油膜軸承試驗臺負載特性模型的建立與計算

馬立新，王建梅，薛亞文，唐亮

(太原科技大學 機械工程學院，太原 030024)

油膜軸承試驗是對油膜軸承理論、生產工藝等進行驗證的重要步驟，為模擬生產條件下油膜軸承的運行狀態，需要開發油膜軸承綜合試驗臺，以便對不同油膜軸承進行各種試驗研究[1-2]。

1 試驗臺結構與原理

自主研制的大型油膜軸承綜合試驗臺結構如圖1所示，主要由電動機驅動與調速系統、增速器、稀油潤滑系統、動壓潤滑系統、靜壓潤滑系統、液壓加載系統及電氣控制系統等構成，可實現高速、重載工況下軸承的潤滑性能數據采集和監控。

1—直流電動機；2—增速器；3,6—動-靜壓油膜軸承；4—液壓缸；5—動壓油膜軸承； 7—基座

試驗臺主軸系統采用無錐套動壓油膜軸承作為試驗軸承，直徑為220 mm；兩端為起支承作用的動-靜壓油膜軸承。試驗軸承倒置懸掛于主軸上，該結構適用于穩定運行軸承的靜態測試，能夠實現不同相對間隙、寬徑比、載荷和轉速下油膜參數的測量，并得到軸承軸向和周向的油膜壓力及溫度分布規律[3]。

動壓潤滑系統向3套軸承供給進油壓力為0.08～0.12 MPa的潤滑油。當載荷較大時，靜壓潤滑系統向兩端起支承作用的動-靜壓油膜軸承供給高壓油，將主軸托起，以避免主軸與支承軸承直接摩擦造成損傷，靜壓壓力隨載荷自動調整變化[4]。

試驗臺工作時，直流電動機通過增速器驅動主軸高速旋轉，主軸將具有一定黏度的潤滑油帶入主軸與油膜軸承襯套之間的楔形空間，形成油膜。油膜將主軸與襯套完全隔開，將固體間的摩擦轉換為液體分子間的摩擦，有利于降低摩擦因數和提高軸承的使用壽命[5-6]。同時，液壓缸可以施加0～20 MPa的載荷，以模擬不同的軋制力，通過對油膜溫度、壓力和厚度等數據的采集和分析，可以實現對軸承結構設計的合理性以及潤滑油膜的性能進行綜合評定。

下文針對試驗臺對主軸轉速要求高的情況，設計了稀油潤滑系統，計算了驅動系統載荷特性，通過選擇適宜的電動機，完成了驅動系統的設計。

2 負載特性模型與功率計算

2.1 負載特性模型

直流電動機通過傳動比為1∶8的增速器帶動試驗臺主軸旋轉，最高轉速可達8 000 r/min。增速器為二級齒輪傳動。根據齒輪高速運行對潤滑和散熱的要求，設計的稀油潤滑系統結構如圖2所示。該系統工作時，加熱器可將潤滑油加熱到(40±2)℃，油液由螺桿泵從油箱中吸出，經單向閥、雙筒網式過濾器和列管式冷卻器輸送到增速器潤滑點。管路安裝有數字式壓力傳感器和溫度傳感器對油壓和油溫進行監控。

1—放油螺栓；2—液面指示器；3—注油/濾清器；4—過濾器；5—冷卻器；6—溢流閥；7—電動機；8—箱體；9—螺桿泵；10—端蓋；11—加熱器

根據電動機拖動原理，電動機所帶負載分為恒轉矩負載和恒功率負載。恒轉矩負載適用于對轉速有不同要求的情況。皮帶運輸機、軋鋼機、機床的刀架平移和行走機構等機械由摩擦產生轉矩，屬反抗性恒轉矩負載。其工作機構的轉矩絕對值恒定不變，作用方向與運動方向相反[7]。油膜軸承試驗臺直流電動機所帶負載為反抗性恒轉矩負載。

增速器采用8級精度齒輪傳動，試驗臺負載特性模型如圖3所示，每級傳動效率為0.97[8]。為方便計算，將多軸系統簡化為單軸系統，折算負載轉矩Tf到電動機軸上為TF，此時TF可看作等效的負載轉矩[9]。

圖3 試驗臺負載特性模型示意圖

2.2 負載轉矩計算

油膜軸承在啟動、停止以及低速、重載的工作狀態下難以形成完整的油膜潤滑，軸承處于半干摩擦狀態，此時系統負載高于完整油膜潤滑的情況(摩擦因數約為0.001～0.005)。不同潤滑狀態下，軸承襯套與主軸的摩擦因數見表1。根據系統空載啟動時半干摩擦狀態計算系統載荷，取摩擦因數μ=0.2。主軸、試驗軸承座及襯套材料為45#鋼，密度為7.85 g/cm3，其主要參數見表2，襯套與軸承座為過盈連接，可視為一體。主軸受力情況如圖4所示，負載主要為主軸與試驗軸承座自重作用下的摩擦力。

表1 不同潤滑狀態下軸承的摩擦因數

表2 主軸及試驗軸承座主要參數 mm

圖4 主軸受力示意圖

負載轉矩折算公式為

TfΩf=ηTFΩ，

(1)

則折算到電動機主軸上的等效負載轉矩為

(2)

Tf=fr，j=j1j2，

式中：f為主軸與軸承的摩擦力；r為主軸半徑；j1，j2分別為增速器一、二級的傳動比；η為增速器傳動效率。

在給定轉速下，拖動相應負載所需的電動機功率為

(3)

當主軸與襯套間摩擦因數為0.2時，其對應的負載轉矩為199.7 N·m，折算后的負載轉矩為1 697.8 N·m。當主軸以1 000 r/min運轉時，所需電動機功率為177.72 kW。

3 電動機選擇及控制

根據驅動系統負載的轉矩特性，選擇額定轉速為1 000 r/min且功率滿足負載要求的電動機，電動機型號為Z4-280-21，主要參數見表3。

表3 電動機主要參數

3.1 直流電動機固有特性

通常直流電動機額定電樞電動勢與額定電壓存在一定的比值關系，EaN=(0.93～0.97)UN。其中小容量電動機取小的系數，中等容量電動機取0.95左右。

根據所選電動機功率，取EaN=0.97UN,則有

(4)

式中：Ce為電動勢常數；ΦN為額定磁通。

理想空載轉速n0與額定電壓的關系為

(5)

理想空載轉速是假定在無損耗的理想狀態下，電動機的全部電磁功率都轉化為機械功率所能獲得的速度，故電動機的額定轉速略小于理想空載轉速。

額定轉矩為

TN=9.55CeΦNIN。

(6)

根據(0，n0)，(TN，nN)兩點得到該直流電動機固有機械特性曲線如圖5所示。

圖5 直流電動機的固有機械特性

額定轉矩為電動機主軸不帶任何負載且沒有損耗情況下的理想輸出轉矩，實際輸出轉矩為

(7)

TN-T2N=T0，

(8)

式中：T0為電動機空載轉矩。

直流電動機固有特性參數由(4)～(8)式計算得到，見表4。

表4 電動機固有特性參數

由計算結果可知，Z4-280-21電動機輸出轉矩可以通過增速器驅動試驗臺主軸以8 000 r/min高速運轉。

3.2 電動機調速與控制

試驗臺選用直流電動機完全能滿足系統高轉速、大啟動及制動轉矩的要求，且具有良好的換向性能。

3.2.1 電動機調速

油膜軸承試驗臺直流電動機選用西門子6RA7085直流調速裝置，采用降低電源電壓的方式實現數字化無極調速，轉速變化連續平滑，可在調速范圍內任一點穩定運行，通過PLC與WinCC對轉速進行監控，控制精度可達±1 r/min。

3.2.2 電動機運行

系統的負載特性決定著軸承的潤滑狀態，在理想工作溫度下，當施加一定載荷時，負載轉矩不高于額定轉矩，電動機總能維持輸出轉矩與負載轉矩的平衡，且保持轉速變化很小，軸承潤滑狀態良好。當負載過大時，負載轉矩超過額定轉矩，電動機仍要維持轉矩平衡，只有降低電動機轉速，繼續提高轉矩。然而，轉矩的持續提高將導致勵磁電流增大。當負載轉矩超過電動機所能承受的最大負載轉矩時，電動機將停止運轉，溫度驟升，最終導致油膜破裂和電動機燒毀。

4 結論

(1)基于所設計的大型油膜軸承綜合試驗臺結構及原理，建立了系統負載特性計算模型，通過計算可得到試驗系統的負載特性。

(2)選用功率適宜的直流電動機和直流調速裝置，可以使試驗臺實現8 000 r/min的高速穩定運行。通過對油膜溫度、壓力和厚度等數據的采集和分析，可以實現對軸承結構設計的合理性和潤滑油膜的性能進行綜合評定。