分（fèn）析（xī）新型LW6OOX1500臥螺離心機

      臥螺（luó）離心機主要清除鑽井液中大小為（wéi）2—70 um的無用（yòng）固相（xiàng）顆粒。臥螺離心機的工作原理如圖1所示，電機通過大、小端帶輪分別帶動（dòng）轉鼓、差速器旋（xuán）轉（zhuǎn），高速旋轉的轉鼓（gǔ）內有同心安（ān）裝的具有螺（luó）旋葉片的輸送器，轉鼓由軸承座支撐。轉鼓通過左軸承座處（chù）的空心軸與差速器的外殼相連接，差速器的輸出軸帶動螺旋輸送器與轉鼓同向轉動，但轉速不同，其轉差率為轉鼓轉速的0．2％ ～3％ 。鑽井液（yè）從進料（liào）管進入機內，經過螺旋輸送器進到轉鼓（gǔ）內。在離（lí）心力的作用下，轉鼓內形（xíng）成一環形液池，重相固體（tǐ）粒子離心（xīn）沉降（jiàng）到轉（zhuǎn）鼓內表（biǎo）麵上而形成沉渣，由於螺旋葉片與轉鼓的相對運動，沉渣被螺旋（xuán）葉片推送到轉鼓的小端，沉渣從小端排渣孔排出。在轉鼓的大端蓋上開設有若幹個溢流孔，處理後的（de）鑽井液從此處排出。

            3 臥螺離（lí）心機軸承選（xuǎn）擇和計算     西安某石油機械（xiè）製造公（gōng）司（sī）生產的LW6OOX1500臥螺離心機（jī）在改進前的主要參數見表1。      　　LW6OOX1500離心機在克拉瑪依油田使用中，出現轉鼓支撐（chēng）軸承很快損壞的情況，損壞時間從3—90 h不（bú）等，維修更換後仍出現同樣的問題。轉鼓支撐軸承是離心機中比較薄弱的部件，其損壞由各（gè）方麵原因的綜合表現，主（zhǔ）要是由於工作現（xiàn）場環境條件（jiàn）比較惡劣(溫差大，風沙大)、離心機設計考慮不全麵（miàn）和製造工藝（yì）水平較低等原因造成的。對LW600X1500離心機進行數（shù）次改（gǎi）進，改進後的離心（xīn）機在克（kè）拉瑪依油（yóu）田使用中獲得成功，工作1200h未出現轉鼓支撐（chēng）軸承（chéng）損壞，運行狀況（kuàng）良好，初（chū）步達到了設（shè）計及使用要求。

 　　3．1 軸承的類型選擇基本額定動靜（jìng）載荷計（jì）算 　　(1)軸承類型（xíng）選擇 　　對於軸承座3(圖1)中的軸承，在現有製造工藝水平下，軸承座、底座加工和裝配精度達不到（dào）設計要求，改為調心球軸承可在（zài）一定程（chéng）度上彌補兩軸承不同心問題；其次由於離心機轉（zhuǎn）速較（jiào）高，而球軸承的極限轉速（sù）通常（cháng）要高於同（tóng）內徑的滾子軸承，所以選用調心球軸承。運轉測試證（zhèng）明，在工藝條件和工作（zuò）條件不變的前提下使用調（diào）心球軸承與使用深溝球軸承相比較，前者軸（zhóu）承的工作溫（wēn）升要比（bǐ）後者的（de）工作溫（wēn）升低20℃左（zuǒ）右。對於（yú）軸承座8(圖1)中的軸承，主要考慮到承受軸向力作用，單個角接觸球軸承滿足不了離心機軸向受力要求，因為一對角接觸（chù）球軸承能夠承受的軸向力是（shì）單個軸承的1．62倍，所以（yǐ）選用一對角接觸球軸承。 　　(2)徑向當量（liàng）動載荷JP計算 　　對於軸承座（zuò）3和8內的支撐軸（zhóu）承，徑向載荷受力計算公（gōng）式如下：       　　離心機在改進前沒有考慮 。但是在實際工作中，有（yǒu）鑽井液粘附於轉（zhuǎn）鼓內壁，考慮其引起的偏心力作（zuò）用使設計更加（jiā）全麵。 　　(3)確定軸向當量動載荷 　　臥螺（luó）離心機工作時，螺旋輸送（sòng）器會受到一定的（de）軸（zhóu）向力（lì）作用（yòng），支撐輸送器軸承選用能夠承受軸向力的圓錐（zhuī）滾子軸承。離心機實際運行說明，支撐（chēng）輸送器的圓錐滾子（zǐ）軸承極少損壞。設計計算中是（shì）否（fǒu）考慮支撐轉鼓（gǔ）軸承所受的軸向力，及（jí）該軸向力大小如何計算一（yī）直是比較難處理（lǐ）的問題。以前設計認為軸向力（lì）較小，選用深溝球軸承完全滿足工作（zuò）要求。但是，在返廠維修的臥螺離心（xīn）機中80％ 的情況是由（yóu）於轉鼓支撐軸承（chéng）損壞而導致（zhì）離心機不能工作，根（gēn）據軸承損壞情況分析，軸承（chéng）實際受到了較大軸向力作用。因此計算中應考慮該軸向力，但軸向力大小確定較困（kùn）難（nán），用一般的測量手段也很難測出大小。考慮到軸（zhóu）向（xiàng）力相對於徑向力較次要，實（shí）際改進（jìn）設計中按軸向力為（wéi）徑向力（lì）的一半來計（jì）算 】。 　　(4)衝擊載荷係數 選（xuǎn）擇 　　離心機在工作時有振動與衝擊（jī）存在（zài），主要由於進料不均勻、兩軸（zhóu）承座不（bú）同（tóng）心和物料粘附於轉鼓內壁後產生（shēng）不平衡力等原因造成。衝擊載荷係數 應選擇中等衝擊1．2～1．8I4】。

 　　3．2 軸承的基本額定壽命計算 　　固控設備中臥（wò）螺離心機為間歇式開機，平均每天使用3h左右，設（shè）計壽命10年。預期使用壽（shòu）命應選為10000h較合適。 　　3．3 軸承（chéng）合理遊隙（xì）的選擇（zé） 　　滾動軸承的周向固定和徑向遊隙大小是通過軸承與軸承座的配合達到的。徑向遊隙不僅關係到軸承（chéng）的運轉（zhuǎn）精度，同（tóng）時影響它的壽命。軸承遊隙直（zhí）接影響軸承的載荷分布、振動、噪聲、磨損、溫度和機械運轉精度等技術性能。軸承的額定載荷隨遊隙大小而變化，軸承樣本中的額（é）定負荷就是軸承在工作遊隙為零（líng）時的推薦值。 　　過盈（yíng）配合的軸（zhóu）承應該通過計算選擇（zé）合（hé）理的徑向遊隙。內圈由於（yú）動平衡及（jí）轉動時不（bú）平衡的（de）考慮，內圈受到??上受（shòu）力不均，則當套圈壁厚與直（zhí）徑相比較薄（báo）時容易變形。如果壓力均勻（yún）地施加於內 圓周或（huò）外圓周，且壁厚超過直徑的20％ ，可（kě）視為厚壁圓環進行計算（suàn），具體計算方法（fǎ）為以（yǐ）下陳述。    　　假設離心（xīn）機軸長為2m時，由於（yú）溫差引（yǐn）起的伸縮量在lmm以上，此伸（shēn）縮量足以使支撐軸承損壞。因lt，在設計（jì）中一端軸承選擇過渡配合，以便使轉鼓軸在熱脹冷（lěng）縮時可以相對於調心（xīn）球軸承內圈（quān）進行有限滑動，避免軸承受到（dào）因熱脹冷縮產生的軸向力作（zuò）用。 　　基於以上計算，支撐軸承中一對角（jiǎo）接觸球軸承一端（duān）應選（xuǎn）用過盈配合，並計（jì）算（suàn）合適的過盈量。調心球軸（zhóu）承一端應選用（yòng）過渡配合。 　　3．4 軸承潤滑及潤滑結構 　　軸承的潤滑（huá）及潤滑結構對軸承的壽命有極大影響。脂潤滑可做到充填一次潤滑脂後長時間不需補充，且其密封（fēng）裝置的結構也較簡單，因（yīn）此在鑽井液離（lí）心機中（zhōng）使用廣泛（fàn）。潤滑脂的填充量以填充軸承和軸承殼體（tǐ）空間的1／3～1／2為宜，一般 潤滑脂（zhī）填充量隨軸承轉速升高而減少，當轉（zhuǎn）速很（hěn）低時，為防止外部異物進入軸承內，可填滿軸承空間。該離（lí）心機選用極壓鋰脂潤滑油。           因此為該離心機的軸（zhóu）承座8(圖l中)設計了較獨特的潤滑結構，很好的解決了軸承潤滑和調節一對角接觸球軸（zhóu）承的間隙問題。如圖2所示，從注油孔l注（zhù）入的潤滑脂可通過軸承擋圈2的通孔直接進入一對角接觸球軸承中間，在軸（zhóu）承3高速旋轉時，潤滑脂將（jiāng）對軸承起到很好的潤滑作用，極大的改善了軸承的潤滑條件。適當設計（jì）軸承擋圈4的厚度可調節（jiē）一對角接觸球軸承的間（jiān）隙（xì），而適當的間隙可在一定程度上（shàng）延（yán）長角接觸球軸承的壽命 】。     4  總 結     筆者在實踐的基礎（chǔ）上，提供了一種臥螺離（lí）心機轉鼓支撐軸承選擇與計算方法。應用此方法設計的臥螺離心機，壽命提高了3倍以上，軸（zhóu）承溫升由原先柏。左右下降為2O。左右，軸承（chéng）運轉（zhuǎn）噪音由原先80dB左右下降為60dB左右。該產品得到了客（kè）戶的廣泛認同，取得了（le）良好的經濟效益（yì）。