸承內非承載區的熔體與外界的空氣一起被吸入齒輪泵內，導致齒輪泵出口壓力波動。

(4) 齒輪泵容積效率降低

滑動軸承各部分間隙的大小對其工作、潤滑與磨損等都有很大影響。軸向間隙過大會使軸頸的軸向穩定性變差，同時形成齒輪泵內的軸向泄漏(也稱為端面間隙)，沿軸向間隙的泄漏是外嚙合齒輪泵泄漏的主體，約占總泄漏量的70%。(外嚙合齒輪泵的軸向泄漏有2種：(1)齒槽內的油液經齒輪軸頸與軸套間隙的泄漏；(2)出口高壓區(有些壓力還是變化)向進口低壓區泄漏。)

熔體齒輪泵容積效率降低，只有提高轉速才能滿足要求的流量，轉速提高齒輪摩擦熱增加，潤滑液膜黏度下降，油膜承載能力下降，同時齒輪軸因負荷增大而導致所受徑向力增大。

(5) 齒輪泵振動

軸承間隙對轉子穩定性起著關鍵性的作用，徑向間隙過大會因油膜的承載能力有限，容易造成旋轉軸頸的振動和摩擦，造成軸承負荷分配不均，振動沖擊會破壞潤滑液膜的連續性與穩定性，嚴重振動沖擊會斷軸。

在實際運行中，當軸承間隙增大到ψ2，無法形成承載能力所必須的穩定、連續均勻的潤滑油膜，就必須進行維修。

3 提高熔體齒輪泵壽命的措施

由上述分析可知，造成熔體齒輪泵的從動軸斷裂及軸承開裂失效的原因是工作中隨著軸承間隙逐漸增大，滑動軸承的潤滑狀況逐漸變差，軸承油膜承載能力逐漸下降，從而產生過大的摩擦力，導致熔體齒輪泵的滑動軸承壽命縮短，從動齒輪軸因承受較大的交變應力而發生疲勞斷裂；滑動軸承因抱軸受到過大扭力而開裂。

熔體泵的壽命主要取決于滑動軸承與軸頸之間能否始終保持良好的承載潤滑膜，該潤滑膜起到支承齒輪上的靜載荷及動載荷的作用，從而減小齒輪軸的摩擦力。

提高熔體齒輪泵壽命的措施如下：

(1) 合理選材

熔體齒輪泵滑動軸承常用材料為硬質合金和鋁青銅。鋁青銅具有較高的強度、硬度和良好的耐磨性，具有優良的導熱系數和穩定的剛度，QAL10-4-4(鋁青銅牌號)在400 ℃以下具有穩定的力學性能。硬質合金具有更高的強度和硬度。鋁青銅軸承比硬質合金軸承具有更大的設計間隙，故鋁青銅軸承發生抱軸故障很少。

(2) 控制軸承的配合間隙在推薦值范圍內

必須保證軸瓦與軸頸之間有一定間隙，即油膜有一定厚度，油膜厚度必須保持在合理值?；瑒虞S承的徑向間隙十分重要，過大、過小都極為有害。允許的最大間隙ψ2是一個經驗數據，在SHS 04509—2004 熔體齒輪泵維護檢修規程中給出的參考值為0.01D(D為軸頸直徑)。

(3) 降低熱媒溫度

受到齒輪擠壓、剪切的熔體在經過齒輪泵后溫度會升高(約3～5 ℃)，導致潤滑膜承載能力下降。通過降低熱媒溫度，使泵體熱媒夾套的溫度稍低于前后夾套管的熱媒溫度，降低軸承區的溫度，可大大增加軸承的承載能力，提高熔體齒輪泵的使用壽命。

(4) 降低熔體齒輪泵進口壓差

熔體齒輪泵的進出口壓差、轉速和熔體的黏度都直接影響潤滑膜的承載能力。提高熔體增壓泵入口壓力、降低熔體出料泵的出口壓力，減輕軸對潤滑膜的剪切力及對潤滑膜的破壞，避免承載區接近混合摩擦、甚至干摩擦狀態。

(5) 轉速變化要緩慢

依據熔體齒輪泵潤滑原理可知，動壓軸承油膜壓力是靠軸頸自身旋轉產生的，旋轉速度的變化會影響油膜的形成與承載能力。因此，泵起動時，在出口無壓力形成時，不可盲目提速；提速要緩慢進行，不要使前后壓力急劇上升，以防止軸或軸承過早損壞。

(6) 定期檢查清理防止潤滑槽堵塞

為了保證熔體齒輪泵的旋轉軸封處于密封狀態，需調節密封腔壓力(即流經側蓋板潤滑槽的熔體流量)，當軸承軸向間隙增大后，流經側蓋板潤滑槽的熔體流量減小，回流通道處物料因受到高溫(冷卻不足)而出現碳化現象，進而堵塞流道，導致軸承與軸頸的潤滑狀況變差，嚴重時出現抱軸，案例分析見資料[4]。

因此，需定期檢查清理潤滑槽、防止堵塞。

(7) 滑動軸承安裝測溫元件

在熔體齒輪泵滑動軸承上安裝測溫元件，將信號引入DCS控制系統，及時發現滑動軸承溫度變化，通過調節齒輪泵產量與壓力來調節軸承受力。保證良好潤滑和溫度監測，才能確保軸承良好運行。

(8) 對齒輪泵熱態定位

隨熔體齒輪泵軸承的配合間隙逐漸增大，齒輪泵的壓力脈動同時增大，齒輪泵會出現晃動，嚴重會造成齒輪端面或軸承端面磨損，嚴重縮短齒輪泵的使用壽命，可見相關資料[5]。

將熔體齒輪泵、減速機和電動機固定在同一鋼平臺基礎上(見圖8)，待齒輪泵輸送系統升溫到位，熱平衡4 h后，對齒輪泵進行固定、定位，這樣既可以平衡管道應力，又可以消除運行過程中齒輪泵的擺動，減小作用在軸承上沖擊力。

圖8 鋼平臺基礎上

通過采取以上改進措施，熔體齒輪泵運行穩定，在每四年一次的停機檢修期間，對熔體齒輪泵解體檢查和測量。對達到磨損極限的部件給予及時更換，避免因潤滑變差導致摩擦阻力增加而出現機械故障。

其中3271-P01(熔體齒輪泵)于2014年更換齒輪、軸承后，一直穩定運行至今；其余2臺運行周期均超過6年。