张胜国，韩君炎，张绍英

(荣盛石化股份有限公司，浙江杭州 311247)

熔体齿轮泵是PET聚酯装置中用来输送、增压熔体的设备，熔体齿轮泵的可靠性是影响聚酯装置连续稳定运行的关键因素之一。一些熔体齿轮泵在运行一段时间后，故障明显增多，在齿轮泵的机械故障中以滑动轴承的磨损、滑动轴承抱轴、滑动轴承开裂、齿轮轴断轴、齿轮断齿的问题较为突出。本文根据一起熔体泵齿轮断轴、轴承开裂故障，从齿轮受力、动力润滑原理及滑动轴承承载能力等方面加以分析，找出齿轮断轴、滑动轴承开裂的原因，并提出解决此类问题的应对措施。

1 故障简介

以下是一台故障熔体泵失效部件的实物照片(见图1)，从图中可见滑动轴承存在明显的周向裂纹，从动齿轮在轴肩截面部位发生断裂，断口表面存在明显的疲劳特征(贝纹与放射线)。

a) 从动齿轮轴轴肩断裂

2 原理及分析

2.1 熔体齿轮泵的结构特点

熔体齿轮泵采用外啮合渐开线斜齿轮。熔体齿轮泵由泵壳、前后端盖板、齿轮轴、滑动轴承(具有盖板功能)和旋转轴封构成(见图2)。工作时，依靠相互啮合的主、从动齿轮在旋转过程中所造成的工作容积持续变化来输送熔体。熔体齿轮泵属于正位移泵。只要泵轴转动，齿轮就向出口侧压送熔体，泵出口可达到很高的压力，而流量与排出压力基本无关。

图2 熔体泵结构示意图

为了提高齿轮泵的刚性与可靠性，将齿轮与轴制成一体。低压齿轮泵的齿轮常采用齿宽等于齿顶圆直径的方形结构；高压场合使用的高黏度齿轮泵的轮齿宽度小于其齿顶圆直径，减小齿轮的径向受压面积，降低齿轮、轴承的载荷。

熔体齿轮泵采用熔体自润滑的动压滑动轴承(结构示意图见图3)，在轴承端面开有润滑油槽，润滑油槽与齿轮泵出口侧轮齿根部相通。在轴承内壁非承载面上加工有螺旋式流道，螺旋槽旋向与齿轮轴的转向相同。当轴旋转时，借助螺旋作用及轴承两端的压力差，将轴承外部低温熔体吸入轴承，对轴颈和轴承进行润滑和冷却后，经外侧盖板上的专用通道回流至齿轮泵进液口。构成一个润滑充分、散热快的螺旋自吸式润滑系统。

熔体齿轮泵按照用途可分为熔体出料泵和熔体增压泵。熔体增压泵采用反螺旋密封，熔体出料泵采用反螺旋+填料密封的组合型式的轴封。

2.2 熔体齿轮泵滑动轴承润滑机理

滑动轴承具备高承载能力必须形成良好的油膜润滑，使轴颈在与轴瓦不接触的情况下稳定旋转。熔体齿轮泵滑动轴承结合了动压润滑与强制润滑机理。齿轮轴颈与轴承孔之间存在一定的间隙(一般为轴颈直径的千分之几)，熔体泵启动时，轴颈与轴承直接接触，轴承处于干摩擦状态；当熔体齿轮泵出口压力逐渐增大，高压区熔体从轴承内侧润滑槽压入轴承与齿轮轴之间的间隙中，随着齿轮轴的旋转，轴颈与轴承中心不再重合，存在一定偏心距e，即在轴颈与轴瓦间形成楔形间隙，熔体在高压驱动和旋转轴颈的牵引作用下在楔形间隙内流动，顺着转速的方向油膜厚度逐渐减小的油楔为收敛楔，顺着转速的方向油膜厚度逐渐增大的油楔为发散楔。如果带入收敛楔内的润滑液流量是连续的，熔体在收敛楔区域内压力逐渐升高，形成高压力油区，使轴颈抬起，从而形成油膜润滑。由于在轴承内起润滑作用的熔体受到挤压导致压力升高，所以熔体会从轴承外侧流出，从轴承泄漏出来的高压熔体经侧盖板上的导流槽(V形槽)和泵壳体上的回流孔(见图4)进入齿轮泵入口的低压区，使参与润滑的聚合物熔体不断更新。进入轴承的润滑液必须全部是低温(相对低温)介质，黏性润滑液更易于形成承载能力强的动压油膜；同时大量的润滑液循环不断地带走轴承的热量，对轴承起到良好的润滑和冷却作用。也可有效缩短聚合物熔体在轴承内的滞留时间，防止因剪切变稀而导致熔体发生分解。

图4 熔体齿轮泵润滑槽示意图

2.3 滑动轴承受力分析

2.3.1 外啮合齿轮泵的径向力

外啮合齿轮泵一般采用一对齿数相同的齿轮，由于齿轮受到啮合力以及沿齿轮圆周的液压力，导致齿轮受到的径向力不平衡。齿轮泵在运行过程中，不平衡的径向力加剧轴承磨损以及其他零件损坏，同时限制其工作压力的提高，降低齿轮泵的工作可靠性。因此，必须对齿轮泵径向力进行理论分析和计算。

(1) 液压力计算

齿轮泵工作时，吸油腔与压油腔存在压差。由于齿顶与泵体内表面留有径向间隙，因此流体作用在齿轮外圆上的压力，且沿齿轮外圆周方向的压力分布不均匀，从吸油腔到压油腔是逐渐升高(压力的分布如图5所示)。主动齿轮与从动齿轮轴，要分别受到一个大小相近、方向皆大致从泵排出口指向吸入口的径向液压合力FP的作用，使轴承受到单向径向力。资料[1]给出相应的计算公式如下：

图5 齿轮圆周径向力近似分布曲线图

(1)

式中Δp为进出口压差，Pa；b为齿宽，m；ra为齿顶圆半径，m；ψ′为吸油区夹角。“负号”表示液压力指向y轴负方向，即该负载力方向垂直向下，指向吸油腔。

(2) 啮合力计算

主动轮带动从动轮旋转时，在啮合点处存在法向力FT，FT与齿面垂直。主、从动齿轮所受的啮合力，分别为大小相等、方向皆沿啮合线，但指向相反的FT。

(2)

式中V为齿轮泵的理论排量，m3/r；Δp为进出口压差，N/m2；rw为节圆半径，m；a为啮合角，°。

(3) 外啮合齿轮泵的径向力

外啮合齿轮泵的径向力F，是由沿齿轮外圆周方向液体压力分布不均匀引起的径向合力FP和齿轮啮合力FT两部分组成的。作用在主动齿轮上的径向力，即合力F1为：

(3)

作用在从动轮上的径向力，即合力F2为：

(4)

工程应用通常由下面两个近似计算公式估算：

F1=75Δpbdw(N)

(5)

F2=85Δpbdw(N)

(6)

式中Δp为进出口压差，MPa；b为齿宽，cm；dw为齿顶圆直径，cm。

很显然即从动齿轮受力更大，且工作压力越高，单向压力F越大，轴承磨损越快，它直接影响到齿轮泵的寿命。很大的径向力不仅使轴颈和轴承快速磨损，还会使齿轮轴产生变形，造成齿顶与泵壳间的刮擦。

因此，在设计计算选用轴承时，应以从动齿轮的受力作为依据。

2.3.2 轴向力分析

由于齿轮泵采用斜齿轮，这样就使得斜齿轮泵在运转时产生了轴向力，轴向力不平衡是齿轮端面或轴承端面磨损根源。下面分别对斜齿轮泵的主动轴和从动轴所受的轴向力进行分析计算。

(1) 主动斜齿轮轴上的轴向力

作用在主动斜齿轮轴上的轴向力来自于液压力和啮合力两部分，由液压力和啮合力产生的轴向力为：

(7)

式中Δp为吸油口与排油口压力差，Pa；b为齿宽，m；ra为齿顶圆半径，m；β为螺旋角，°；r为节圆半径，m。

对于熔体齿轮泵的内置齿轮轴轴端会受到熔体的液压力，可按下式估算

式中Pin为吸油口压力，Pa；r为齿轮轴轴端半径，m。

(2) 从动斜齿轮轴上的轴向力

作用在从动斜齿轮轴上的轴向力也由液压力和啮合力共同产生，由于主动斜齿轮对从动斜齿轮的啮合力是由作用在从动轴上的液压力间接产生的，作用在从动斜齿轮轴上液压力和啮合力大小相等，方向相反，所以作用在从动轴上的轴向力为零。

因此，斜齿轮泵的轴向力的平衡主要是指其主动轴上的轴向力平衡。熔体出料泵由于入口为负压，为了减少泄漏点，故采用驱动轴轴端一侧内置结构；熔体增压泵入口压力通常≥3 MPa，故采用驱动轴两侧轴端外伸结构。

2.4 熔体出料泵动压轴承静特性计算

稳定的润滑油膜及其厚度对滑动轴承的承载能力起到决定性的作用，在轴承包角和轴颈的长径比一定时，最小油膜厚度越小，轴承的承载能力越大。在载荷、润滑油黏度和轴承几何尺寸确定的情况下，影响油膜厚度的重要因素为轴承间隙，间隙越小，最小油膜厚度越小[2]。轴承内油膜压力分布见图6。

图6 轴承内油膜压力分布

(1) 最小油膜厚度

然而，最小油膜厚度是不能无限缩小的，它受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性及轴颈的几何形状误差等的限制。为确保轴承能处于液体摩擦状态，最小油膜厚度必须等于或大于许用油膜厚度[h]，按机械设计手册[3]中给出的公式计算：

(8)

式中r为轴颈半径，m；R为轴承孔半径，m；e为偏心距，m；ψ为相对间隙，ψ=δ/r；δ为半径间隙，δ=R-r；χ为偏心率，x=e/δ；R1、R2为对轴颈和轴瓦表面不平度平均高度，对于熔体齿轮泵，可分别取0.8 μm和1.6 μm，或0.2 μm和0.4 μm。

S为安全系数，考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等，常取S>2；y1为轴颈在轴承中的挠度；y2为轴颈偏移量。

(2) 轴承承载能力

轴承的承载能力常采用无量纲轴承特性数来表示，按机械设计手册[3]中给出的公式计算：

(a) 径向轴承

(9)

式中F为外载荷，N；η为润滑油在轴承平均工作温度下的动力黏度，N·s/m2；ω为轴颈旋转角速度，s-1；d为轴颈直径，m；B为轴承宽度，m；v为轴颈圆周速度，m/s。

(b) 推力轴承

(10)

式中hz为支点处的润滑膜厚度；B为轴瓦宽度，即B=rout-rin。

在给定边界条件时，Cp是轴颈在轴承中位置的函数，其值取决于轴承的包角a(指轴承表面上连续光滑部分包围轴颈的角度，即入油口到出油口间所包轴颈的夹角)，相对偏心率χ和宽径比B/d。

(3) 轴承润滑油流量

润滑油充满轴承间隙，形成完全油膜时，进入轴承的润滑油形成一层把滑动表面分开的润滑油膜，在润滑油膜中形成的压力迫使润滑油从轴承两端流出，由流体动压力造成的润滑油流量为q1；进油压力ps使多余的润滑油从轴承两端流出，进油压力产生的润滑油流量为q2。

1) 承载区端泄流量q1

承载区端泄流量数q1与有效平均相对间隙ψeff、等效转速nb、与轴承直径D的3次方成正比。查机械设计手册[3]，承载区端泄流量q1按下式计算：

(11)

2) 非承载区端泄流量q2

非承载区端泄流量数q2与供油压力ps、轴承直径D、有效平均相对间隙ψeff的3次方成正比，与润滑油有效黏度成反比。查机械设计手册[3]，非承载区端泄流量q2按下式计算：

(12)

3) 润滑油总流量

润滑油充满承载区和非承载区在内的整个润滑间隙，润滑油总流量由下式计算。

(13)

4) 润滑液温升

润滑液的一个作用可以将轴瓦与轴颈隔开，从而可以避免两者之间发生固体干摩擦，另一个作用就是可以将流体摩擦做功所产生的热量带走。

实际上，熔体齿轮泵轴承间隙中的摩擦热主要通过润滑液带走摩擦热，在设计阶段，通过忽略传导散热方式可获得额外的安全余量。润滑油带出一部分摩擦热所占的比例称为散热比K。压力供油轴承通常取K=0.8～1.0。

查机械设计手册[3]，润滑油温升Δt的计算式为

(14)

式中Cp为润滑油的比定压热容，J/(kg·K)；ρ为润滑油的密度，kg/m3；q为润滑油的流量，cm3/s；Pμ为摩擦功耗，kW；μ*为摩擦数，是与轴承偏心率ε、长径比B/D和包角Ω相关的系数。

熔体齿轮泵在运转过程中，旋转轴颈对熔体膜产生一个剪切力，并产生摩擦热，使轴承和轴承内熔体温度升高。熔体温度升高将导致轴承内熔体黏度的降低，因此也降低轴承的承载能力；当滑动轴承的油膜承载能力不足以支承轴颈时，会造成润滑失效。导致轴承和轴颈表面直接接触，此时两者处于边界润滑或干摩擦状态；轴承温度升高可以降解通过轴承的熔体，降低聚合物的总体质量；严重的会发生轴承抱轴现象。

因此，在保证滑动轴承形成可靠润滑液膜和最小油膜厚度的同时，必须把温升限制在允许的范围内。

2.5 轴承间隙变化对滑动轴承的影响

对于已经定型、投用的滑动轴承，滑动轴承各部分间隙的大小对其工作、润滑与磨损等都有很大影响。熔体齿轮泵在实际运行过程中，由于轴承或齿轮轴颈的磨损，轴承间隙(用相对间隙ψ表示)是不断增大的。运行中随着轴承间隙逐渐增大，滑动轴承会出现以下问题：

(1) 润滑液膜承载能力降低

轴承的设计间隙是初始间隙，工作中随着轴承间隙逐渐增大，轴承承载能力逐渐下降，由式(9)可知，轴承承载力F与轴承相对间隙ψ的平方成反比。轴承承载力F与间隙ψ随时间t的变化曲线如图7所示。

图7 轴承承载量F与间隙ψ随时间的变化曲线

从图7可知，当轴承间隙从ψ1增大至ψ2时，其承载能力从F1下降到F2，滑动轴承的油膜承载能力不足以支承轴颈时，就会造成滑动轴承动压润滑油膜失效，导致轴承和轴颈表面接触，此时两者处于边界润滑或干摩擦状态，加快轴颈与滑动轴承的磨损，严重会抱轴。

(2) 无法形成承载能力所必须的最小油膜厚度

根据式(11)与式(12)可知，当轴承间隙增大到ψ2，滑动轴承承载区与非承载区端泄流量(q1+q2)增大，两端泄出润滑油可以带走轴承内的热量保持轴承温度不至过高，但是如果端泄量过大，会导致滑动轴承内部润滑油的压力减小，无法形成承载能力所必须的最小油膜厚度，造成轴承承载能力下降。

(3) 轴封漏料或漏气

当轴承间隙增大到ψ2，滑动轴承承载区与非承载区端泄流量(q1+q2)增大，对于熔体增压泵由于进出口均为正压，轴承间隙增大会增大熔体外漏量；对于熔体出料泵，由于出料泵入口为负压，油膜压力泄漏会导致油膜压力下降，当轴承内非承载区的熔体膜压力低于0时，轴承内非承载区的熔体与外界的空气一起被吸入齿轮泵内，导致齿轮泵出口压力波动。

(4) 齿轮泵容积效率降低

滑动轴承各部分间隙的大小对其工作、润滑与磨损等都有很大影响。轴向间隙过大会使轴颈的轴向稳定性变差，同时形成齿轮泵内的轴向泄漏(也称为端面间隙)，沿轴向间隙的泄漏是外啮合齿轮泵泄漏的主体，约占总泄漏量的70%。(外啮合齿轮泵的轴向泄漏有2种：(1)齿槽内的油液经齿轮轴颈与轴套间隙的泄漏；(2)出口高压区(有些压力还是变化)向进口低压区泄漏。)

熔体齿轮泵容积效率降低，只有提高转速才能满足要求的流量，转速提高齿轮摩擦热增加，润滑液膜黏度下降，油膜承载能力下降，同时齿轮轴因负荷增大而导致所受径向力增大。

(5) 齿轮泵振动

轴承间隙对转子稳定性起着关键性的作用，径向间隙过大会因油膜的承载能力有限，容易造成旋转轴颈的振动和摩擦，造成轴承负荷分配不均，振动冲击会破坏润滑液膜的连续性与稳定性，严重振动冲击会断轴。

在实际运行中，当轴承间隙增大到ψ2，无法形成承载能力所必须的稳定、连续均匀的润滑油膜，就必须进行维修。

3 提高熔体齿轮泵寿命的措施

由上述分析可知，造成熔体齿轮泵的从动轴断裂及轴承开裂失效的原因是工作中随着轴承间隙逐渐增大，滑动轴承的润滑状况逐渐变差，轴承油膜承载能力逐渐下降，从而产生过大的摩擦力，导致熔体齿轮泵的滑动轴承寿命缩短，从动齿轮轴因承受较大的交变应力而发生疲劳断裂；滑动轴承因抱轴受到过大扭力而开裂。

熔体泵的寿命主要取决于滑动轴承与轴颈之间能否始终保持良好的承载润滑膜，该润滑膜起到支承齿轮上的静载荷及动载荷的作用，从而减小齿轮轴的摩擦力。

提高熔体齿轮泵寿命的措施如下：

(1) 合理选材

熔体齿轮泵滑动轴承常用材料为硬质合金和铝青铜。铝青铜具有较高的强度、硬度和良好的耐磨性，具有优良的导热系数和稳定的刚度，QAL10-4-4(铝青铜牌号)在400 ℃以下具有稳定的力学性能。硬质合金具有更高的强度和硬度。铝青铜轴承比硬质合金轴承具有更大的设计间隙，故铝青铜轴承发生抱轴故障很少。

(2) 控制轴承的配合间隙在推荐值范围内

必须保证轴瓦与轴颈之间有一定间隙，即油膜有一定厚度，油膜厚度必须保持在合理值。滑动轴承的径向间隙十分重要，过大、过小都极为有害。允许的最大间隙ψ2是一个经验数据，在SHS 04509—2004 熔体齿轮泵维护检修规程中给出的参考值为0.01D(D为轴颈直径)。

(3) 降低热媒温度

受到齿轮挤压、剪切的熔体在经过齿轮泵后温度会升高(约3～5 ℃)，导致润滑膜承载能力下降。通过降低热媒温度，使泵体热媒夹套的温度稍低于前后夹套管的热媒温度，降低轴承区的温度，可大大增加轴承的承载能力，提高熔体齿轮泵的使用寿命。

(4) 降低熔体齿轮泵进口压差

熔体齿轮泵的进出口压差、转速和熔体的黏度都直接影响润滑膜的承载能力。提高熔体增压泵入口压力、降低熔体出料泵的出口压力，减轻轴对润滑膜的剪切力及对润滑膜的破坏，避免承载区接近混合摩擦、甚至干摩擦状态。

(5) 转速变化要缓慢

依据熔体齿轮泵润滑原理可知，动压轴承油膜压力是靠轴颈自身旋转产生的，旋转速度的变化会影响油膜的形成与承载能力。因此，泵起动时，在出口无压力形成时，不可盲目提速；提速要缓慢进行，不要使前后压力急剧上升，以防止轴或轴承过早损坏。

(6) 定期检查清理防止润滑槽堵塞

为了保证熔体齿轮泵的旋转轴封处于密封状态，需调节密封腔压力(即流经侧盖板润滑槽的熔体流量)，当轴承轴向间隙增大后，流经侧盖板润滑槽的熔体流量减小，回流通道处物料因受到高温(冷却不足)而出现碳化现象，进而堵塞流道，导致轴承与轴颈的润滑状况变差，严重时出现抱轴，案例分析见资料[4]。

因此，需定期检查清理润滑槽、防止堵塞。

(7) 滑动轴承安装测温元件

在熔体齿轮泵滑动轴承上安装测温元件，将信号引入DCS控制系统，及时发现滑动轴承温度变化，通过调节齿轮泵产量与压力来调节轴承受力。保证良好润滑和温度监测，才能确保轴承良好运行。

(8) 对齿轮泵热态定位

随熔体齿轮泵轴承的配合间隙逐渐增大，齿轮泵的压力脉动同时增大，齿轮泵会出现晃动，严重会造成齿轮端面或轴承端面磨损，严重缩短齿轮泵的使用寿命，可见相关资料[5]。

将熔体齿轮泵、减速机和电动机固定在同一钢平台基础上(见图8)，待齿轮泵输送系统升温到位，热平衡4 h后，对齿轮泵进行固定、定位，这样既可以平衡管道应力，又可以消除运行过程中齿轮泵的摆动，减小作用在轴承上冲击力。

图8 钢平台基础上

通过采取以上改进措施，熔体齿轮泵运行稳定，在每四年一次的停机检修期间，对熔体齿轮泵解体检查和测量。对达到磨损极限的部件给予及时更换，避免因润滑变差导致摩擦阻力增加而出现机械故障。

其中3271-P01(熔体齿轮泵)于2014年更换齿轮、轴承后，一直稳定运行至今；其余2台运行周期均超过6年。