臥式螺旋卸料沉降離心機(以下簡稱臥螺離心機)已成為一種重要的鉆井液固控設備，自20世紀80年代國內許多石油機械公司相繼研制成功臥螺離心機。西安某石油機械制造公司于1994年研制成功臥螺離心機，經多年不斷改進在實際應用中取得了很好的效果。隨著臥螺離心機向高分離因數、大處理量、高可靠性方向發展的趨勢，近年來該公司在參考國內外臥螺離心機先進技術基礎上又研制出LW6OOX1500臥螺離心機。然而，該型號離心機在克拉瑪依油田使用中經常出現轉鼓支撐軸承損壞問題，損壞嚴重時軸承內圈與轉鼓軸發生燒結。筆者總結LW6OOX1500臥螺離心機改進設計經驗，對臥螺離心機支撐軸承選擇與計算進行分析。 
　　2 、臥螺離心機的工作原理
　　臥螺離心機主要清除鉆井液中大小為2—70 um的無用固相顆粒。臥螺離心機的工作原理如圖1所示，電機通過大、小端帶輪分別帶動轉鼓、差速器旋轉，高速旋轉的轉鼓內有同心安裝的具有螺旋葉片的輸送器，轉鼓由軸承座支撐。轉鼓通過左軸承座處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％ 。鉆井液從進料管進入機內，經過螺旋輸送器進到轉鼓內。在離心力的作用下，轉鼓內形成一環形液池，重相固體粒子離心沉降到轉鼓內表面上而形成沉渣，由于螺旋葉片與轉鼓的相對運動，沉渣被螺旋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干個溢流孔，處理后的鉆井液從此處排出。
　　3、 臥螺離心機軸承選擇和計算 
　　西安某石油機械制造公司生產的LW6OOX1500臥螺離心機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，出現轉鼓支撐軸承很快損壞的情況，損壞時間從3—90 h不等，維修更換后仍出現同樣的問題。轉鼓支撐軸承是離心機中比較薄弱的部件，其損壞由各方面原因的綜合表現，主要是由于工作現場環境條件比較惡劣(溫差大，風沙大)、離心機設計考慮不全面和制造工藝水平較低等原因造成的。對LW600X1500離心機進行數次改進，改進后的離心機在克拉瑪依油田使用中獲得成功，工作1200h未出現轉鼓支撐軸承損壞，運行狀況良好，初步達到了設計及使用要求。
　　3．1 軸承的類型選擇基本額定動靜載荷計算
　　(1)軸承類型選擇
　　對于軸承座3(圖1)中的軸承，在現有制造工藝水平下，軸承座、底座加工和裝配精度達不到設計要求，改為調心球軸承可在一定程度上彌補兩軸承不同心問題；其次由于離心機轉速較高，而球軸承的極限轉速通常要高于同內徑的滾子軸承，所以選用調心球軸承。運轉測試證明，在工藝條件和工作條件不變的前提下使用調心球軸承與使用深溝球軸承相比較，前者軸承的工作溫升要比后者的工作溫升低20℃左右。對于軸承座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，因為一對角接觸球軸承能夠承受的軸向力是單個軸承的1．62倍，所以選用一對角接觸球軸承。
　　(2)徑向當量動載荷JP計算
　　對于軸承座3和8內的支撐軸承，徑向載荷受力計算公式如下：  　　離心機在改進前沒有考慮 。但是在實際工作中，有鉆井液粘附于轉鼓內壁，考慮其引起的偏心力作用使設計更加全面。
　　(3)確定軸向當量動載荷
　　臥螺離心機工作時，螺旋輸送器會受到一定的軸向力作用，支撐輸送器軸承選用能夠承受軸向力的圓錐滾子軸承。離心機實際運行說明，支撐輸送器的圓錐滾子軸承極少損壞。設計計算中是否考慮支撐轉鼓軸承所受的軸向力，及該軸向力大小如何計算一直是比較難處理的問題。以前設計認為軸向力較小，選用深溝球軸承完全滿足工作要求。但是，在返廠維修的臥螺離心機中80％ 的情況是由于轉鼓支撐軸承損壞而導致離心機不能工作，根據軸承損壞情況分析，軸承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難，用一般的測量手段也很難測出大小。考慮到軸向力相對于徑向力較次要，實際改進設計中按軸向力為徑向力的一半來計算 。
　　(4)沖擊載荷系數 選擇
　　離心機在工作時有振動與沖擊存在，主要由于進料不均勻、兩軸承座不同心和物料粘附于轉鼓內壁后產生不平衡力等原因造成。沖擊載荷系數 應選擇中等沖擊1．2～1．8I4。
　　3．2 軸承的基本額定壽命計算
　　固控設備中臥螺離心機為間歇式開機，平均每天使用3h左右，設計壽命10年。預期使用壽命應選為10000h較合適。
　　3．3 軸承合理游隙的選擇
　　滾動軸承的周向固定和徑向游隙大小是通過軸承與軸承座的配合達到的。徑向游隙不僅關系到軸承的運轉精度，同時影響它的壽命。軸承游隙直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。軸承的額定載荷隨游隙大小而變化，軸承樣本中的額定負荷就是軸承在工作游隙為零時的推薦值。
　　過盈配合的軸承應該通過計算選擇合理的徑向游隙。內圈由于動平衡及轉動時不平衡的考慮，內圈受到??上受力不均，則當套圈壁厚與直徑相比較薄時容易變形。如果壓力均勻地施加于內圓周或外圓周，且壁厚超過直徑的20％ ，可視為厚壁圓環進行計算，具體計算方法為以下陳述。
　　假設離心機軸長為2m時，由于溫差引起的伸縮量在lmm以上，此伸縮量足以使支撐軸承損壞。因lt，在設計中一端軸承選擇過渡配合，以便使轉鼓軸在熱脹冷縮時可以相對于調心球軸承內圈進行有限滑動，避免軸承受到因熱脹冷縮產生的軸向力作用。
　　基于以上計算，支撐軸承中一對角接觸球軸承一端應選用過盈配合，并計算合適的過盈量。調心球軸承一端應選用過渡配合。

　　3．4 軸承潤滑及潤滑結構
　　軸承的潤滑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后長時間不需補充，且其密封裝置的結構也較簡單，因此在鉆井液離心機中使用廣泛。潤滑脂的填充量以填充軸承和軸承殼體空間的1／3～1／2為宜，一般潤滑脂填充量隨軸承轉速升高而減少，當轉速很低時，為防止外部異物進入軸承內，可填滿軸承空間。該離心機選用極壓鋰脂潤滑油。 
　　因此為該離心機的軸承座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承的間隙問題。如圖2所示，從注油孔l注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，在軸承3高速旋轉時，潤滑脂將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。適當設計軸承擋圈4的厚度可調節一對角接觸球軸承的間隙，而適當的間隙可在一定程度上延長角接觸球軸承的壽命 。 
　　4、總 結 
　　筆者在實踐的基礎上，提供了一種臥螺離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，軸承溫升由原先柏。左右下降為2O。左右，軸承運轉噪音由原先80dB左右下降為60dB左右。該產品得到了客戶的廣泛認同，取得了良好的經濟效益。