李迎春 聶傲男 楊明宣 朱定康 邱明 楊更生

摘要：

針對主動磁懸浮軸承系統(tǒng)（AMBs）轉子跌落過程中轉子與保護軸承碰摩產生巨大沖擊、振動和大量摩擦熱，易使保護軸承失效的問題，對立式轉子跌落到保護軸承過程中的熱特性進行了研究，分析了轉子跌落對保護軸承造成破壞的主要影響因素，進而提出了一種采用磁控濺射技術在保護軸承關鍵表面沉積固體潤滑薄膜（類石墨碳基薄膜，GLC）的減摩方法，并對鍍膜、未鍍膜的保護軸承進行了轉子跌落試驗。研究結果表明：跌落轉速為20 000 r/min時，保護軸承的最高溫度為210.60 ℃，出現在轉子與軸承內圈端面高速碰摩階段，該溫度超過了軸承鋼160 ℃的回火溫度，導致軸承燒傷而失效。在跌落試驗中，鍍有GLC薄膜的自潤滑保護軸承試驗后的溝道和端面外觀明顯優(yōu)于未鍍膜保護軸承，由碰摩發(fā)熱導致的內圈端面硬度下降也較輕，質心軌跡和軸向位移更加平穩(wěn)，溫升更低，GLC薄膜起到了關鍵的自潤滑和減摩功能，提高了保護軸承的使用壽命和服役可靠性，為解決主動磁懸浮軸承系統(tǒng)中保護軸承易失效而發(fā)生重大事故的問題提供了一種思路和方法。

關鍵詞：主動磁懸浮軸承系統(tǒng)；保護軸承；類石墨碳基薄膜；減摩

中圖分類號：TH133.3

DOI：10.3969/j.issn.1004132X.2024.04.008

開放科學（資源服務）標識碼（OSID）：

Research on Thermal Characteristics of Auxiliary Bearing in AMBs andFriction Reduction Design

LI Yingchun1，2? NIE Aonan1? YANG Mingxuan1? ZHU Dingkang1? QIU Ming1，2? YANG Gengsheng1

1.School of Mechatronics Engineering，Henan University of Science and Technology，Luoyang，Henan，471003

2.Collaborative Innovation Center of Machinery Equipment Advanced Manufacturing of Henan Province，Henan University of Science and Technology，Luoyang，Henan，471003

Abstract： The rotor of the AMBs and the auxiliary bearing might produce huge impacts， vibrations and friction heat during the rotor falling which was easy to make the auxiliary bearing fail. The thermal characteristics during the vertical rotor drop on auxiliary bearings were studied， and the main factors leading to the auxiliary bearing failure during the rotor falling were analyzed herein. Subsequently， a method of reducing friction was proposed to deposit solid lubricating film（GLC） on the key surfaces of auxiliary bearings by magnetron sputtering technology， and the rotor drop tests of coated and uncoated auxiliary bearings were performed. The results show that the maximum temperature of the auxiliary bearing is as 210.60 ℃ at a drop speed of 20 000 r/min， which appear in the high-speed rubbing stage between the rotor and the inner ring end face of the bearing. The temperature is higher than the tempering temperature of bearing steel of 160 ℃， which will lead to the failure of the bearing burn. The surface appearance of the channel and end face of the self-lubricating auxiliary bearings coated with GLC film is obviously better than that of the uncoated ordinary auxiliary bearing after the drop tests. The hardness decrease of the inner ring end face caused by friction and heating is lighter， the trajectory of the center of mass and axial displacement are more stable， and the temperature rise is lower. The GLC films play a key role in self-lubrication， wear resistance and friction reduction， the service life and service reliability of the auxiliary bearings are improved. It also provides an idea and method to solve the problems of auxiliary bearing failures easily in AMBs.

Key words： active magnetic bearing system（AMBs）； auxiliary bearing； graphite-like carbon film（GLC）； friction reduction

收稿日期：20230531

基金項目：

國家重點研發(fā)計劃（2018YFB2000101）

0? 引言

在主動磁懸浮軸承系統(tǒng)中，保護軸承是不可缺少的重要零部件，轉子正常轉動時，保護軸承內圈與轉子不接觸，當設備啟停或者發(fā)生故障導致浮力消失時，保護軸承起到臨時支承的作用，以保護設備的安全，由此可見保護軸承的重要性［1-3］。保護軸承在立式磁懸浮轉子跌落過程中承受了巨大的軸向沖擊載荷以及高度非線性碰撞力，碰撞環(huán)與保護軸承內圈端面發(fā)生劇烈碰撞及滑動摩擦，使保護軸承升溫明顯，導致保護軸承因難以承受轉子跌落帶來的巨大摩擦發(fā)熱而失效，對設備造成毀滅性的破壞，因此，在實際工程中對保護軸承的溫升進行監(jiān)測和研究至關重要。

近幾十年來，不少學者采用有限元分析方法對保護軸承進行了溫度場仿真研究［4-8］。朱益利等［9］分析了不同雙層保護軸承（DDAB）參數下磁懸浮軸承失效后轉子和保護軸承的動力學響應以及保護軸承內圈的溫升情況，并進行了相關的轉子跌落試驗研究。鄭衍通等［10］建立了DDAB的熱學模型，計算軸承的摩擦熱和溫度分布，研究其熱學特性，并實際測量了軸承的溫升，研究了不同結構形式對軸承熱學特性的影響，結果表明，在相同工況下，DDAB比普通滾動軸承的溫升要低30%。吳浩［11］研制了一種可以自動消除滾動軸承外圈徑向間隙的新型保護軸承機構，并研究了該新型保護軸承的熱學特性，發(fā)現在相同工況下，自消除間隙保護軸承溫升低于普通保護軸承溫升。MOHSEN等［12］建立了零間隙輔助軸承（ZCAB）熱模型，對其進行熱分析，并將模型計算結果與試驗結果進行比較，兩者具有很好的吻合性。SUN［13］運用一維熱網絡模型建立了保護軸承的熱平衡方程，對轉子墜落到保護軸承上的生熱問題進行了理論分析和數值計算，通過研究發(fā)現，選取合適的摩擦因數、保護軸承的支撐阻尼以及電磁軸承對其施加的載荷大小能夠避免轉子產生反向渦動和減小摩擦生熱，并提出用一個擠壓油膜阻尼環(huán)來減小撞擊振動從而減小熱量損耗的方法。KEOGH等［14］對不同初始條件下的轉子動態(tài)接觸力進行了預測，并通過確定接觸區(qū)域的瞬態(tài)熱流密度來評估保護軸承的瞬態(tài)熱響應，結果表明，保護軸承表面溫度在接觸期間迅速上升，然后隨著熱量在整個系統(tǒng)中的擴散而下降。

針對保護軸承與轉子跌落發(fā)生碰摩而引發(fā)巨大的摩擦熱，部分學者嘗試在保護軸承表面制備固體潤滑薄膜以提高其減摩耐磨、耐高溫等性能。張晶［15］在保護軸承常用材料M50NiL樣片上利用磁控濺射技術沉積WS2薄膜，并根據不同的工況條件完成了WS2薄膜的摩擦學試驗分析工作，發(fā)現WS2在高溫下表現出優(yōu)異的摩擦學性能及抗氧化性能。薛建剛［16］采用等離子噴涂工藝在GCr15基材上制備Al-Cu-Fe準晶涂層，并對所制備涂層的微觀形貌、顯微硬度、結合強度、摩擦磨損性能、耐高溫氧化和熱振性能進行了研究，發(fā)現該涂層能夠提高基材的抗熱振性能。上述這些研究只是將薄膜制備在樣片上，并沒有實際用于磁懸浮軸承系統(tǒng)的保護軸承。

綜上，本文首先對立式轉子跌落過程中保護軸承的熱特性進行研究，基于ANSYS建立轉子組件和保護軸承的溫度場仿真模型，研究保護軸承的溫度場分布規(guī)律，隨后對保護軸承進行減摩設計，在保護軸承關鍵表面制備一層固體潤滑薄膜，以減少轉子與保護軸承高速碰撞產生的摩擦熱，最后開展了立式轉子跌落試驗，以驗證所提出減摩方法的可行性和有效性。

1? 保護軸承熱特性研究

1.1? 發(fā)熱量計算模型

立式磁懸浮軸承系統(tǒng)結構如圖1所示，主要由立式轉子、上保護軸承、下保護軸承、徑向磁懸浮軸承、軸向磁懸浮軸承、電機和各類傳感器等組成。其中，上保護軸承為兩個P4級精度的71913AC滿裝角接觸球軸承，兩軸承采用“面對面”安裝，內外套圈采用GCr15軸承鋼，滾動體采用Si3N4陶瓷球；下保護軸承為一個6014深溝球軸承；上保護軸承的軸向保護間隙為0.5 mm，徑向保護間隙為0.2 mm，下保護軸承徑向保護間隙為0.2 mm。轉子跌落時，下保護軸承僅承受部分徑向力，

上保護軸承承受全部的軸向沖擊力和大部分徑向碰撞力，因此本文研究重點為工況更加惡劣的上保護軸承。在轉子跌落工況下，保護軸承所受熱源主要包括軸承功率損耗和軸承端面摩擦生熱。

1.1.1? 軸承功率損耗

軸承功率損耗可采用Palmgren計算法［17］得到：

H=1.047×10-4Mn（1）

式中，H為軸承的功率損耗，W；M為軸承總摩擦力矩，N·mm；n為軸承轉速，r/min。

軸承總摩擦力矩M由兩部分組成，分別為外載荷引起的摩擦力矩M1和潤滑劑黏性摩擦產生的摩擦力矩Mv，計算公式如下：

M1=f1F1dm（2）

Mv=10－7f0（νn）2/3d3mνn≥2000160×10－7f0d3mνn<2000（3）

f1=z（FsCs）y（4）

F1=0.9Facotα－0.1Fr（5）

式中，f1為與軸承類型和載荷有關的系數；F1為當量計算載荷；dm為軸承節(jié)圓直徑；f0為與軸承類型和潤滑方式有關的系數，對于單列脂潤滑角接觸球軸承，f0取2；ν為潤滑劑的運動黏度，mm2/s；z、y為與軸承類型有關的系數，對于角接觸球軸承，z取0.001，y取0.33；Fs為當量靜載荷，Fs=XsFr+YsFa；Fr為軸承所受徑向力，N；Fa為軸承所受軸向力，N；Xs、Ys分別為與軸承所受徑向力、軸向力和接觸角有關的系數，對于接觸角為25°的單列角接觸球軸承，Xs取0.5，Ys取0.38；Cs為基本額定靜載荷，N；α為軸承接觸角。

因此，軸承總摩擦力矩M為

M=M1+Mv（6）

1.1.2? 軸承端面摩擦生熱

當軸向磁懸浮軸承失效后，轉子由于重力作用以很高的初始轉速跌落到保護軸承上，轉子與上保護軸承內圈端面發(fā)生多次碰撞和回彈。圖2所示為轉子跌落軸向碰撞模型，圖中，Ca為上保護軸承的軸向保護間隙，Cr為徑向保護間隙，d1為上保護軸承內圈內徑，d2為上保護軸承內圈擋邊直徑，Kz為保護軸承軸向支撐剛度，cz為保護軸承軸向阻尼。

軸向碰撞力可表示如下：

Fa=Kcaδiz? δiz>0

Fa=0??? δiz≤0（7）

δiz=|Zz－Zi|－Ca（8）

其中，δiz為轉子與保護軸承內圈端面碰撞產生的變形量；Zz為轉子軸向位移；Zi為保護軸承內圈軸向位移；Kca為轉子與保護軸承內圈端面軸向碰撞剛度，表達式為

Kca=1.2×1011π（d22－d21）（9）

若動摩擦因數為μd，則軸向碰撞所產生的摩擦力矩［18］為

Mca=μd（d32－d31）3（d22－d21）Fa（10）

軸承內圈的平衡方程為

mix¨i+cjx·i+Kxxi=Fx

miy¨i+cjy·i+Kyyi=Fy

miz¨i+czz·i+Kzzi=Fz（11）

式中，mi為兩個軸承內圈質量之和；cj為軸承的徑向支撐阻尼；Kx、Ky、Kz分別為軸承在三個方向上的時變支撐剛度。

軸承端面摩擦生熱主要是由軸向碰撞所產生的摩擦力矩Mca引起的，將Mca代入式（1）即可得到軸承端面摩擦生熱功率。

1.2? 仿真模型的建立

采用SolidWorks建立轉子組件的三維模型，為了方便分析和減小計算量，對保護軸承和轉子模型進行了簡化，如圖3所示。隨后將三維模型導入ANSYS中的耦合場仿真模塊，給各部件添加材料，具體材料屬性見表1。針對轉子組件不同零件選擇合適的網格劃分方法，軸承座、簡化的下保護軸承、碰撞環(huán)等零件采用六面體法網格劃分，保護軸承套圈、滾動體等零件采用四面體網格劃分，并在發(fā)熱部位進行網格局部加密，共生成441 381個單元。

在實際跌落過程中，轉子由于與保護軸承之間發(fā)生碰摩而損失動能，故轉速由初始轉速逐漸減小直至停止，而保護軸承內圈在接觸轉子組件后極短時間內由靜止增大至同步轉速，隨后兩者同速減小并最終停止。因此，將整個仿真過程分為兩個載荷步：第一步為轉子和保護軸承內圈相對滑動階段，主要模擬轉子和保護軸承內圈端面的摩擦生熱效應；第二步為兩者同速運動過程，用于模擬保護軸承轉動時功率損耗引起的溫升。

根據發(fā)熱量計算模型可計算出不同條件下軸承功率損耗和軸承端面摩擦熱的生熱功率，以初始轉速20 000 r/min、潤滑劑黏度20 mm2/s、碰撞面摩擦因數0.2為例，算得軸承功率損耗和軸承端面摩擦熱的生熱功率分別為967 W和7302 W，分別將這兩部分熱源施加在保護軸承滾動體和內外圈溝道表面、上保護軸承內圈端面和碰撞環(huán)表面。另外，根據熱源實際作用情況，軸承端面摩擦生熱功率作用于第一載荷步，軸承功率損耗生熱功率作用于第二載荷步，由于轉子跌落過程屬高度非線性行為，為方便分析，假設軸承端面摩擦生熱和軸承功率損耗均隨時間線性減小至零。熱量傳遞的三種基本模式為熱傳導、熱對流、熱輻射。對于磁懸浮軸承系統(tǒng)中的保護軸承，熱輻射的影響很小，因此在后續(xù)研究中忽略這部分的影響。熱傳導通過定義材料屬性（如材料熱導率、熱膨脹系數等）在仿真中實現模擬；熱對流通過定義模型表面對流傳熱系數實現模擬。對流傳熱系數取5 W/（m2·K），初始環(huán)境溫度設為室溫22 ℃。

受限于試驗條件，目前尚無法對碰撞面（即保護軸承內圈端面）處溫度進行測量，只能采集到軸承座上表面（即傳感器測溫處）溫度，而通過仿真能得到各零件的溫度場分布，這也是仿真分析的優(yōu)勢之一。為將仿真結果同試驗結果進行對比驗證，特提取溫度傳感器測量處（圖3）的溫升仿真結果并加以分析。

1.3? 仿真結果分析

1.3.1? 轉子組件溫度場分析

設置跌落轉速20 000 r/min，潤滑劑黏度20 mm2/s，軸承端面摩擦因數0.2，滾動體材料為GCr15，在此條件下對模型進行瞬態(tài)熱分析。不同時刻轉子組件溫度場分布如圖4所示。

由圖4a可知，靠近碰撞環(huán)一側上保護軸承內圈端面處的溫度最高，這是由于在第一載荷步中，上保護軸承內圈端面與高速旋轉的碰撞環(huán)發(fā)生劇烈滑動摩擦，產生大量摩擦熱。另外當第一載荷步結束時，由于發(fā)熱時間短，熱量集中于碰撞面附近，尚未發(fā)生大面積熱傳導，此時保護軸承內圈端面最高溫度為103.67 ℃。由圖4b可以看出，當第二載荷步結束時，熱量已傳遞至大部分零件，轉子上端的溫度最高，為53.885 ℃，軸承及軸承座的溫度略低，軸承座上表面的溫度為46.10 ℃。

為進一步研究整個轉子跌落過程中碰撞面溫度的變化情況，提取了保護軸承內圈端面處溫度隨時間的變化情況，如圖5所示，可知，保護軸承的最高溫度出現在第一載荷步內，即轉子與軸承內圈端面高速碰摩階段，為210.6 ℃，說明軸承端面摩擦生熱量遠大于軸承功率損耗，另外該溫度已遠高于軸承鋼的回火溫度160 ℃，這將導致軸承二次回火致使硬度降低甚至燒傷而失效。隨后經過空氣對流換熱以及各零件之間熱傳導，最高溫度迅速降低，當時間超過160 s時，生熱與散熱相對持平，達到穩(wěn)定狀態(tài)，此時保護軸承的最高溫度為53.885 ℃。

1.3.2? 滾動體材料的影響

在保護軸承使用過程中，滾動體材料的密度、熱膨脹系數、熱導率等屬性對軸承的傳熱影響較大，分別選取鋼球（GCr15）和陶瓷球（Si3N4）進行仿真，材料屬性見表1。滾動體材料對保護軸承不同位置溫升的影響如圖6所示。

由圖6可知，隨著轉速的增大，采用不同滾動體材料的軸承內圈端面處溫升均明顯高于軸承座上表面溫升，采用陶瓷球的軸承內圈端面處溫升高于鋼球的溫升，而軸承座上表面溫升低于鋼球的溫升。這是因為軸承端面摩擦生熱量遠大于軸承功率損耗，且熱量需要經過多個零件才能傳遞到軸承座上表面，由于陶瓷球的熱導率極低，其散熱速率小于鋼球的散熱速率，因此采用陶瓷球的軸承端面的摩擦生熱量較難通過滾動體傳遞至軸承座，而更集中在碰撞面附近，導致軸承內圈端面處溫升高于鋼球，而軸承座上表面溫升低于鋼球。采用陶瓷球雖然不能有效降低保護軸承溫升，但陶瓷為耐高溫材料，不易發(fā)生燒傷，熱膨脹系數較小，受熱所產生的熱應力也小，且陶瓷球的密度較小，抗壓強度高于其他鋼材，因此，采用陶瓷球更適用于磁懸浮軸承轉子跌落的工況。

1.3.3? 軸承端面摩擦因數的影響

不同軸承端面摩擦因數對保護軸承不同位置溫升的影響如圖7所示。

由圖7可知，保護軸承內圈端面摩擦因數對跌落過程的溫升影響較大，摩擦因數由0.1增大至0.3，軸承座上表面溫升僅呈現小幅增加，而軸承內圈端面處溫升由117.09 ℃增大至304.16 ℃。這是因為轉子跌落過程中，高速轉子首先同軸承內圈端面發(fā)生劇烈的相對滑動摩擦，碰撞面之間的摩擦發(fā)熱為此階段的主要熱源，該熱源具有功率大持續(xù)時間短的特點，導致碰撞面迅速升溫，但該熱量來不及向軸承座等零件傳遞，隨后便進入保護軸承內圈和轉子同速、減速階段，該階段軸承功率損耗為主要熱源，該熱源功率較小但持續(xù)時間較長，熱量具有足夠時間傳遞至軸承座，達到生熱和散熱相對平衡狀態(tài)，并被傳感器測得。因此，當軸承內圈端面摩擦因數增大時，溫升主要集中于碰撞面處，但仍有少部分熱量傳遞至軸承座，使得軸承座上表面溫升有小幅度增加。由此可知，通過減小碰撞面摩擦因數能夠減少碰撞面摩擦生熱，有效降低轉子跌落過程中軸承內圈端面的溫升，從而增長軸承服役壽命并提高可靠性。

1.3.4? 潤滑劑黏度的影響

保護軸承內部潤滑劑黏度直接影響軸承摩擦力矩和軸承功率損耗，根據保護軸承的服役工況，潤滑劑黏度一般選取范圍為10～50 mm2/s，潤滑劑黏度對不同位置溫升的影響如圖8所示。

由圖8可知，當潤滑劑黏度由10 mm2/s增大至50 mm2/s時，軸承內圈端面處的溫升變化不大，但軸承座上表面處的溫升從16.77 ℃增至40.89 ℃，增幅明顯。這是由于軸承內圈端面處的溫升主要受第一階段熱源即軸承端面摩擦生熱的影響，增大潤滑劑黏度并不影響端面的碰撞摩擦生熱量，而潤滑劑黏度主要影響軸承內部摩擦力矩，進而影響軸承功率損耗，因此，改變潤滑劑黏度對軸承座上表面溫升影響較大，而對軸承內圈端面溫升影響較小。保護軸承的可靠運轉需要以充足及合適的潤滑為前提，良好的潤滑可防止?jié)L動體與保護軸承內外圈直接接觸造成磨損，因此對保護軸承進行適當的潤滑至關重要。由上面的研究發(fā)現，采用較低黏度的潤滑劑有利于降低保護軸承溫升，然而在實際跌落工況下由于保護軸承受到高速轉子跌落的沖擊，碰撞面產生大量摩擦熱，保護軸承轉速在短時間內迅速增加，極易使低黏度潤滑劑揮發(fā)或受慣性作用被甩出滾動區(qū)域，使保護軸承失去可靠潤滑從而導致保護軸承燒傷甚至報廢。

2? 保護軸承減摩設計

2.1? 制備自潤滑保護軸承

軸承的潤滑方式主要有油潤滑、脂潤滑和固體潤滑［19］，采用固體潤滑方式的軸承稱為固體潤滑軸承或自潤滑軸承，已被廣泛應用［20-22］。由于保護軸承服役于高轉速、高沖擊、高溫升工況，故當轉子跌落時，碰摩所產生的巨大熱量會使?jié)櫥突驖櫥查g揮發(fā)，導致保護軸承溝道、滾動體和端面嚴重燒傷，從而喪失保護作用，這也是普通保護軸承服役壽命短、可靠性差的主要原因。為此，考慮在保護軸承關鍵表面制備一層固體潤滑薄膜，以減少轉子與保護軸承高速碰撞產生的摩擦熱。類石墨碳基薄膜（graphite-like carbon，GLC）是一種以sp2鍵為主的碳基薄膜，具有低摩擦因數、高硬度和良好的化學惰性等優(yōu)點，被廣泛應用于航空航天、海洋裝備、機械工程等領域［23-25］。結合磁懸浮軸承系統(tǒng)轉子跌落工況，本文將GLC薄膜沉積在保護軸承關鍵表面，制備自潤滑保護軸承。前期通過大量基礎試驗對鍍膜工藝進行優(yōu)化，優(yōu)化后的鍍膜工藝參數見表2。

采用UDP-700型閉合場非平衡磁控濺射鍍膜系統(tǒng)制備自潤滑保護軸承。軸承選用71913AC，P4級精度滿裝角接觸陶瓷球軸承，滾動體為Si3N4陶瓷球。針對跌落工況，選擇內圈溝道、內圈兩側端面為鍍膜表面。先將保護軸承拆套，將內圈依次放入配制的清洗劑和防銹劑中進行前處理，隨后將內圈裝爐。當真空腔內真空度達到1.5×10-3 Pa時，選擇相應的程序開始鍍膜，鍍膜程序主要包括基體清洗，靶清洗，制備打底層、過渡層和工作層。采用優(yōu)化后的工藝在保護軸承內圈表面制備GLC薄膜，薄膜厚度為2.41 μm。將鍍膜后的內圈裝配成套，外觀如圖9所示。

2.2? 轉子跌落試驗

為研究不同條件下保護軸承的抗跌落性能，并驗證仿真模型的正確性，搭建了立式磁懸浮軸承系統(tǒng)轉子跌落試驗臺（圖10），該試驗臺能夠模擬立式轉子跌落到保護軸承上的工況，評價跌落后保護軸承的損傷情況，并通過傳感器實時檢測跌落過程中的主軸轉速、溫升等參數。其中溫度傳感器采用無錫億度達生產的HX-WB型溫度傳感器，測量范圍0～150 ℃，精度0.5%FS（full scale）。上保護軸承為兩套試驗軸承，下保護軸承為一套陪試軸承，轉子質量為45 kg，出于安全考慮，試驗中設定轉子的初始轉速不超過

20 000 r/min。

2.3? 試驗結果分析

首先對未鍍膜保護軸承在不同初始轉速下進行試驗，通過溫度傳感器測量軸承座上表面處的溫升，并與仿真值進行對比，結果如圖11所示。由圖11可以看出，仿真值和試驗所測得的溫升存在一定的誤差，主要原因為仿真模型忽略了實際試驗臺的零件加工誤差、試驗軸承的安裝誤差、保護軸承多次碰摩后的狀態(tài)變化以及實際跌落過程的高度非線性等，但最大誤差不超過2 ℃，在趨勢和數值上兩者具有較好的一致性，驗證了發(fā)熱量計算模型以及仿真模型的正確性。

隨后對未鍍膜的普通保護軸承和鍍有GLC薄膜的自潤滑保護軸承在20 000 r/min的初始轉速下進行跌落試驗。由于保護軸承為兩套角接觸軸承“面對面”成對安裝，上方保護軸承直接同高速跌落的轉子接觸，損傷較大，而下方保護軸承情況良好，因此后續(xù)的試驗結果僅對上方保護軸承進行分析。

圖12所示為試驗后兩種保護軸承內圈溝道外觀對比，可以看出，未鍍膜的普通保護軸承內圈溝道、引導面等部位藍色燒傷痕跡明顯，燒傷嚴重。分析原因可能是：轉子跌落過程中，普通保護軸承所使用的潤滑油由于高轉速帶來的慣性作用被甩出溝道，同時碰摩所產生的高溫也會使?jié)櫥蛽]發(fā)而喪失潤滑作用，導致滾動體和溝道之間產生異常磨損。另外，溝道與滾動體接觸部位存在均勻分布的細長點狀等球距軸向壓痕，這可能是由于跌落過程中高溫造成軸承產生負游隙，導致軸承出現運轉不暢，并在巨大軸向沖擊載荷作用下，滾動體和套圈溝道面產生摩擦，從而出現等球距軸向壓痕。而鍍有GLC薄膜的自潤滑保護軸承內圈溝道和引導面均較完好，未出現變色燒傷和薄膜大范圍剝落現象，表明薄膜對軸承仍具有良好的保護和自潤滑作用；僅在內圈溝道靠近下端面一側觀察到輕微的運轉磨損痕跡，這是由于保護軸承為角接觸球軸承，并采用“面對面”安裝方式，軸承運轉時滾動體與內外圈溝道單側接觸，導致溝道單側磨損。

圖13為兩種保護軸承內圈端面對比圖，可以看出，兩種保護軸承內圈端面均存在不同程度的環(huán)狀磨損痕跡，其中鍍有GLC薄膜的自潤滑保護軸承磨損環(huán)寬度較窄，而未鍍膜的普通保護軸承端面磨損環(huán)較寬，且伴有嚴重的變色燒傷。產生環(huán)狀磨損和燒傷的原因是轉子跌落后，圓形碰撞環(huán)同保護軸承內圈端面產生相對運動而形成異常磨損，接觸面產生較高的熱量，導致接觸面發(fā)生燒傷。而鍍有GLC薄膜的自潤滑保護軸承由于對摩面之間存在一層性能優(yōu)異的固體潤滑薄膜，盡管轉子跌落過程的碰摩對薄膜造成了一定的破壞，但并未導致軸承燒傷，且磨損程度明顯輕于未鍍膜的普通保護軸承，起到了較好的

保護作用。

表3所示為跌落試驗后兩種保護軸承內圈端面硬度值對比，其中對照組為一套未進行跌落試驗的新保護軸承，采用HVS-10Z型維氏硬度計，參考GB/T 34891—2017《滾動軸承高碳鉻軸承鋼零件熱處理技術條件》進行檢測，硬度標準值為59 HRC～64 HRC。由表3可知，未鍍膜的普通保護軸承試驗后表面硬度值為44.5 HRC，遠低于標準要求，而鍍有GLC的自潤滑保護軸承硬度值為58.9 HRC，僅略低于標準要求，這也表明保護軸承內圈端面發(fā)生了不同程度的二次回火，而固體潤滑薄膜的應用使保護軸承在跌落工況中承受的二次回火效應減弱，燒傷程度明顯改善，起到了較好的防護作用。

圖14所示為采用不同保護軸承時轉子的質心軌跡和軸向位移，可以看出，采用未鍍膜保護軸承時的質心軌跡和軸向位移更雜亂，而采用鍍有GLC薄膜的自潤滑保護軸承的轉子質心軌跡和軸向位移更加有序，轉子在更小范圍產生渦動，轉子與保護軸承之間的徑向碰撞和軸向彈跳均有明顯減小，說明固體潤滑薄膜的應用減小了轉子與軸承之間的劇烈碰撞和彈跳，轉子運動幅度有所減小，固體潤滑薄膜起到了一定的減振作用。而未鍍膜保護軸承由于內圈端面同轉子組件碰撞環(huán)的摩擦因數較大，導致碰撞環(huán)與軸承內圈端面相對滑動的切向加速度較大，

碰撞運動更為劇烈，使得轉子質心軌跡更加混亂，軸向彈跳較高。

圖15所示為試驗采集的軸承座上表面溫度變化（由于試驗時的初始環(huán)境溫度不同導致兩種保護軸承的起始溫度略有不同）。轉子跌落到保護軸承上，劇烈的碰摩使保護軸承和轉子組件發(fā)熱明顯，隨著跌落時間的推移，熱源處的熱量傳遞至軸承座上表面，軸承座上表面的溫度開始逐漸升高，隨后當發(fā)熱量低于散熱量時，溫度開始逐漸降低。試驗過程中普通保護軸承溫升約為17.8 ℃，而表面鍍有GLC薄膜的自潤滑保護軸承溫升為10.5 ℃。這是由于GLC薄膜對保護軸承起到了良好的減摩作用，使得保護軸承運轉更加平穩(wěn)，發(fā)熱量減少，從而降低了溫升。

3? 結論

（1）保護軸承的最高溫度出現在轉子與軸承內圈端面高速碰摩階段，為210.60 ℃，該溫度遠高于軸承鋼的回火溫度160 ℃，導致軸承端面硬度降低甚至軸承燒傷而失效。隨后經過空氣對流換熱以及各零件之間熱傳導，穩(wěn)定狀態(tài)時保護軸承的最高溫度為53.885 ℃。

（2）隨著轉速的增大，無論采用鋼球還是陶瓷球，軸承內圈端面處的溫升均明顯高于軸承座上表面的溫升，采用陶瓷球更適合磁懸浮轉子跌落的工況；增大軸承內圈端面摩擦因數對軸承座上表面溫升影響較小，而軸承內圈端面處溫升增幅較大；當潤滑劑黏度由10 mm2/s增大至50 mm2/s時，軸承內圈端面處溫升變化不大，但軸承座上表面溫升從16.77 ℃上升至40.89 ℃，增幅明顯。

（3）相同試驗條件下，鍍有GLC薄膜的自潤滑保護軸承試驗后溝道和端面外觀明顯優(yōu)于未鍍膜的普通保護軸承，由碰摩發(fā)熱導致的內圈二次回火效應也較輕，質心軌跡和軸向位移更加平穩(wěn)，溫升更低，表明在保護軸承關鍵表面涂覆固體潤滑薄膜的減摩方法是行之有效的，這為增長保護軸承服役壽命和提高其可靠性提供了一種新方案。

參考文獻：

［1］? 李媛媛， 朱熀秋， 朱利東， 等. 磁懸浮軸承發(fā)展及關鍵技術研究現狀［J］. 微電機， 2014， 47（6）：69-73.

LI Yuanyuan， ZHU Huangqiu， ZHU Lidong， et al. Development and Research Status of Key Technologies on Magnetic Bearings［J］. Micromotors， 2014， 47（6）：69-73.

［2］? 張維煜， 朱熀秋， 袁野. 磁懸浮軸承應用發(fā)展及關鍵技術綜述［J］. 電工技術學報， 2015， 30（12）：12-20.

ZHANG Weiyu， ZHU Huangqiu， YUAN Ye. Study on Key Technologies and Applications of Magnetic Bearings［J］. Transactions of China Electrotechnical Society， 2015， 30（12）：12-20.

［3］? 劉程子， 湛江， 楊艷， 等. 主動磁懸浮軸承–柔性轉子的研究和發(fā)展綜述［J］. 中國電機工程學報， 2020， 40（14）：4602-4614.

LIU Chengzi， ZHAN Jiang， YANG Yan， et al. Review of Research Status and Development of Flexible Rotor-magnetic Bearing［J］. Proceedings of the CSEE， 2020， 40（14）：4602-4614.

［4］? 潘建龍. 高速角接觸球軸承溫度場數值分析［D］. 蘭州：蘭州理工大學， 2020.

PAN Jianlong. Numerical Analysis of Thermo-mechanical Coupling of High Speed Angular Contact Ball Bearing［D］. Lanzhou：Lanzhou University of Technology， 2020.

［5］? 葉振環(huán)， 朱正龍， 張旭， 等. 高速圓柱滾子軸承的溫度場分析［J］. 機械設計與制造， 2018（11）：104-108.

YE Zhenhuan， ZHU Zhenglong， ZHANG Xu， et al. Analysis of Thermo-mechanical Coupling of High-speed Cylindrical Roller Bearings［J］. Machinery Design & Manufacture， 2018（11）：104-108.

［6］? 戴雨靜， 汪久根， 洪玉芳， 等. 起落架用金屬關節(jié)軸承有限元分析［J］. 軸承， 2019（8）：1-6.

DAI Yujing， WANG Jiugen， HONG Yufang， et al. Finite Element Analysis on Metal Spherical Plain Bearings for Landing Gear［J］. Bearing， 2019（8）：1-6.

［7］? 邱明， 張亞濤， 盧團良， 等. 套圈材料對自潤滑關節(jié)軸承熱力學性能的影響［J］. 航空動力學報， 2020， 35（10）：2097-2103.

QIU Ming， ZHANG Yatao， LU Tuanliang， et al. Influence of Ring Material on Thermodynamic Performance of Self-lubricating Spherical Plain Bearing［J］. Journal of Aerospace Power， 2020， 35（10）：2097-2103.

［8］? 王蘭文， 盛選禹， 雒建斌. 高速角接觸球軸承熱特性和機械特性研究［J］. 機械設計， 2021， 38（1）：1-7.

WANG Lanwen， SHENG Xuanyu， LUO Jianbin. Research on the Thermal and Mechanical Characteristics of High-speed Angular-contact Ball Bearings［J］. Journal of Machine Design， 2021， 38（1）：1-7.

［9］? 朱益利， 金超武. 高速重載下雙層保護軸承的最大碰撞力及熱特性分析［J］. 中國機械工程， 2016， 27（1）：25-31.

ZHU Yili， JIN Chaowu. Maximum Impact Force and Thermal Characteristic Analysis of Double-decker Catcher Bearing Used in High-speed and Heavy-load Conditions［J］. China Mechanical Engineering， 2016， 27（1）：25-31.

［10］? 鄭衍通， 徐龍祥. 雙層滾動軸承熱學特性研究［J］. 機械工程學報， 2011， 47（19）：107-115.

ZHENG Yantong， XU Longxiang. Research on Thermal Characteristics of Double-decker Rolling-element Bearing［J］. Journal of Mechanical Engineering， 2011， 47（19）：107-115.

［11］? 吳浩. 新型保護軸承熱分析研究［D］. 南京：南京航空航天大學， 2014.

WU Hao. Research on Thermal Analysis of New Type Auxiliary Bearing［D］. Nanjing：Nanjing University of Aeronautics and Astronautics， 2014.

［12］? MOHSEN S， HOOSHANG H. On the Dynamic and Thermal Performance of a Zero Clearance Auxiliary Bearing for a Magnetic Bearing System［J］. Tribology Transactions， 2000， 43（3）：435-440.

［13］? SUN Guangyoung. Auxiliary Bearing Life Prediction Using Hertzian Contact Bearing Model［J］. Journal of Vibration and Acoustics， 2006， 128（2）：203-209.

［14］? KEOGH P S， YONG W Y. Thermal Assessment of Dynamic Rotor/Auxiliary Bearing Contact Events［J］. Journal of Tribology， 2007， 129（1）：143-152.

［15］? 張晶. 高溫高速自潤滑輔助陶瓷球軸承設計與分析［D］. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學， 2013.

ZHANG Jing. Design and Analysis of Auxiliary Ceramic Ball Bearings with Self-lubricating Used in High-speed and High-temperature Conditions［D］. Harbin：Harbin Institute of Technology， 2013.

［16］? 薛建剛. 用于磁懸浮軸承系統(tǒng)中準晶涂層的性能研究［D］. 南京：南京航空航天大學， 2013.

XUE Jiangang. Research on Performance of Quasicrystalline Coating for Active Magnetic Bearing System［D］. Nanjing：Nanjing University of Aeronautics and Astronautics， 2013.

［17］? HARRIST A. Rolling Bearing Analysis［M］. New York：John Wiley， 2001.

［18］? SUN G， PALAZZOLO A B， PROVENZA A， et al. Detailed Ball Bearing Model for Magnetic Suspension Auxiliary Service［J］. Journal of Sound and Vibration， 2004， 269（3）：933-963.

［19］? 高靖松. 氣氫冷卻固體潤滑軸承的研制及實驗研究［D］. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學， 2019.

GAO Jingsong. Development and Experimental Study of Hydrogen-gas Cooling Solid Lubrication Bearing［D］. Harbin：Harbin Institute of Technology， 2019.

［20］? XUE Yahong， CHEN Jigang， GUO Sumin， et al. Finite Element Simulation and Experimental Test of the Wear Behavior for Self-lubricating Spherical Plain Bearings［J］. Friction， 2018， 6（3）：297-306.

［21］? TORRES H， VUCHKOV T， SLAWIK S， et al. Self-lubricating Laser Claddings for Reducing Friction and Wear from Room Temperature to 600 °C［J］. Wear， 2018， 408/409：22-33.

［22］? 李文超， 孫朝陽， 方凡， 等. MoS2固體潤滑軸承跑合技術實踐［J］. 軸承， 2020（4）：27-30.

LI Wenchao， SUN Chaoyang， FANG Fan， et al. Practice of Running-in Technology for MoS2 Solid-lubricated Bearings［J］. Bearing， 2020（4）：27-30.

［23］? LI Lei， GUO Peng， LIU Linlin， et al. Structural Design of Cr/GLC Films for High Tribological Performance in Artificial Seawater：Cr/GLC Ratio and Multilayer Structure［J］. Journal of Materials Science & Technology， 2018， 34（8）：1273-1280.

［24］? 王永軍， 李紅軒， 吉利， 等. 非平衡磁控濺射制備類石墨碳膜及性能研究［J］. 物理學報， 2012， 61（5）：340-346.

WANG Yongjun， LI Hongxuan， GI Li， et al. Study on Preparation and Properties of Graphite Like Carbon Films by Unbalanced Magnetron Sputtering［J］. Acta Physica Sinica， 2012， 61（5）：340-346.

［25］? 丁蘭， 賀志勇， 鮑明東， 等. 不同Ti含量類石墨碳膜干摩擦磨損性能研究［J］. 表面技術， 2017， 46（6）：131-137.

DING Lan， HE Zhiyong， BAO Mingdong， et al. Dry Friction and Wear Properties of Graphite-like Carbon Films of Different Ti Content［J］. Surface Technology， 2017， 46（6）：131-137.

（編輯? 袁興玲）

作者簡介：

李迎春，女，1969年生，副教授。研究方向為表面工程及摩擦學。E-mail：lyc2004henan.china@126.com。

邱? 明（通信作者），女，1969年生，博士研究生導師、教授。研究方向為軸承設計及摩擦學。E-mail：qiuming69@126.com。