噴嘴結構及參數(shù)對油氣潤滑軸承性能的影響

王旭，栗心明，楊萍，郭峰，白清華

(青島理工大學 機械與汽車工程學院，山東 青島 266520)

高速加工技術的發(fā)展迫使機床主機軸承轉速不斷提升，但高速與超高速工況下滾動軸承的溫升是軸承轉速進一步提升的阻礙。軸承溫升由本身摩擦發(fā)熱[1]和潤滑劑攪動發(fā)熱[2]引起。為了抑制軸承溫升，既需要形成可將接觸副兩表面分離的潤滑油膜，以減小混合摩擦力，又需要避免潤滑劑過量而產(chǎn)生攪油溫升，同時還要保證軸承良好的冷卻效果。此外，高速工況下軸承端面氣簾效應對潤滑劑進入軸承內(nèi)部存在阻礙作用，如何增強潤滑劑的輸送性，也是高速軸承潤滑需要解決的問題之一。因此，建立合理潤滑方式與潤滑劑輸送技術，使軸承扭矩保持在最低限度且所需潤滑劑供給量最少，對提高軸承轉速及使用壽命十分重要。

油氣潤滑方式以壓縮空氣為載體，可穿透氣簾將潤滑劑以微小液滴的形式連續(xù)輸送到軸承內(nèi)部，既可實現(xiàn)潤滑劑量的控制，又可利用壓縮空氣傳遞軸承熱量，其綜合優(yōu)勢已成為高速軸承的優(yōu)選潤滑方式。目前，國內(nèi)外學者已對不同油氣參數(shù)下軸承的潤滑性能開展了研究。文獻[3-4] 研究供油量、潤滑油黏度、油氣溫度、轉速對軸承性能的影響，給出了最佳供油量。實際上，供油結構對潤滑劑的射流狀態(tài)、氣簾穿透能力、潤滑劑輸送特性等也存在明顯影響，進而決定了軸承內(nèi)部的潤滑性能。國外軸承公司基于供油結構設計實現(xiàn)了軸承轉速、噪聲抑制等性能的提升，并開發(fā)了相應的軸承產(chǎn)品[5-6]。近期，國內(nèi)研究學者也對油氣噴嘴參數(shù)優(yōu)化和結構設計開展了相關研究：文獻[7]設計了多種結構的噴嘴，試驗表明出口管徑是供油量的最顯著影響因素，并給出了優(yōu)化后的結構參數(shù)組合；文獻[8]研究了噴嘴結構參數(shù)對輸油管中油氣環(huán)狀流特性的影響，指出噴嘴入口和出口直徑是主要影響因素；文獻[9]通過ANSYS數(shù)值仿真分析了噴嘴直徑、長徑比和收縮角對流體流動狀態(tài)的影響；文獻[10]采用 Fluent 仿真軟件分析了噴嘴結構對油氣兩相流在軸承腔內(nèi)流動狀態(tài)的影響，仿真結果表明內(nèi)圈噴射型噴嘴具有更好的潤滑效果，豎管與傾斜管道夾角越小， 越利于環(huán)狀流的保持；文獻[11]通過數(shù)值計算對比分析了5種噴嘴結構對氣簾效應的影響，結果表明氣簾效應對軸承內(nèi)圈加工孔槽型噴嘴結構的影響最小，軸承潤滑效果最佳；文獻[12]通過改變噴嘴位置，將傳統(tǒng)的供油改為內(nèi)圈或外圈供油，試驗表明內(nèi)圈供油溫升更低。

已有研究主要集中于噴嘴幾何結構參數(shù)，對于潤滑劑流動引導的研究不多。作者所在課題組對原有噴嘴結構進行改進，發(fā)現(xiàn)通過置入導流體可改進潤滑劑的分布形態(tài)和輸送能力[13]；但在前期研究中，受測量裝置局限僅能測量軸承溫升，且因測量軸承直接安裝在驅動主軸上，無法隔絕主軸本身熱量的傳遞，對測量結果存在一定的影響。因此，本文在新設計的高速軸承試驗機上，對不同噴嘴參數(shù)下軸承的溫升和運轉摩擦力矩進行測量，并以此評估軸承的潤滑性能。

1 試驗裝置和試驗條件

采用自主搭建的油氣潤滑高速軸承試驗臺，評估噴嘴結構及參數(shù)對軸承潤滑性能的影響。如圖1所示，該試驗臺主體由電主軸驅動單元、測試頭、扭矩傳感器、徑向和軸向加載單元組成，此外油氣單元、水循環(huán)冷卻單元和數(shù)據(jù)采集單元為試驗臺的輔助部分。如圖2所示，測試軸承對稱安裝在測試頭內(nèi)，測試頭由電主軸驅動，所選用的電主軸功率為5.5 kW，可實現(xiàn)的最高轉速為12 000 r/min。電主軸轉速通過變頻器調節(jié)，可根據(jù)測量需求得到不同的軸承轉速。

1—電主軸(驅動)；2—扭矩傳感器；3—徑向加載單元；4—軸向加載單元；5—測試頭。圖1 試驗臺主體Fig.1 Main body of test bench

1—噴嘴(安裝孔)；2—溫度傳感器(安裝孔)；3—測試軸承(左)；4，6—測試軸承(右)；5—軸承內(nèi)套筒；7—主軸。圖2 測試頭結構Fig.2 Structure of test head

測試軸承采用油氣潤滑方式，潤滑劑通過噴嘴進入軸承內(nèi)部。為了對比噴嘴結構對潤滑性能的影響，試驗采用如圖3所示的孔式噴嘴和導流式噴嘴2種結構。導流式噴嘴與孔式噴嘴的出流孔直徑、出流角度等幾何參數(shù)相同，出口角與水平面均成15°夾角，潤滑劑可有效噴射到軸承內(nèi)圈壁面。導流式噴嘴的出流孔為通孔，便于導流絲的安裝與固定。導流絲采用熱熔膠膠結固定，該方式不影響噴嘴的安裝，且經(jīng)測試證明具有較高的可靠性，不會引起導流絲脫落。

(a) 孔式噴嘴 (b) 導流式噴嘴 (c) 噴嘴實物圖

測量裝置可實現(xiàn)軸承溫升和運轉摩擦力矩的同時測量：Pt 100溫度傳感器與軸承外圈直接接觸以測量外圈溫度；軸承的運轉摩擦力矩采用扭矩傳感器測量，所測力矩為測試軸承和徑向加載軸承的總力矩。油氣潤滑單元的油泵為定量泵，供油量為0.5 mL/次，通過可編程邏輯控制器(Programmable Logic Controller,PLC)控制油泵的供油間隔(即每小時內(nèi)的供油次數(shù))，可以實現(xiàn)對潤滑劑供油量的調節(jié)。試驗采用的潤滑劑為PAO10，20 ℃黏度為0.13 Pa·s，20 ℃密度為0.835 kg/m3。測試軸承為NSK7008C角接觸球軸承，其溫升及運轉摩擦力矩數(shù)據(jù)待軸承運轉40 min后提取，此時測量數(shù)據(jù)已達到穩(wěn)定值(軸承溫升為軸承外圈測量溫度與其試驗溫度的差值)。此外，考慮到機床加工電主軸在實際使用過程需要水循環(huán)冷卻，本文的測試頭也進行了冷卻處理。

2 試驗結果與分析

2.1 供油量和工況參數(shù)對軸承潤滑性能的影響

為了對比孔式噴嘴和導流式噴嘴對軸承潤滑性能的影響，施加徑向載荷2 kN，軸向載荷1 kN，轉速分別為 3 000 ，6 000，9 000 r/min，測試不同供油量(指潤滑劑供油量，下同)下2種噴嘴對軸承溫升和運轉摩擦力矩的影響，結果如圖4所示。

由溫升曲線可知，3種轉速下軸承溫升隨供油量的增加均呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢。一般將曲線最低點附近的區(qū)域視為最佳潤滑區(qū)間[14]，相應的供油量為最佳供油量。溫升曲線變化規(guī)律與文獻[15]試驗結果類似，主要原因是：當供油量低于最佳供油量時，由于潤滑劑量較少，軸承因乏油而處于混合潤滑狀態(tài)，兩表面的粗糙峰接觸率大，接觸區(qū)摩擦產(chǎn)生的熱量較多，隨著供油量的增加，軸承乏油得到緩解，潤滑油膜厚度增加，粗糙峰接觸摩擦產(chǎn)生的熱量減少，曲線呈下降趨勢；當供油量超過最佳供油量時，軸承內(nèi)部逐漸向富油潤滑狀態(tài)轉化，除了接觸區(qū)潤滑油膜內(nèi)摩擦產(chǎn)生的熱量，多余的潤滑劑在接觸副入口區(qū)產(chǎn)生逆流剪切生熱，在溝道上產(chǎn)生高速攪動生熱，使軸承溫升呈現(xiàn)上升趨勢；供油量進一步增加，軸承溫升將以攪油溫升為主，該條件下過多的潤滑劑不但不能促進潤滑油膜建立，還將因溫升使?jié)櫥瑒┉h(huán)境黏度降低而導致膜厚下降；另外，轉速較高時易使軸承產(chǎn)生乏油，因而圖中最佳供油量隨著轉速的增加而增加。溫升曲線還顯示：潤滑劑供給量低于最佳供油量時，采用導流式噴嘴的軸承溫升要低于孔式噴嘴；供油量超過最佳供油量時，采用導流式噴嘴的軸承溫升高于孔式噴嘴。這主要是因為導流式噴嘴更易將潤滑劑輸送到軸承表面，即在相同的工況下比孔式噴嘴輸送了更多的潤滑劑到軸承內(nèi)部，較多潤滑劑促進了潤滑油膜的建立和潤滑狀態(tài)改善，使軸承溫升和最佳供油量均較低。也正是由于導流式噴嘴較好的潤滑劑輸送能力，使其在較大供油量下所產(chǎn)生的攪油溫升也較高，當供油量超過最佳供油量時，采用導流式噴嘴的軸承溫升反而高于孔式噴嘴。

圖4 不同供油量下2種噴嘴對軸承溫升和運轉摩擦力矩的影響對比Fig.4 Comparison of effects of two nozzles on temperature rise and running friction torque of bearing under different lubricant supply amount

軸承運轉摩擦力矩的變化規(guī)律與溫升類似，即當供油量低于最佳供油量時，采用導流式噴嘴將獲得較低的運轉摩擦力矩；而當供油量超過最佳供油量時，孔式噴嘴所對應的軸承運轉摩擦力矩較低。

為了進一步對比2種噴嘴的射流效果，采用自主搭建的射流狀態(tài)與液滴分布測量裝置[16]，觀察射流后液滴在玻璃盤表面的分布形態(tài)，如圖5所示?？资絿娮焐淞骱笠旱纬叽绮町愝^大，分布均勻性差，這是由于孔式噴嘴噴射穩(wěn)定性差，潤滑劑在噴嘴處發(fā)生堆積，導致噴出的部分液滴尺寸較大；而導流式噴嘴射流后的液滴尺寸較小且分布均勻，細小的液滴盡管質量較小，但具有較高的運動速度，利于穿透氣障進入軸承內(nèi)部，因而導流式噴嘴供油具有穩(wěn)定性和連續(xù)性，可以保證潤滑的穩(wěn)定性。對于軸承潤滑而言，高速工況下較小尺寸的液滴受到的離心力較弱，由離心力造成的潤滑劑遷移損失也較小。

(a) 孔式噴嘴

圖4和圖5的試驗結果表明，導流式噴嘴具有較好的潤滑劑輸送能力和較低的最佳供油量；但在使用過程中應將供油量限制在最佳供油量附近，供油量過多時導流式噴嘴不占優(yōu)勢。

供油量為2 mL/h，徑向載荷為2 kN，軸向載荷為1 kN，不同轉速下2種噴嘴對軸承溫升和運轉摩擦力矩的影響如圖6所示，軸承的溫升和運轉摩擦力矩隨轉速的增大而上升。這是因為在供油量一定的情況下，軸承的潤滑狀態(tài)從低轉速的混合潤滑到中等轉速的富油潤滑再到高轉速的乏油潤滑狀態(tài)轉化。富油潤滑狀態(tài)下，軸承溫升以攪油溫升為主；高速下因乏油使?jié)櫥瑺顟B(tài)重新回到混合潤滑，同時會受到自旋、潤滑劑黏度降低等因素的影響，使軸承溫升和運轉摩擦力矩呈現(xiàn)單調上升趨勢。圖6還可以看出，導流式噴嘴在高速下更有優(yōu)勢：轉速為1 000 ～6 000 r/min時，采用導流式噴嘴供油的軸承溫升和運轉摩擦力矩大于孔式噴嘴，這是因為在該轉速范圍內(nèi)，2 mL/h的供油量已超過導流式噴嘴的最佳供油量(圖4)，多余的潤滑劑所產(chǎn)生的攪油溫升高于孔式噴嘴；當轉速超過6 000 r/min時，軸承內(nèi)的潤滑狀態(tài)隨著轉速增加逐漸進入乏油潤滑，由圖5結果分析，導流式噴嘴供給的微小液滴受到離心力作用較弱，潤滑劑在溝道上損失量較少，對于乏油起到一定的抑制作用，因而導流式噴嘴的溫升和運轉摩擦力矩相對較低。

圖6 不同轉速下2種噴嘴對軸承溫升和運轉摩擦力矩的影響對比Fig.6 Comparison of effects of two nozzles on temperature rise and running friction torque of bearing under different rotational speeds

供油量為2 mL/h，軸向載荷為1 kN，不同徑向載荷下2種噴嘴對軸承溫升和運轉摩擦力矩的影響如圖7所示，隨著徑向載荷的增加，軸承溫升和運轉摩擦力矩呈現(xiàn)上升趨勢。主要是因為徑向載荷的增大使鋼球與內(nèi)外圈間的接觸載荷增加，摩擦溫升增加。在整個試驗過程中，采用導流式噴嘴結構供油，軸承溫升和運轉摩擦力矩始終低于孔式噴嘴，且隨著載荷的增加2條曲線的差值變大，表明了導流式噴嘴在大載荷下的使用優(yōu)勢。

圖7 不同徑向載荷下2種噴嘴對軸承溫升和運轉摩擦力矩的影響對比Fig.7 Comparison of effects of two nozzles on temperature rise and running friction torque of bearing under different radial loads

2.2 導流絲參數(shù)對軸承潤滑性能的影響

本部分試驗工況參數(shù)為供油量4 mL/h，供氣壓力0.25 MPa，徑向載荷2 kN，軸向載荷1 kN，導流絲材料為尼龍絲。

導流絲直徑為0.1 mm，長度分別為1，3，5 mm條件下，軸承溫升和運轉摩擦力矩隨供油量的變化如圖8所示，2種轉速下軸承的溫升和運轉摩擦力矩均隨導流絲長度的增加呈現(xiàn)整體下降趨勢。主要原因為：導流絲較長時，對潤滑劑的束流作用較強，由噴嘴噴射出的面積較小，且其前端更靠近軸承內(nèi)圈壁面，使?jié)櫥瑒┹^集中地噴射到潤滑接觸區(qū)；導流絲較短時，因導流絲的束流作用較弱而使噴射面積較大，部分潤滑劑將噴射到保持架上，進入接觸區(qū)的潤滑劑量較少。

圖8 不同導流絲長度下軸承溫升和運轉摩擦力矩隨供油量的變化Fig.8 Variation of temperature rise and running friction torque of bearing with lubricant supply amount under different guide wire lengths

3種導流絲長度下液滴在玻璃盤表面的分布狀態(tài)如圖9所示，導流絲越長，液滴的分布密度越大。這也是因為導流絲長度較大時，所噴出的潤滑劑被更多地束縛在較小的噴射范圍內(nèi)。顯然，當射流較為集中時，潤滑劑更易穿透氣簾，也更易將較多的潤滑劑輸送到軸承內(nèi)部。

(a) 1 mm

導流絲長度為3 mm，直徑分別為0.07，0.10 mm時，導流絲直徑對軸承溫升和運轉摩擦力矩的影響并不明顯，如圖10所示。當供油量小于最佳供油量時，導流絲直徑0.10 mm的軸承溫升和運轉摩擦力矩略低；當供油量大于最佳供油量時，導流絲直徑0.10 mm的軸承溫升和運轉摩擦力矩略高，表明導流絲直徑較大時潤滑劑的輸送效果較好。這是由于在給定導流絲數(shù)量條件下，導流絲直徑越大，導流絲之間的間隙越小，潤滑油容易填滿間隙而不易堆積(圖11)，可以促進潤滑劑射出的連續(xù)性。在噴嘴實際工作過程中，受氣流影響導流絲的分布并不會呈現(xiàn)出嚴格的均勻性。圖12也表明采用直徑為0.10 mm的導流絲，液滴的分布相對較密集。

圖10 不同導流絲直徑下軸承溫升和運轉摩擦力矩隨供油量的變化Fig.10 Variation of temperature rise and running friction torque of bearing with lubricant supply amount under different guide wire diameters

(a) 粗導流絲 (b) 細導流絲(潤滑劑未填充滿)圖11 不同導流絲直徑下潤滑劑填充示意圖Fig.11 Filling diagram of lubricant under different guide wire diameters

(a) 0.07 mm

3 結論

采用高速軸承試驗臺對油氣供油條件下的軸承溫升和運轉摩擦力矩進行了測量，主要研究了噴嘴的結構形式和導流絲參數(shù)對不同工況下軸承潤滑性能的影響，并通過觀察潤滑劑壁面分布形態(tài)，對噴嘴的射流效果及對軸承潤滑的影響進行了分析。主要結論如下：

1)軸承溫升與運轉摩擦力矩隨供油量變化結果顯示，導流式噴嘴所需的最佳供油量比孔式噴嘴低。結合潤滑劑壁面分布形態(tài)觀察，表明導流式噴嘴具有較好的潤滑劑穩(wěn)定輸送能力，且輸送的液滴尺寸較小且均勻。

2)在給定供油量條件下，因導流式噴嘴所輸送的液滴尺寸小，在離心力作用下的遷移損失低，對高速工況乏油起到一定的抑制作用，使導流式噴嘴具有高速使用優(yōu)勢；高速重載工況下，導流式噴嘴的優(yōu)勢更加明顯。

3)導流絲越長，潤滑劑的輸送效果越好，軸承的溫升和運轉摩擦力矩相應較低；導流絲直徑對軸承的潤滑效果影響不明顯。