大型電機主軸軸瓦動壓潤滑條件下的特性分析

陳剛

（湖南汽車工程職業學院，湖南 株洲 412001）

0 引言

軸瓦（即滑動軸承）作為機械運轉的重要旋轉支撐部件，因其承載力大、耐磨性好等優點，廣泛應用于大中型電機、汽輪機等設備中。在實際應用中，當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，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1250 kW主電機為例，同一材質的軸瓦，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個月的使用壽命，最長的可以達到12個月的使用壽命。

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，導致潤滑條件不佳甚至直接的摩擦，摩擦會產生很高的溫度，直接摩擦產生的高溫將其燒損；同時，軸瓦間隙過大，會引起過大的徑向跳動量，再加上電機轉子、定子的制造誤差，很容易導致掃膛現象的發生，甚至燒毀電機。2）如果軸瓦間隙過小，由于振動和熱彈變形的影響，潤滑油在間隙內的剪力摩擦過大，將導致軸承發熱；同時，間隙中油量減少使散熱效果也變差，甚至引起燒瓦。

1 大型電機軸瓦的結構模型

1.1 大型電機在傳動中的一般布置形式

大型電機在傳動中的一般布置形式如圖1所示，主要包括電機、聯軸器、減速機、執行機構等。其中電機由1號軸承座和2號軸承座支撐。電機經過減速機的減速后再通過聯接部件將運動傳遞至執行機構。

圖1 大型電機在傳動中的一般布置形式

1.2 大型電機軸瓦安裝的基本結構

以圖1中2號軸承座為例，電機軸瓦的基本結構如圖2所示，主要包括電機主軸、軸承座、軸承蓋、軸瓦、油環、軸承座端蓋以及其他零件。軸瓦為剖分式，安裝在軸承座內。當電動機正常運轉后，靠油環隨軸的旋轉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形成動壓潤滑。

圖2 電機軸瓦安裝的基本結構

2 軸瓦潤滑油膜的形成過程

如圖3所示，軸瓦液體動壓潤滑油膜形成包括3個階段：起動、不穩定運轉、穩定運轉。起動階段：轉子速度低，在軸頸與軸瓦內壁的摩擦力作用下向右上方爬行，如圖 3（a）、（b）所示；不穩定運轉階段：轉速快速增大，軸頸與軸瓦內壁間的潤滑油逐漸增多，形成壓力油膜，如圖3（c）所示；穩定運轉階段：當油膜壓力的垂直分量等于外載荷時，形成動壓潤滑狀態，如圖3（d）所示。

圖3 軸瓦液體動壓潤滑的形成過程

3 流體潤滑特性分析

3.1 雷諾方程的近似表達式

在實際的流體潤滑油膜形成機理過程中，流動是三維方向的，計算復雜。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，將雷諾方程進行簡化，當軸瓦固定而軸運動的速度為 v時，按照無限寬假設，雷諾方程如下：

式中：η為潤滑流體動力黏度；h為任意點油膜厚度。

3.2 承載力分析

如圖4所示，軸瓦的承載力有兩個分量：

式中：r為軸頸半徑；z為軸向坐標；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系，由圖可知油膜承載力隨偏心率增大而變大，當偏心率趨近于1時，軸頸與軸瓦將發生接觸現象。

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

進入軸瓦的總流量為

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

如圖6所示，當軸承的偏心率增加時油液的端泄量也在不斷增大，當偏心率ε等于0.9左右時，端泄量約為最大，隨后油液流量呈現下降現象。

圖6 端泄量與偏心率變化曲線

4 軸瓦油膜厚度的計算

軸瓦油膜厚度的計算如下：

式中：S為裕度，對于軋鋼機電機來說，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。

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

5 結語

大型電機軸瓦往往工作在高速重載的工況下，當軸瓦材料、軸瓦結構、軸頸旋轉速度及負載等參數確定后，最影響軸瓦潤滑特性的就是軸瓦油膜的厚度。在轉子運行過程中，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，同時又能提供良好的潤滑條件，使得油膜具有很強的穩定性，從而保證電機轉子的高效運轉。

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