某飛輪裝置軸承溫升的影響因素

杜海英，胡云波，張躍春，李榮滿

(中航工業(yè)株洲高精傳動技術有限公司，湖南 株洲 412002)

軸承性能直接影響主機的運行性能。溫升是考核機械傳動設備工作穩(wěn)定性的一項重要指標，其中，軸承溫升過高是導致軸承提前失效的重要原因。下文通過對某試驗設備飛輪裝置在運行時出現軸承溫升過高的誘因進行分析，提出相應的改進措施。

1 軸承溫升情況

某飛輪裝置的主要結構如圖1所示。飛輪安裝于軸中部，主要技術參數見表1。該飛輪左側采用23134型調心滾子軸承、右側采用NU2234E型圓柱滾子軸承支承，主要參數見表2。兩側軸承均采用某國外公司LGMT2脂進行潤滑，軸承座采用唇形密封圈密封。

表1 飛輪裝置主要技術參數

表2 試驗軸承主要參數[1]

該裝置進行試驗時軸承內部填滿潤滑脂，且軸承座注脂量約占其內部空腔的1/4～1/3 ，試驗室內環(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

初始試驗時，軸承轉速從400 r/min逐步加速到最高轉速1 700 r/min，再從最高轉速逐步減速到500 r/min，每個轉速下運轉時間為5 min。從圖2可以看出，軸承在加速運轉到最高轉速時，參與試驗的2種軸承的溫度均一直處于急速上升的狀態(tài)，甚至在減速運行時軸承溫度仍繼續(xù)上升，短時間內升至80 ℃。可見試驗運行中出現的主要問題是軸承溫度較高且溫升過快。

圖2 軸承初始試驗數據

2 溫升原因分析

引起軸承溫升過快的原因有很多，如運轉速度過高、軸承質量不合格、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行試驗分析，通過逐一排查找出導致軸承溫升過高的誘因。

2.1 轉速

如果不采取其他措施，只將脂潤滑軸承的轉速提高到其允許最大轉速以上，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，進而導致摩擦加劇，使軸承溫度進一步上升。

軸承的允許轉速[1]為

式中：nr為參考轉速，r/min;fp為軸承載荷調整系數(根據軸承當量動載荷與額定靜載荷的比值與軸承平均直徑查表得出)；fν為實際基油黏度調整系數(根據實際基油黏度查表得出);fνISOVG150為ISOVG150的基油黏度調整系數。

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

2.2 質量

軸承質量會直接影響試驗結果，如選用軸承的質量不過關，試驗時可能會導致溫升過高。該設備采用SKF軸承，通過廠家經銷商直接采購，成品軸承入庫時驗收合格，因此軸承質量不存在問題。

2.3 配合

如軸與軸承安裝過盈量太大，軸承裝配時受到過大的擠壓，軸承徑向游隙減小，運行時軸承轉動困難，則裝配后可能會引起軸承溫升過高。該軸承安裝配合根據軸承載荷值及其類型并結合SKF推薦而選定，在加工時已得到保證，而且裝配前對軸承裝配表面進行了尺寸和形位公差檢查，均滿足設計要求。

2.4 游隙

如果軸承游隙過小，軸承在運行過程中會迅速發(fā)熱。該設備軸承的游隙根據軸承配合和工作溫度選定。據此計算選擇的軸承游隙，在軸承安裝好后,轉動軸時沒有卡滯現象，運行時游隙接近于零。因此，可以初步判斷軸承游隙滿足設計要求。

2.5 潤滑

2.5.1 潤滑脂類型

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

表3 軸承速度參數對比 mm·r/min

2.5.2 跑合

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

2.6 散熱

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

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；f1為承載摩擦因數；ν為潤滑油工作溫度下的黏度，mm2/s(工作溫度取80 ℃)；n為轉速，r/min；P1為動載荷，N。

功率損失為

(3)

根據自然冷卻傳動裝置的散熱公式，計算從軸承座表面排出的最大熱量為[5]

Qmax=KS(θymax-θ0)，

(4)

當軸承座外的空氣以us速度強迫對流時，傳熱系數為[6]

(5)

式中：S為計算的散熱面積，m2；θymax為軸承溫度的最大允許值(取80 ℃)；θ0為試驗環(huán)境溫度(取27 ℃)；ka為空氣熱導率，W/(m·℃)；D為軸承外徑，mm；us為空氣強迫對流速度，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)工作則必須進行人工冷卻，計算結果見表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，兩側軸承散熱量均小于其運行時的發(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，在運行時會產生熱量。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空間內，使軸承運行時產生的熱量不能很好地向外排放，無法與外界空氣形成對流，是導致軸承溫升過大的誘因之一。

3 驗證試驗

3.1 更換潤滑脂并進行跑合試驗

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

圖3 LGHP2脂潤滑軸承跑合試驗數據

3.2 增加散熱量

通過計算可知，兩側軸承的散熱量均小于其運行時的發(fā)熱量，因此對該裝置進行改進，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，改進前后的軸承座表面結構如圖4所示。通過計算可知，增加軸承座表面面積后其散熱量均大于軸承運行時的發(fā)熱量，理論上可以達到熱平衡。

(a)原軸承座結構形式 (b)改進后軸承座結構形式

但由于傳熱系數很難定量計算，其與軸承座外部空氣流速、熱導率、軸承座表面尺寸、空氣黏度等因素有關，而這些特性參數很多都與溫度有關，故軸承座外部的熱對流很難描述。(4)式是一個簡單的估算公式，原方案計算時取換熱系數為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，傳熱效果更好。

因此將軸承座表面積增加至1.02 m2，同時通過增加風扇加大us進行試驗，在轉速為1 000 r/min時其溫度變化情況如圖5所示。

圖5 散熱裝置改進后的試驗數據

從圖中可以看出，增加軸承座表面積和通過風扇加強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)式的計算并非準確，換熱系數為0.022 kW/(m2·℃)不太適合本工況，以上改進措施未能解決設備軸承溫升過快的問題。

3.3 密封形式改進試驗

將唇形密封去掉，改為間隙密封進行試驗，試驗結果如圖6所示。這樣可以保持軸承內、外部暢通，而且飛輪在運轉時內部會形成強大的氣流，可以與軸承進行熱交換。

從圖6的試驗數據可以看出，在轉速為1 700 r/min工況下，23134型軸承在運行40 min后溫度開始出現下降趨勢，運行到90 min時軸承在55 ℃時達到熱平衡；而NU2234E型軸承在運行到50 min時溫度開始出現下降趨勢，運行到110 min時軸承溫度趨于平穩(wěn)。結果表明，改為間隙密封后軸承溫升可以達到熱平衡，且效果顯著。

圖6 間隙密封軸承試驗結果(轉速1 700 r/min)

4 結論

(1)當采用脂潤滑時，需根據軸承速度參數(dm·n值)選擇合適的潤滑脂類型。試驗時應首先進行軸承勻脂跑合，使?jié)櫥加谳S承內部。

(2)現行的軸承散熱計算式是基于經驗的理論值，計算結果與實際情況存在較大誤差，需要進一步的試驗驗證。采用增大散熱面積和提高空氣強迫對流速度可以增強散熱，但不能準確計算出所能達到的效果。

(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。