杜海英，胡云波，張躍春，李榮滿

(中航工業(yè)株洲高精傳動(dòng)技術(shù)有限公司，湖南 株洲 412002)

軸承性能直接影響主機(jī)的運(yùn)行性能。溫升是考核機(jī)械傳動(dòng)設(shè)備工作穩(wěn)定性的一項(xiàng)重要指標(biāo)，其中，軸承溫升過高是導(dǎo)致軸承提前失效的重要原因。下文通過對某試驗(yàn)設(shè)備飛輪裝置在運(yùn)行時(shí)出現(xiàn)軸承溫升過高的誘因進(jìn)行分析，提出相應(yīng)的改進(jìn)措施。

1 軸承溫升情況

某飛輪裝置的主要結(jié)構(gòu)如圖1所示。飛輪安裝于軸中部，主要技術(shù)參數(shù)見表1。該飛輪左側(cè)采用23134型調(diào)心滾子軸承、右側(cè)采用NU2234E型圓柱滾子軸承支承，主要參數(shù)見表2。兩側(cè)軸承均采用某國外公司LGMT2脂進(jìn)行潤滑，軸承座采用唇形密封圈密封。

表1 飛輪裝置主要技術(shù)參數(shù)

表2 試驗(yàn)軸承主要參數(shù)[1]

該裝置進(jìn)行試驗(yàn)時(shí)軸承內(nèi)部填滿潤滑脂，且軸承座注脂量約占其內(nèi)部空腔的1/4～1/3 ，試驗(yàn)室內(nèi)環(huán)境溫度為27 ℃。

1—軸承座；2—23134型軸承；3,7—唇形密封圈；4—飛輪；5—NU2234E型軸承； 6—心軸

初始試驗(yàn)時(shí)，軸承轉(zhuǎn)速從400 r/min逐步加速到最高轉(zhuǎn)速1 700 r/min，再從最高轉(zhuǎn)速逐步減速到500 r/min，每個(gè)轉(zhuǎn)速下運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間為5 min。從圖2可以看出，軸承在加速運(yùn)轉(zhuǎn)到最高轉(zhuǎn)速時(shí)，參與試驗(yàn)的2種軸承的溫度均一直處于急速上升的狀態(tài)，甚至在減速運(yùn)行時(shí)軸承溫度仍繼續(xù)上升，短時(shí)間內(nèi)升至80 ℃?？梢娫囼?yàn)運(yùn)行中出現(xiàn)的主要問題是軸承溫度較高且溫升過快。

圖2 軸承初始試驗(yàn)數(shù)據(jù)

2 溫升原因分析

引起軸承溫升過快的原因有很多，如運(yùn)轉(zhuǎn)速度過高、軸承質(zhì)量不合格、配合過盈量太大、軸承潤滑與密封不合理及軸承散熱不良等。因此，需要對各影響因素進(jìn)行試驗(yàn)分析，通過逐一排查找出導(dǎo)致軸承溫升過高的誘因。

2.1 轉(zhuǎn)速

如果不采取其他措施，只將脂潤滑軸承的轉(zhuǎn)速提高到其允許最大轉(zhuǎn)速以上，那么軸承溫度將會急劇上升。軸承溫度上升會降低潤滑脂黏度，使其難以形成有效的潤滑油膜，進(jìn)而導(dǎo)致摩擦加劇，使軸承溫度進(jìn)一步上升。

軸承的允許轉(zhuǎn)速[1]為

式中：nr為參考轉(zhuǎn)速，r/min;fp為軸承載荷調(diào)整系數(shù)(根據(jù)軸承當(dāng)量動(dòng)載荷與額定靜載荷的比值與軸承平均直徑查表得出)；fν為實(shí)際基油黏度調(diào)整系數(shù)(根據(jù)實(shí)際基油黏度查表得出);fνISOVG150為ISOVG150的基油黏度調(diào)整系數(shù)。

計(jì)算得nperm=1 800 r/min，大于表1中軸承最大工作轉(zhuǎn)速1 700 r/min，故該裝置的軸承允許轉(zhuǎn)速滿足要求。

2.2 質(zhì)量

軸承質(zhì)量會直接影響試驗(yàn)結(jié)果，如選用軸承的質(zhì)量不過關(guān)，試驗(yàn)時(shí)可能會導(dǎo)致溫升過高。該設(shè)備采用SKF軸承，通過廠家經(jīng)銷商直接采購，成品軸承入庫時(shí)驗(yàn)收合格，因此軸承質(zhì)量不存在問題。

2.3 配合

如軸與軸承安裝過盈量太大，軸承裝配時(shí)受到過大的擠壓，軸承徑向游隙減小，運(yùn)行時(shí)軸承轉(zhuǎn)動(dòng)困難，則裝配后可能會引起軸承溫升過高。該軸承安裝配合根據(jù)軸承載荷值及其類型并結(jié)合SKF推薦而選定，在加工時(shí)已得到保證，而且裝配前對軸承裝配表面進(jìn)行了尺寸和形位公差檢查，均滿足設(shè)計(jì)要求。

2.4 游隙

如果軸承游隙過小，軸承在運(yùn)行過程中會迅速發(fā)熱。該設(shè)備軸承的游隙根據(jù)軸承配合和工作溫度選定。據(jù)此計(jì)算選擇的軸承游隙，在軸承安裝好后,轉(zhuǎn)動(dòng)軸時(shí)沒有卡滯現(xiàn)象，運(yùn)行時(shí)游隙接近于零。因此，可以初步判斷軸承游隙滿足設(shè)計(jì)要求。

2.5 潤滑

2.5.1 潤滑脂類型

潤滑脂選擇不當(dāng)也會影響軸承溫升。通常需依據(jù)軸承運(yùn)行溫度、速度和載荷等因素選擇潤滑脂。初始試驗(yàn)方案中選用了某國外公司生產(chǎn)的LGMT2潤滑脂[2]。分析并查閱該潤滑脂適應(yīng)的工況，認(rèn)為溫度、載荷均能滿足要求，但通過速度參數(shù)(dm·n值)對比(表3)，發(fā)現(xiàn)LGMT2潤滑脂的dm·n值不能滿足工況要求。

表3 軸承速度參數(shù)對比 mm·r/min

2.5.2 跑合

脂潤滑軸承在運(yùn)行前必須進(jìn)行跑合運(yùn)轉(zhuǎn)，使?jié)櫥鶆蚍植荚跐L動(dòng)區(qū)域，以免影響軸承溫升。跑合需在一定的初始轉(zhuǎn)速下運(yùn)行，使軸承溫度達(dá)到穩(wěn)定工況，如溫度超出允許值，需停止運(yùn)轉(zhuǎn)使溫度降下來后再進(jìn)行跑合[3]。圖2所示試驗(yàn)步驟未能使軸承達(dá)到穩(wěn)定溫度，軸承溫度持續(xù)上升。

2.6 散熱

由于軸承在運(yùn)行時(shí)會因摩擦產(chǎn)生熱量，如熱量得不到及時(shí)散發(fā)，軸承內(nèi)部的溫度將會異常升高，故需重新計(jì)算軸承的功率損失。

空載摩擦力矩[4]為

(1)

承載摩擦力矩為

(2)

式中：dm為軸承平均直徑，mm；f0為空載摩擦因數(shù)；f1為承載摩擦因數(shù)；ν為潤滑油工作溫度下的黏度，mm2/s(工作溫度取80 ℃)；n為轉(zhuǎn)速，r/min；P1為動(dòng)載荷，N。

功率損失為

(3)

根據(jù)自然冷卻傳動(dòng)裝置的散熱公式，計(jì)算從軸承座表面排出的最大熱量為[5]

Qmax=KS(θymax-θ0)，

(4)

當(dāng)軸承座外的空氣以us速度強(qiáng)迫對流時(shí)，傳熱系數(shù)為[6]

(5)

式中：S為計(jì)算的散熱面積，m2；θymax為軸承溫度的最大允許值(取80 ℃)；θ0為試驗(yàn)環(huán)境溫度(取27 ℃)；ka為空氣熱導(dǎo)率，W/(m·℃)；D為軸承外徑，mm；us為空氣強(qiáng)迫對流速度，m/s；Dh近似取為軸承箱的直徑,mm；νa為空氣黏度,mm2/s。

如果Qmax大于總功率損失，則傳熱裝置散熱良好；如果Qmax小于總功率損失，則軸承只能間斷工作，如需連續(xù)工作則必須進(jìn)行人工冷卻，計(jì)算結(jié)果見表4，Q1max為原軸承座表面排出的最大熱量;Q2max為改后軸承座表面排出的最大熱量。由表4可知，兩側(cè)軸承散熱量均小于其運(yùn)行時(shí)的發(fā)熱量。

表4 軸承的功率損失校核 kW

2.7 密封形式

原方案中采用唇形密封，屬于接觸式密封，油封對軸有摩擦作用，在運(yùn)行時(shí)會產(chǎn)生熱量。由于該裝置中軸承是主要熱源，而唇形密封將軸承密閉在一個(gè)空間內(nèi)，使軸承運(yùn)行時(shí)產(chǎn)生的熱量不能很好地向外排放，無法與外界空氣形成對流，是導(dǎo)致軸承溫升過大的誘因之一。

3 驗(yàn)證試驗(yàn)

3.1 更換潤滑脂并進(jìn)行跑合試驗(yàn)

因初始試驗(yàn)采用的潤滑脂速度參數(shù)較低，且軸承未進(jìn)行充分跑合，現(xiàn)改選用性能較好的LGHP2型潤滑脂。更換潤滑脂后從300 r/min開始進(jìn)行跑合試驗(yàn)，在1 000和1 325 r/min時(shí)運(yùn)行時(shí)間分別為60和70 min(圖3)，結(jié)果顯示軸承溫度一直處于持續(xù)上升趨勢，未能達(dá)到熱平衡狀態(tài)(表4)。

圖3 LGHP2脂潤滑軸承跑合試驗(yàn)數(shù)據(jù)

3.2 增加散熱量

通過計(jì)算可知，兩側(cè)軸承的散熱量均小于其運(yùn)行時(shí)的發(fā)熱量，因此對該裝置進(jìn)行改進(jìn)，即增大軸承座表面的散熱面積。將原散熱面積由0.73 m2增加到1.02 m2，改進(jìn)前后的軸承座表面結(jié)構(gòu)如圖4所示。通過計(jì)算可知，增加軸承座表面面積后其散熱量均大于軸承運(yùn)行時(shí)的發(fā)熱量，理論上可以達(dá)到熱平衡。

(a)原軸承座結(jié)構(gòu)形式 (b)改進(jìn)后軸承座結(jié)構(gòu)形式

但由于傳熱系數(shù)很難定量計(jì)算，其與軸承座外部空氣流速、熱導(dǎo)率、軸承座表面尺寸、空氣黏度等因素有關(guān)，而這些特性參數(shù)很多都與溫度有關(guān)，故軸承座外部的熱對流很難描述。(4)式是一個(gè)簡單的估算公式，原方案計(jì)算時(shí)取換熱系數(shù)為0.022 kW/(m2·℃)[7]。從(5)式可以看出，若增加外部空氣對流速度us，則可增大傳熱系數(shù)，傳熱效果更好。

因此將軸承座表面積增加至1.02 m2，同時(shí)通過增加風(fēng)扇加大us進(jìn)行試驗(yàn)，在轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時(shí)其溫度變化情況如圖5所示。

圖5 散熱裝置改進(jìn)后的試驗(yàn)數(shù)據(jù)

從圖中可以看出，增加軸承座表面積和通過風(fēng)扇加強(qiáng)空氣對流速度可減緩軸承溫升幅度，但總體仍處于上升的趨勢?？梢?4)式的計(jì)算并非準(zhǔn)確，換熱系數(shù)為0.022 kW/(m2·℃)不太適合本工況，以上改進(jìn)措施未能解決設(shè)備軸承溫升過快的問題。

3.3 密封形式改進(jìn)試驗(yàn)

將唇形密封去掉，改為間隙密封進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果如圖6所示。這樣可以保持軸承內(nèi)、外部暢通，而且飛輪在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)內(nèi)部會形成強(qiáng)大的氣流，可以與軸承進(jìn)行熱交換。

從圖6的試驗(yàn)數(shù)據(jù)可以看出，在轉(zhuǎn)速為1 700 r/min工況下，23134型軸承在運(yùn)行40 min后溫度開始出現(xiàn)下降趨勢，運(yùn)行到90 min時(shí)軸承在55 ℃時(shí)達(dá)到熱平衡；而NU2234E型軸承在運(yùn)行到50 min時(shí)溫度開始出現(xiàn)下降趨勢，運(yùn)行到110 min時(shí)軸承溫度趨于平穩(wěn)。結(jié)果表明，改為間隙密封后軸承溫升可以達(dá)到熱平衡，且效果顯著。

圖6 間隙密封軸承試驗(yàn)結(jié)果(轉(zhuǎn)速1 700 r/min)

4 結(jié)論

(1)當(dāng)采用脂潤滑時(shí)，需根據(jù)軸承速度參數(shù)(dm·n值)選擇合適的潤滑脂類型。試驗(yàn)時(shí)應(yīng)首先進(jìn)行軸承勻脂跑合，使?jié)櫥加谳S承內(nèi)部。

(2)現(xiàn)行的軸承散熱計(jì)算式是基于經(jīng)驗(yàn)的理論值，計(jì)算結(jié)果與實(shí)際情況存在較大誤差，需要進(jìn)一步的試驗(yàn)驗(yàn)證。采用增大散熱面積和提高空氣強(qiáng)迫對流速度可以增強(qiáng)散熱，但不能準(zhǔn)確計(jì)算出所能達(dá)到的效果。

(3)將軸承唇形密封改為間隙密封，對控制軸承溫升效果非常顯著。