陳剛

（湖南汽車工程職業(yè)學(xué)院，湖南 株洲 412001）

0 引言

軸瓦（即滑動(dòng)軸承）作為機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)的重要旋轉(zhuǎn)支撐部件，因其承載力大、耐磨性好等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于大中型電機(jī)、汽輪機(jī)等設(shè)備中。在實(shí)際應(yīng)用中，當(dāng)軸瓦的材料和制造工藝確定后，對大型軸瓦使用壽命影響最大的因素就是軸瓦的裝配技術(shù)，主要包括軸瓦與軸頸間的軸瓦間隙、軸瓦的裝配工藝兩方面。以大型軋鋼機(jī)1250 kW主電機(jī)為例，同一材質(zhì)的軸瓦，不同的軸瓦間隙和裝配工藝，其使用壽命相差很大。最短的只有2~3個(gè)月的使用壽命，最長的可以達(dá)到12個(gè)月的使用壽命。

究其原因：1）如果軸瓦的裝配工藝不合理，軸瓦間隙過大，軸瓦與軸頸之間就不易形成油膜，導(dǎo)致潤滑條件不佳甚至直接的摩擦，摩擦?xí)a(chǎn)生很高的溫度，直接摩擦產(chǎn)生的高溫將其燒損；同時(shí)，軸瓦間隙過大，會引起過大的徑向跳動(dòng)量，再加上電機(jī)轉(zhuǎn)子、定子的制造誤差，很容易導(dǎo)致掃膛現(xiàn)象的發(fā)生，甚至燒毀電機(jī)。2）如果軸瓦間隙過小，由于振動(dòng)和熱彈變形的影響，潤滑油在間隙內(nèi)的剪力摩擦過大，將導(dǎo)致軸承發(fā)熱；同時(shí)，間隙中油量減少使散熱效果也變差，甚至引起燒瓦。

1 大型電機(jī)軸瓦的結(jié)構(gòu)模型

1.1 大型電機(jī)在傳動(dòng)中的一般布置形式

大型電機(jī)在傳動(dòng)中的一般布置形式如圖1所示，主要包括電機(jī)、聯(lián)軸器、減速機(jī)、執(zhí)行機(jī)構(gòu)等。其中電機(jī)由1號軸承座和2號軸承座支撐。電機(jī)經(jīng)過減速機(jī)的減速后再通過聯(lián)接部件將運(yùn)動(dòng)傳遞至執(zhí)行機(jī)構(gòu)。

圖1 大型電機(jī)在傳動(dòng)中的一般布置形式

1.2 大型電機(jī)軸瓦安裝的基本結(jié)構(gòu)

以圖1中2號軸承座為例，電機(jī)軸瓦的基本結(jié)構(gòu)如圖2所示，主要包括電機(jī)主軸、軸承座、軸承蓋、軸瓦、油環(huán)、軸承座端蓋以及其他零件。軸瓦為剖分式，安裝在軸承座內(nèi)。當(dāng)電動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)后，靠油環(huán)隨軸的旋轉(zhuǎn)從油槽中將潤滑油帶至軸頸上，靠軸頸和軸瓦的相對高速旋轉(zhuǎn)形成動(dòng)壓潤滑。

圖2 電機(jī)軸瓦安裝的基本結(jié)構(gòu)

2 軸瓦潤滑油膜的形成過程

如圖3所示，軸瓦液體動(dòng)壓潤滑油膜形成包括3個(gè)階段：起動(dòng)、不穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)、穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)。起動(dòng)階段：轉(zhuǎn)子速度低，在軸頸與軸瓦內(nèi)壁的摩擦力作用下向右上方爬行，如圖 3（a）、（b）所示；不穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)階段：轉(zhuǎn)速快速增大，軸頸與軸瓦內(nèi)壁間的潤滑油逐漸增多，形成壓力油膜，如圖3（c）所示；穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)階段：當(dāng)油膜壓力的垂直分量等于外載荷時(shí)，形成動(dòng)壓潤滑狀態(tài)，如圖3（d）所示。

圖3 軸瓦液體動(dòng)壓潤滑的形成過程

3 流體潤滑特性分析

3.1 雷諾方程的近似表達(dá)式

在實(shí)際的流體潤滑油膜形成機(jī)理過程中，流動(dòng)是三維方向的，計(jì)算復(fù)雜。為了做定性分析，通常情況下，假定液體潤滑的流體密度不變，將雷諾方程進(jìn)行簡化，當(dāng)軸瓦固定而軸運(yùn)動(dòng)的速度為 v時(shí)，按照無限寬假設(shè)，雷諾方程如下：

式中：η為潤滑流體動(dòng)力黏度；h為任意點(diǎn)油膜厚度。

3.2 承載力分析

如圖4所示，軸瓦的承載力有兩個(gè)分量：

式中：r為軸頸半徑；z為軸向坐標(biāo)；φa、φb分別為軸瓦的起始及終止處的角度；B為軸瓦的寬度。總承載力

圖5所示為有量綱承載力與偏心率之間關(guān)系，由圖可知油膜承載力隨偏心率增大而變大，當(dāng)偏心率趨近于1時(shí)，軸頸與軸瓦將發(fā)生接觸現(xiàn)象。

圖4 承載力分析圖

圖5 承載力隨偏心率變化曲線圖

3.3 潤滑油的泄油流量

進(jìn)入軸瓦的總流量為

式中：Q1為承載區(qū)端泄流量，Q2為非承載區(qū)端泄流量，Q3為軸瓦供油槽兩端由供油壓力產(chǎn)生的附加流量。

如圖6所示，當(dāng)軸承的偏心率增加時(shí)油液的端泄量也在不斷增大，當(dāng)偏心率ε等于0.9左右時(shí)，端泄量約為最大，隨后油液流量呈現(xiàn)下降現(xiàn)象。

圖6 端泄量與偏心率變化曲線

4 軸瓦油膜厚度的計(jì)算

軸瓦油膜厚度的計(jì)算如下：

式中：S為裕度，對于軋鋼機(jī)電機(jī)來說，可以取S=2～3；R1為軸頸表面不平度平均高度；R2為軸瓦表面不平度平均高度；y1為軸瓦中軸頸的撓度；y2為軸頸偏移量。

根據(jù)承載力分析、泄流量分析，再結(jié)合最小油膜厚度就可以推導(dǎo)出較為合理的軸瓦間隙。

5 結(jié)語

大型電機(jī)軸瓦往往工作在高速重載的工況下，當(dāng)軸瓦材料、軸瓦結(jié)構(gòu)、軸頸旋轉(zhuǎn)速度及負(fù)載等參數(shù)確定后，最影響軸瓦潤滑特性的就是軸瓦油膜的厚度。在轉(zhuǎn)子運(yùn)行過程中，存在最佳的軸瓦間隙。合理的軸瓦間隙能形成有效的承載力，同時(shí)又能提供良好的潤滑條件，使得油膜具有很強(qiáng)的穩(wěn)定性，從而保證電機(jī)轉(zhuǎn)子的高效運(yùn)轉(zhuǎn)。

［1］ 鄧林森.立式水輪發(fā)電機(jī)組導(dǎo)軸瓦間隙的計(jì)算研究［J］.四川水利發(fā)電，2012（12）：127-130.

［2］ 張艾萍，林圣強(qiáng)，李雨嬌.滑動(dòng)軸承間隙對轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的影響［J］.汽輪機(jī)技術(shù)，2013（4）：86-89.

［3］ 張盼榮.提高軋機(jī)主電機(jī)軸瓦使用壽命研究［J］.山西師范大學(xué)學(xué)報(bào)，2008（12）：37-38.

［4］ 許芮.高速重載滑動(dòng)軸承的潤滑特性研究［D］.石家莊：河北工程大學(xué)，2012.

［5］ 王超，董國保，王宗亮.間隙和滑油粘度對船舶電機(jī)滑動(dòng)軸承的影響［J］.機(jī)電設(shè)備，2010（1）：1-2.