油膜轴承（精选十篇）
油膜轴承 篇1
油膜轴承一般指钨金瓦轴承, 钨金又称巴氏合金, 主要成分是锡、铅、锑、铜。其中锑和铜, 用以提高合金强度和硬度。巴氏合金可简单分为三种:高锡合金、高铅合金和中间合金。在所有这些合金系中, 锑和铜均作为重要的合金化和硬化元素, 而且其结构是由硬的、弥散于软基质中的金属间化合物组成。
巴氏合金是在软相基体上均匀分布着硬相质点, 软相基体使巴氏合金具有非常好的嵌藏、顺应和抗咬合性, 在磨合后, 软基体内凹, 硬质点外凸, 使滑动面之间形成微小间隙, 成为储油空间和润滑油通道, 利于减摩。上凸的硬质点起支承作用, 有利于承载且抗磨。
按国家标准, 巴氏合金分为锡基合金和铅基合金。铅基合金的强度和硬度比锡基合金低, 耐蚀性也差。所以锡基合金应用广泛, 常用牌号有ZChSnSb11-6、ZChSnSb8-4、ZChSnSb8-8等。
二、以往油膜轴承测量数据
顶隙: (1～1.2) D/1000, D为油膜轴承部位轴径, 单位mm。
侧隙:顶隙1/2～1/3, 单位mm。
紧力:压铅法测量铅丝厚度0～0.5mm, 重载或冲击载荷取上限值。
接触角度:60°～90°, 有资料为60°～120°。
三、测量方法
1. 顶隙测量
一般采用压铅法, 即在瓦口和轴径部, 均匀放置直径 (3～5) D/1000mm、长度30～50mm的几根铅丝, 铅丝可用润滑脂粘贴在需放置部位, 给轴瓦一定预紧力后再打开轴瓦, 用千分尺测量压后的铅丝厚度, 顶隙即为轴顶与瓦口铅丝平均厚度的差值, 计算值可用塞尺测量进行复核, 具体压铅方法见图1。
2. 侧隙测量
理论要求侧隙为顶隙一半, 主要采用塞尺测量。
3. 紧力测量
采用压铅法, 方法如同顶隙测量方法, 铅丝分别放置在压盖剖分面和上瓦与压盖间, 每处数量2～3根, 预紧瓦背上部压盖螺栓, 达到一定预紧力后, 拆卸测量两部位铅丝厚度, 剖封面与瓦背铅丝平均厚度的差值即可反映紧力的大小, 为正时说明瓦背有紧力, 否则瓦背与压盖间存在间隙 (图2) 。
4. 接触斑点和接触角度
一般采用目测方法, 满足角度在60°～90°, 接触斑点在1～2点/cm2范围, 即可。
四、事例分析
1.轧管机主减速机钨金瓦
主减速机为一级人字齿轮传动, 中心距630mm。1995年大修改造时, 因工艺布置变化, 减速机由轧机北侧改为轧机南侧传动, 由于未考虑换向后传动方向发生变化, 因此形成小齿轮压大齿轮传动。
轧机生产时, 由于钢管端部温降大, 经常发生咬入困难, 对轧机造成冲击, 冲击由万向节轴、中间长轴传递到减速机本体, 因此减速机也承受着较大冲击载荷。减速机高速轴与钨金瓦轴承接触部位, 直径200mm, 按理论数据刮瓦, 顶隙为0.2～0.24mm, 侧隙为顶隙一半, 紧力取0.5～0.7mm, 投入使用后, 经常发生轴瓦烧损事故, 寿命最长时也不超过两个月。
一次换瓦时由于操作失误, 安装后检测顶隙达0.3～0.4mm, 侧隙也很大, 与顶隙相差无几, 但接触斑点和接触角满足要求, 由于备件仅此一套, 换掉的旧瓦已无修复可能, 因此被迫使用超差的钨金瓦, 技术人员密切关注使用状况。开始钨金瓦有发热现象, 但未超过40℃, 一天后瓦温恢复正常, 后再未出现异常现象。为了不出意外, 半年后利用检修之机主动将其换下, 发现仅瓦口有局部少许烧损, 其他部位均为正常磨损。根据此次刮瓦经验, 将顶隙和侧隙适当增大, 按照 (1.5～2) D/1000范围刮瓦, 均取得良好效果, 寿命最短时也达6个月之久。
一次巡检过程, 发现钨金瓦轴承上盖固定大螺栓的螺母松动, 根据松动情况推测, 不是一两天能达到此种程度, 但瓦却未出现异常, 因此分析, 以往瓦背的紧力是否有必要。还有两次因为人为因素, 紧力达1.2mm左右, 使用过程也未出现异常, 书籍上提供的数据, 根据不同轴颈及承受径向力大小, 紧力为0～0.5mm, 值得商榷。
2.穿孔机主电机钨金瓦
电机功率1600kW, 转速296r/min。由于穿制时钢管温度很高, 咬入过程穿孔机承受的冲击小, 承受冲击载荷次数也少, 电机运转平稳, 速度较低。
10年来, 电机钨金瓦轴承因主传动故障烧损两次, 该瓦严格按照理论数据刮研, 只是接触斑点可更少、更大些, 但要求均匀, 接触角度满足理论要求, 每次更换后使用均无异常。
3.粗轧机、精轧机主电机钨金瓦
该机轴承为静动压油膜轴承, 瓦背与瓦座球面接触, 电机启动时利用液体压力将转子托起, 使轴与瓦脱离接触, 之间形成静压油膜, 转速升至规定速度后, 压力卸荷, 利用油膜形成的三个条件, 自然形成油膜, 停车时当转速降低到规定速度时, 系统供油, 将轴托起脱离轴瓦, 待转子静止后, 系统停止供油, 压力卸荷, 轴平稳落在轴瓦内。
粗轧机、精轧机共9台主电机, 在生产厂均已进行过空负荷试车, 满足电机出厂条件, 现场安装期间对3台电机进行抽检, 主要检查接触斑点、接触角度、顶隙、侧隙和紧力, 发现接触斑点大而稀少, 顶隙、侧隙角理论值略大, 基本符合理论要求, 而紧力不但没有, 反而存在一定间隙, 达0.4～0.6 mm, 当时向厂家负责人提出异议, 对方担保无问题, 并说其他类似机组的主电机也有这种现象, 均未出现异常情况。
至2009年底, 电机已使用一年, 的确未出现异常现象。另具了解, 安钢集团另一轧钢厂, 两台粗轧机主电机钨金瓦安装时, 也是一台瓦背有紧力, 另一台存在间隙, 使用几年来, 未曾发生与紧力有关的故障。
五、结论
根据以上事例, 应分别对研瓦数据进行修正。
1.顶隙测量公式
工作平稳、冲击载荷较小时, 顶隙= (1～1.2) D/1000。
冲击载荷较大或小齿轮的轮齿压大齿轮传动时, 顶隙= (1.5～2) D/1000。
2.侧隙
侧隙为顶隙的1/3～1/2, 对于冲击载荷大、低速场合, 经生产检验, 只要使用无异常现象, 可以适当放大。
3.紧力
根据以上事例及经验认为, 普通轴瓦、冲击负荷较小取0～0.5mm;冲击负荷大, 取0.5～1mm;瓦胎为球面、静压油膜轴承, 取-0.5～0mm。
4.接触斑点
不同资料提供的接触斑点数据不一, 从1～2点/cm2到6～8点/cm2范围, 甚至更高的均有, 根据安钢不同轧钢厂及新上项目余热发电汽轮机钨金瓦轴承统计分析, 认为接触斑点控制在以下范围内, 均可满足使用要求:
1～2点/cm2, 传动平稳, 转速较低 (≤500r/min) 或静压轴承;
3～5点/cm2, 振动大、转速较高 (500～1000r/min) ;
6～8点/cm2, 适合转速在1000r/min以上动压轴承。
5. 接触角度
经实践检验, 60°～90°、60°～120°两个数据范围都可以使用, 目前在安钢的各轧钢厂, 尚未发现因接触角度问题而出现事故的例子。
6. 瓦口垫片
现在钨金瓦轴承座加工中, 剖分面一般采用铣削加工, 精度很高, 上下轴瓦合体后再进行瓦面的镗削加工, 因此, 压铅法测量顶隙时瓦口铅丝可以取平均值, 对于瓦口部位铅丝厚度不一的现象, 是由于紧固螺栓时, 力量不均所致。为了保证顶隙要求, 瓦口需要加垫片时, 可以根据计算取同一厚度值, 没有必要在瓦口部位加不同厚度垫片。采用这种方法已进行过十多次研瓦, 从未出现异常现象。
摘要：油膜轴承一般指钨金瓦轴承, 又称巴氏合金轴承。顶隙、侧隙、紧力、接触角数据的探讨。提出可适当修改以往的经验公式, 给出安钢对此类轴承的常用数据。
抚顺轴承抚顺进口轴承NTN轴承 篇2
公司部分轴承型号以及相关数据
NTN 108轴承 108 1018 8 22 7 108 调心球轴承
FAG 1200TV轴承 1200 1200 10 30 9 1200TV 调心球轴承
SKF 1200E轴承 1200 1200 10 30 9 1200E 调心球轴承
SNR 1200轴承 1200 1200 10 30 9 1200 调心球轴承
RHP 1200轴承 1200 1200 10 30 9 1200 调心球轴承
NTN 1200轴承 1200 1200 10 30 9 1200 调心球轴承
KOYO 1200轴承 1200 1200 10 30 9 1200 调心球轴承
NACHI 1200轴承 1200 1200 10 30 9 1200 调心球轴承
STEYR 1200轴承 1200 1200 10 30 9 1200 调心球轴承
STEYR 1201轴承 1201 1201 12 32 10 1201 调心球轴承
NTN 129轴承 129 1029 9 16 8 129 调心球轴承
NTN 1300轴承 1300 1300 10 35 11 1300 调心球轴承
NTN 1301轴承 1301 1301 12 37 12 1301 调心球轴承
NTN 1302轴承 1302 1302 15 42 13 1302 调心球轴承
NTN 1303轴承 1303 1303 17 47 14 1303 调心球轴承
NTN 1304轴承 1304 1304 20 52 15 1304 调心球轴承
NTN 1304K轴承 1304K 111304 20 52 15 1304K 调心球轴承
NTN 1304K H304轴承 1304K+H304 11303 17 52 15 1304K H304 调心球轴承NTN 1305轴承 1305 1305 25 62 17 1305 调心球轴承
NTN 1305K轴承 1305K 111305 25 62 17 1305K 调心球轴承
NTN 1305K H305X轴承 1305K+H305 11304 20 62 17 1305K H305X 调心球轴承NTN 1306轴承 1306 1306 30 72 19 1306 调心球轴承
NTN 1306K轴承 1306K 111306 30 72 19 1306K 调心球轴承
联系人：隋小姐电话：***0532-86685832 传真：0532-***852
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油膜轴承 篇3
摘要：间隙油膜流态对静压推力轴承润滑性能有显著影响，却无法通过试验直接进行分析。针对此问题，运用计算流体动力学和润滑理论对静压推力轴承间隙油膜流动进行数值模拟。建立定常不可压缩紊流模型，采用有限体积法和二阶精度的差分格式离散方程。通过将数值模拟结果与理论公式计算结果的比较，验证了所采用的数值模拟方法的正确性。模拟结果表明，随着工作台旋转速度的增加，封油边润滑油的流动始终为层流，而油腔中润滑油流动逐渐由层流变为紊流。该研究成果为静压推力轴承摩擦功耗及温升计算提供理论依据。
关键词：静压推力轴承；油膜流态；数值模拟；计算流体动力学
中图分类号：TH133.3 文献标志码：A 文章编号：1007-2683（2015）06-0042-05
0 引言
静压推力轴承是保证重型数控装备安全稳定运行的关键部件之一。随着高速重切技术迅速发展，对数控装备的旋转速度和承载要求不断提高，旋转工作台和底座尺寸不断增大，结构日趋复杂，静压推力轴承的工况进一步恶化，确保推力轴承安全可靠运行成为首先需要解决的问题。张锡清等通过有限元分析，研究了巨型可倾瓦动压推力轴承油槽中油的流态。静压推力轴承间隙油膜的流态是影响轴承温度场的主要因素，不同流态下温升理论计算方法完全不同。紊态流动比层流状态时油膜温度高，粘度低，膜厚减薄，导致轴瓦变形增加，促使轴承承载能力下降，严重时出现摩擦失效现象。由于旋转工作台导轨与底座间隙润滑油流态又直接影响润滑油与工作台导轨和底座的热交换，进一步影响了静压推力轴承的温度分布。综上所述，以上学者主要研究动压轴承的流态性能和静压推力轴承的润滑性能，而对静压推力轴承间隙油膜流态研究很少。因此，静压推力轴承间隙油膜流态的研究对轴承润滑参数的计算（特别是温度场的计算），最终为计算静压推力轴承的热变形提供可靠的边界条件，对冷却器的正确设计和安装都具有重要指导意义。
本文采用数值模拟方法研究静压导轨和底座间的润滑油膜（即油腔和封油边油膜）流态，建立了与描述间隙流体三维紊流相对应的基本方程组，应用CFX软件实现了油流状态的数值求解。
1 静压推力轴承工作原理及结构模型
1.1 工作原理
静压推力轴承工作原理如图1所示。静压推力轴承利用专用的供油装置，将具有一定压力的润滑油送到轴承的静压腔内，形成具有压力的润滑油层，利用静压油腔之间的压力差，形成静压轴承的承载力，将轴承主轴浮升并承受外载荷。
1.2 静压推力轴承的结构与液压原理
以重型立式数控车床静压推力轴承为研究对象，本轴承为开式多油垫恒流静压支撑结构，十二个油腔之间被回油槽隔开，相邻油腔间不会出现窜油现象，各油腔的压力不会受到相邻油腔压力的直接影响，形成十二个彼此独立的支承。油腔为全空油腔由多点齿轮分油器供油，图2为结构尺寸。
2 流态计算数学模型
在直角坐标系中，考虑到Boussjnesg假设，定常不可压缩紊流的质量守恒方程和动量守恒方程可用张量形式表示（用爱因斯坦求和约定）：式中：ui为xi轴方向的速度；p*为包括紊流脉动动能k在内的有效压力；ρ为润滑油密度；μ为润滑油粘度；h为油膜厚度。
高速液体静压轴承，可用雷诺数Re判定油腔中润滑油的流动状态，雷诺数Re计算公式：式中ρ为润滑油密度。
CFX针对控制体微分方程，并将其对控制体积积分从而得到一组离散方程，数值求解后得到空间离散点上的速度等物理量。
3 间隙油膜流态求解
采用上述处理的整个间隙油膜流态迭代计算具体步骤如下：
1）利用UG建立间隙油膜的有限元模型。
2）将有限元模型导人ICEMCFD中，采用功能强大的网格产生器ICEMCFD对流体进行结构化划分。
3）将在ICEMCFD里生成的网格输出到AN-SYSCFX-Pre中进行物理模型，材料属性和边界条件的定义。
4）控制方程的求解基于有限体积法，对流项离散格式采用high resolution求解控制方法。此方法在不同的流场位置使用不同的求解格式。在变量梯度大的地方，使用二阶格式提高计算精确度。在变量变化缓慢的地方，使用一阶格式防止过冲和下冲，保持鲁棒性。收敛标准以均方根残差（RMS）达到0.000）即为良好的收敛结果，可满足工程应用的需求。
4 边界条件
4.1 周期性条件
因计算模型是整个模型的1/12，计算模型的出、入口两侧满足周期性边界条件。
4.2 拖动边界条件
在导轨与流体接触的圆环面上，油流的圆周速度为导轨旋转角速度与对应半径的乘积，其余速度分量为零。
5 数值模拟
模拟所用油腔为扇形腔，轴承内外直径R1和R4分别为2550和3150mm，油腔内外直径R2和R3分别为2690和3010mm，油腔深度5mm，进油口直径14mm，间隙油膜厚度0.10mm。润滑油粘度0.0288Pa·s，密度为900kg/m3。数值模拟了入口流量0.098g/s时，旋转速度为2.5r/min、8r/min、10r/min、12.5r/min、16r/min、20r/min、25r/min、31.5r/min、40r/min、50r/min、60r/min、70r/min和80r/min工况下间隙油膜的流动状态。利用CFX-Solver进行求解，经过100次迭代达到了收敛标准。油膜网格模型如图3所示，残差曲线如图4所示。得到不同旋转速度时间隙油膜的流动状态，流线图如5所示（受篇幅所限，仅给出如下几个工况的流线图）。
数值求解后，使用CFX-Post将模拟结果进行可视化和数量化处理。由图5可以发现，静压推力轴承的入口流量恒定，随着旋转速度的增加，油腔内的流动状态将由层流状态变为紊流状态，且紊流现象越来越明显，而封油面上的流动却始终保持层流状态。此外，由于油腔深度比轴承封油面间隙大几十倍甚至上百倍，润滑油在油腔内流动主要是环流而不是单向流，因此，靠近轴颈表面的润滑油只有小部分通过周向封油面被带出，大部分则在油腔内反向流回所致。此外由于紊流时的液体摩擦剪切应力与速度平方成正比，故紊流的摩擦功耗及温升比层流大得多。所得结论和文中的结论完全一致。
6 结论
根据液体静压技术和计算流体动力学理论，采用有限体积法，借助流体分析软件CFX对恒流静压推力轴承间隙油膜流态进行了数值模拟计算，得出如下结论。
1）利用计算流体动力学软件CFX对恒流静压推力轴承间隙油膜流态进行了数值模拟，得到了间隙油膜三维流动的全貌，解决了无法通过试验直接进行流态分析的难题。
2）模拟了旋转速度对间隙油膜流态的影响，随着旋转速度的增加，油腔内的流动状态将由层流状态变为紊流状态，且紊流现象越来越明显，而封油面上的流动却始终保持层流状态。
3）计算流体动力学仿真技术在静压推力轴承间隙油膜流态分析中的成功应用，为提高静压轴承的润滑性能和优化设计提供了一种工程计算的新方法，解决了静压推力轴承实验数据测量采集困难的问题。
4）该研究成果为静压推力轴承摩擦功耗及温升计算提供理论依据，可以应用到其他相近或类似的结构中。
油膜轴承 篇4
关键词：油膜轴承,密封,系统监控
一、前言
在油膜轴承系统中, 常见问题主要有四方面, 一是水分 (或其他类型水溶液等) 混入油膜轴承油中;二是油品循环过程中油温、压力及流量异常波动;三是油品污染问题;四是循环过程中油品泄漏问题。这四方面问题, 常常同时作用且制约着系统的平稳运行, 结合各自的特点, 需重点考虑有关因素的影响。
二、问题分析及解决方案
1. 系统泵站及管线配置
(1) 系统泵站的定位, 应使远端润滑点与近端润滑点的液阻差最小, 同时兼顾管道受环境温度变化产生的温降最小, 即管线路由最短原则。油在循环过程中的压降和温降, 要通过油泵和油箱换热来补充。实际运行中, 提高泵的输出压力, 可以满足远端润滑点的流量和压力需求, 但使近端润滑点压力上升较大。这种现象在轧制不同产品时, 由于油膜轴承速度突变带来的系统压力和流量脉动, 会带来个别点不能满足润滑的现象, 从而导致油膜轴承局部润滑不良, 在局部区域形成高温。不但会破坏轴承接触面, 也会加速油的氧化。
在冶金行业连轧成套设备中, 也有兼顾粗、中轧机组低速重载及精轧机组高速轻载, 而配置两套独立泵站和使用不同牌号润滑油的解决方案, 以期优化和缓解轧机负载和转速输出差异较大的矛盾。这种布局有利于消除管线配置中, 路由较远对系统带来的影响。
(2) 油膜轴承系统中, 通常每组或几组润滑点的支线总供油管前都配置了相应的减压装置, 可以满足所有润滑点的基本流量需求, 但在该减压之后的分支供油管线形成的路由, 则会对分布的润滑点有着更为直接的影响, 在系统设备中对流量需求较小的一组或几组润滑点的供油管线路由方向、曲率半径和高度势差, 都会对个别润滑点产生影响。
油膜轴承的密封形式, 通常采用微张力唇口弹性记忆密封或多肢机械密封, 这决定了在满足轴承的最小流量需求下, 尽量降低供油压力, 以减少压力提升带来的密封失效问题。以1420mm连续冷轧机组的42-90油膜轴承为例, 第一架轧机的支线总供油管压力在0.08～0.1MPa之间, 上支撑辊与下支撑辊之间的供油点标高2480mm, 假设忽略其他因素的影响, 上下供油点的绝对压力差为0.025MPa, 所以在进行设备本体配管时, 管线的曲率半径选择和布局, 应有利于消除各润滑点势差带来的不利影响。
上述的不利因素若不能得到很好控制, 在运行中势必要通过进一步提高供油压力和加大供油流量来进行补偿, 供油阻力最小的润滑点就会形成较大的回油压力, 加大了油品泄漏的危险性。另外, 油膜轴承油腔内出现“困油”问题, 会产生油沿密封件的唇口处泄漏, 这种现象, 通常可在油膜轴承解体检修中观察到。由于油膜轴承的供油流量, 会在一个相对稳定的区间波动, 所以在油腔的内壁会形成较明显的“油线”, 该位置如果超过了油腔高度的2/3, 就意味着有“困油”现象出现, 持续发生“困油”现象, 会导致油品泄漏。“困油”问题的出现, 通常是由于轴承油腔和回油管线的回油不畅造成的。造成回油不畅主要有两个原因, 一是回油管的管径偏小或回油管相对轴承回油口的位置偏高, 二是油膜腔体或管线内形成的“负压”。对油膜轴承的回油管配置, 在满足一般润滑系统的规范外, 管径的选择及管线的斜度应具有较大的安全裕度, 这是为了保证形成稳定的回油流速。特别指出的是, 在具体的管线配置中, 严禁回油管的高度高于油膜轴承回油口的高度, 否则会造成轴承油腔内的液面升高。对于油膜腔体或管线内形成的“负压”问题, 可以通过在大于最高润滑点的位置加装空气呼吸器 (或用管口向下的弯头替代) 来解决, 目的是保持每只回油支管与大气连通, 这样可以使管壁内的空气流动速度与回油流速同步, 起到稳定回油流速的作用。
2. 油膜轴承密封
油膜轴承使用初期, 配套的轴承密封件是在普通唇形油封基础上开发出的密封产品。密封件固定在轴承座上, 同时通过唇口与旋转轴的环形接触形成密封。为起到可靠的密封作用, 密封唇口的材料必须具有足够的接触强度和很好的耐磨性。即使这样, 这种密封件使用周期仍然短、可靠性差, 且检修更换时, 需要解体油膜轴承, 极其不方便。为了解决这些问题, 研发出第一代组合密封, 密封件安装在轴上随轴同时转动, 这类密封的优点是检修时不必解体轴承, 同时易于检查、维护和安装。缺点是对安装位置有较高要求, 当轴承内的油位偏高时容易泄漏。为此1980年前后, 开发了第二代组合密封, 这种组合密封主要集成了油封、水封以及挡油封, 也称之为“多肢”组合密封。目前这类密封技术较为成熟, 国内的油膜轴承已普遍采用。
“多肢”组合密封, 由复合丁腈橡胶“多肢”油封、喷涂陶瓷密封挡板、铝金属支撑环、复合丁腈橡胶水封等几个部分组成。
复合丁腈橡胶“多肢”油封安装在轴承锥套和辊身端部之间, 有5个密封唇和一个密封端面, 依次分布在辊颈的内外侧 (1号密封唇在内侧、2号密封唇在外侧) 、喷涂陶瓷密封挡板的内外侧 (3号密封唇在内侧、4号5号密封唇在外侧) 及锥套的端部 (密封端面) , 并在这些位置形成一定强度的弹性接触, 并起到内外腔体相对隔离作用。
喷涂陶瓷密封挡板, 是金属挡环表面喷涂处理后的一种机械密封, 经陶瓷喷涂处理可以增强表面的抗腐蚀能力、降低摩擦因数、减小密封唇磨损。
铝金属支撑环的主要作用是保持和修正“多肢”密封的相对位置, 使密封唇与辊颈始终形成良好的接触。而复合丁腈橡胶水封的作用是分流或阻断水或其他流体介质对轴承的侵入。
对于组合密封而言, 任何一处密封唇及密封端面的老化及破损都会降低或破坏密封效果, 进而导致密封失效, 油品外泄、水分或其他杂质侵入。为避免该问题的出现, 正确安装、必要的定期检查和制定合理的更换周期, 就显得非常重要。
正确安装包括两个内容, 一是严格执行密封件结构设计中已经规范的系列操作内容。二是根据轧机的轴向定位形式不同, 要着重考虑轴向游隙对密封件端面的“过挤压”或“欠挤压”问题。目前轧机的轴向定位方式有单向约束和双向约束两种, 单向约束方式通常只对轧辊的一端轴承座进行定位, 另一端通过拉杆连接传递轴向游隙。在拉杆尺寸确定的情况下, 如果一端游隙调整过小, 另一端的游隙就会偏大, 导致一侧密封加剧磨损而另一端密封失效 (进水或泄漏) 。除此之外, 拉杆连接销孔、销轴及连接法兰面的磨损和接触情况也要定期检查, 确保完好。对于双向约束方式, 可以通过调整垫来合理控制轴向游隙。需要指出的是, 两种定位方式都要对锥套设置合适的预紧力, 既便于轴承的拆装, 又能对锥套形成良好定位。
3. 系统流量与压力
在油膜轴承负荷运转之前, 对供入油膜轴承的实际流量进行测试是一项必要的调试工作, 该工作对油膜轴承出现“烧损”或油品无明显周期性特征泄漏的现象分析, 显得非常重要。
如前所述, 同一型号的系统设备由于根据设备的不同外形和布局特点会形成不同的管线路由, 另外不同地区的环境温差波动也会对设备形成不同的影响, 这些因素都需要通过实际测试来评定最终的结果。以宝钢集团八一钢厂1420mm冷轧机组的42-90油膜轴承为例, 完成系统调试后的试生产期间各架轧机油品泄漏问题经常出现, 经测试, 系统供给实际提供的流量为1750L/min, 而轴承设计需求总流量为988L/min, 这一差别, 使实际使用中出现泄漏的原因显而易见。
轧机油膜轴承的在线流量测量, 可以通过专用仪器也可以实施手工测量。目前的流量测量仪种类较多, 有压差式流量仪、孔板节流式流量仪、弯管式流量仪及便携超声波流量仪等, 这些仪器对仪器在管道上的安装位置、流体特性、流体温度、测量的环境、管道的材料、管道的壁厚甚至管道的涂漆都有要求。尽管是这样, 实际测量的误差仍然在2%～10%之间。所以, 在具体使用测量得到的数据时, 更倾向于对数据的参考或估算, 而且这种仪器价格相对昂贵, 使用局限性很强。利用手工测量轧机油膜轴承的流量, 可以根据设备的特点制定合理的测量方案, 准确度也可以满足实际需要。在有条件的情况下, 可以利用手工测量的抽样数据与仪器测量的数据进行比对, 从而获得相应的修正系数, 使仪器在相同工况下的测量数据更具有实际应用意义。
4. 手工在线测量轧机油膜轴承流量的步骤
(1) 确定油膜轴承的额定设计流量值, 即轴承设计允许的最大需求流量值L/min。
(2) 每个油膜轴承的供油软管前端安装节流油嘴, 该节流油嘴或节流器在系统安装时可配套安装。建议安装细长孔节流器, 这类节流器较孔板式节流器稳定。
(3) 使系统具备在设计工况下的运行条件, 包括油品的黏度、温度等。
(4) 接入轴承的供油软管直接与油口连接, 可使用扣压式快换接头 (或其他开口式接头) 。尽量避免使用单向止封功能的快换接头, 这种接头在低压系统使用, 具有明显的阻尼作用。
(5) 将需要测量的润滑点供油软管拆开并直接插入对应的回油软管中, 在软管处放置合适的容器 (或用200L清洁空油桶代替) 。
(6) 系统运行至各润滑点温度、压力正常显示时, 将测量的供油管移至容器中并用秒表计时, 完成计时的同时再将软管移至回油管, 之后计算实际流量值 (操作过程轧机不转动) 。
(7) 为获得准确值, 可通过多次测量取平均值。
(8) 完成测量后, 与轴承的额定设计流量值作比较分析, 然后通过调节支线供油管减压阀后再进行上述流量测试。
(9) 完成测试后, 可以间接获得减压阀的压力值, 该值就是日常设备检查中的压力设定值。
三、油膜系统的在线监控
油膜系统的在线监控, 通常有流量指示检测、进回油温度的检测、供油压力检测等, 具体使用中需要注意以下几方面的问题。
(1) 系统主供油管设置压力和温度检测。该压力值的设置要保证在满足所有润滑点的压力需求下, 使系统的溢流量最小, 否则会使系统温升过高, 同时要及时对过滤装置进行切换。温度值的设定通常与换热系统联锁, 具体值的确定要取决于润滑点的最终检测温度。通常, 夏季会靠近温度区间的下限设置, 冬季则靠上限设置 (不同地区会有所区别) 。
(2) 每架轧机主供油管的压力和温度监测点设置要尽量靠近润滑点, 尽量缩小检测值与润滑点的实际值之间的差异而带来的不利影响。
(3) 每个润滑点的供油支管必须设置流量监测 (或流量指示仪) , 而压力检测可以根据需要选择安装, 如果只选择压力检测会存在较大的潜在隐患, 如供油管节流器堵塞或软管连接弯折等, 会出现压力示值正常而实际流量却供给不足的现象。
(4) 每套油膜轴承的回油管需设置温度检测原件, 进行轴承温度的间接检测。该检测可辅助轴承内热电偶的直接测量, 同时对轴承的工作温度做出诊断。正常情况下, 两者之间的检测差值在20℃以内。
(5) 回油管内实际回流情况会较为复杂, 为便于对类似于油膜轴承泄漏等事故的快速分析, 在实际条件允许的情况下, 可使用便于观察的透明软胶管, 可提高现场事故诊断效率。
(6) 环境温度对系统的影响不容忽视, 特别是在环境温度低的情况下。如设备停机检修后, 设备本体和管道温度都会有较大下降, 当系统重启运行时, 会出现局部供油点油品黏度上升较快, 造成回油不畅引起油泄漏。实际操作中, 要充分利用相关的设备条件来弱化或消除这种影响, 比如开机前可以利用乳化液循环, 使设备本体的温度升高, 或利用旁通短接系统, 进行管道的预加热, 必要时需在管道上作保温处理。
油膜轴承 篇5
机制11-2班郭帅
国内外轴承厂的特点概述如下：
国内：
1、哈尔滨轴承厂 HRB品牌 生产直径从1-250毫米的轴承，价格便宜
2、瓦房店轴承厂 ZWZ品牌 SKF控制其股份的50％
3、洛阳轴承厂 LTC品牌 拥有自己的技术研究所
国外:
美國TIMKEN 英制圓錐滾子軸承
德國FAG 中大型圓錐圓柱滾子軸承
日本NSK 小型低噪音軸承
日本KOYO 汽車軸承
日本NTN 汽車用等速萬向節軸承、中型球軸承
日本NMB 辦公自動化微型軸承
日本NACHI 中小型球軸承
德國INA 滾針軸承及液壓頂桿
美國TORRINGTON 精密球軸承、重型機械球面滾子軸承
详述各个轴承厂商的规模和轴承应用领域
洛阳轴承厂
洛阳LYC轴承有限公司除可以提供具有标准结构和标准尺寸系列的滚动轴承以外，还可以根据顾客的个性化要求，设计、制造有特殊使用性能要求的专用轴承。近年来形成以下优势产品群：
转盘轴承、轧机轴承、轧机轴承、轧辊用密封四列圆锥滚子轴承、风力发电机轴承系列、水利工程用轴承、剖分式轴承、精密机床轴承、主轴轴承、精密机床轴承、转台轴承、绝缘轴承、陶瓷轴承、医疗器械轴承。
重点优势轴承：
特种专用轴承柔性轴承
柔性轴承是谐波传动变速器的核心部件，公司在柔性轴承系列的设计、制造水平上已经达到国际先进水平，所制造的柔性轴承已成功应用于“神舟”系列飞船装置中。
特种专用轴承异形轴承
异形轴承可以简化主机结构，减轻主机重量，方便安装。公司生产的异形轴承广泛应用于航空、航天、舰船、兵器、电子及核工业等高新技术领域。
汽车轴承
公司是国内最大的汽车轴承生产基地之一，迄今已有50余年的制造汽车轴承的历史，可以满足不同顾客对产品提出的个性化要求。制造的产品除了为国内上百家整车及零部件生产厂家提供配套服务外，还远销美国、英国、意大利等国家。
铁路轴承
公司是铁道部定点生产铁路轴承的企业之一，系列生产各种结构、精度等级和规格的铁路用机车、客车、货车轴承。准高速铁路客车轴承的各项性能指标均达到和超过设计标准要求，使用可靠度达99.999%，80万公里疲劳寿命可靠度达99%以上。
瓦房店轴承厂
瓦轴集团技术中心是国家经贸委、税务总局、海关总署于1995年认定的国家级企业技术中心。负责全集团公司技术发展、产品开发研究、工艺工装设计、轴承装备的开发设计、产品的试验检验、信息服务、计算机开发应用、行业与企业的以及科研项目管理等工作。
技术中心自2000年重组以来，相继开发的新产品1800多种，推广应用新技术、新材料、新工艺40余项，消化吸收引进装备技术和自行开发设计、制造各类专用装备30种60台。研制的二代轿车轮毂轴承、离合器分离轴承填补了国内空白，替代了进口；提速铁路轴承，经青岛四方车辆研究所检验其综合性能达到国外同类产品水平。为国防科工委“01”工程开发的6种专用轴承，打破了外国技术封锁，为新型战舰的研制作出了特殊的贡献；为三峡工程研制的闸门用3
种轴承，通过海河大学的破坏性实验，水下50米工作使用寿命50年；为清华大学“863”核反应堆开发提供的陶瓷球轴承，完全满足耐腐蚀、长寿命的技术要求；为沈阳自动化研究所试制的3种焊接机器人回转支承和为卫星地面跟踪站配套的特大型回转支承，均一次性获得成功，受到用户的好评。“神州”4号卫星发射架所配套轴承和“直八”飞机用航空轴承的研制成功，为国防科技事业作出了贡献。先后开发了出口美国EATON公司、GE公司轴承的主机市场。已经申请国家专利79项，市级以上技术进步奖10项，国家级优秀新产品奖11种。瓦轴集团技术中心有着雄厚的技术实力，引导着中国轴承的发展方向。
研究包括高速数控立、卧车床、高速镗、铣床、高速立、卧加工中心配套的高速、高精密主轴轴承，产品精度达到P2级。
哈尔滨轴承厂
哈尔滨轴承集团公司座落在中国东北松花江畔的哈尔滨市，是中国轴承行业大型骨干企业之一，工厂占地面积一百五十万平方米，职工一万三千多名，拥有精良设备五千多台。生产从内径1毫米到外径500毫米和各种精度登记、各种用途和各种特殊性能的优质轴承6000多个规格。畅销国内外各省、市、自治区和世界五十多个国家和地区。广泛用于航空、航海、导航仪器、精密机床、低噪音电机、机车、铁路车辆、汽车、农业机械、纺织机械、印刷、食品、医药、化工机械和家用电器上。亦可提供高速、高温、低温、防蚀、防磁、低摩擦等特殊用途轴承
SKF
SKF是轴承制造业之世界领袖，集团总部设于瑞典哥德堡。SKF轴承业务遍及全球，属下有二百多间公司及超过八十间制造厂，共有员工四万多名，年营业额超过五十亿美元。
SKF轴承产品特点
SKF所提供的标准产品有各类轴承二万余种。小者如仅重0.003克的微型轴承，大至每件三十四吨重的巨型轴承。品种包括深沟球轴承、圆柱滚子轴承、球面滚子轴承、圆锥滚子轴承、角接触球轴承、滚针轴承及其它多种类型。此外，SKF也提供一系列的轴承维修工具、油脂及轴承监测仪器，务求令轴承用户获得更高效益，达到无忧运转。
NSK
日本精工株式会社（NSK LTD.）成立于1916年，是日本国内第一家设计生产轴承的厂商。几十年来，NSK开发出无数新型轴承，满足世界各地用户的需求，并为产业发展和技术进步做出了极大的贡献。同时NSK轴承公司凭借其在精密加工方面的技术优势，不断开发汽车零部件、精密机械组件等高、精、尖产品，在电子应用等领域积极开展多元化经营。
目前NSK轴承公司在全球20多个国家和地区建立了销售网络，并拥有30多家工厂，行业排名在世界范围内稳居榜首。为了感谢中国广大用户的信赖，NSK致力于向经济持续高速发展的中国输出先进的生产技术和管理经验，逐步确立并完善以生产为核心、技术为指导、营销信息为辅助的三位一体化事业体制，NSK将加快这一体制的本地化进程，从而为中国的广大用户提供更直接、更完善的服务，为中国的产业现代化作出应有的贡献。
NSK轴承公司的主要产品是轴承，它是所有机器的基础；是现代社会中不可缺少的产品；素有“机械产业的粮食”之美称；它确保所有工业产品的质量；NSK的宗旨在于运行与控制；对机器的运转 / 摩擦现象寻根究底，以确保旋转和运作的平稳；它无时不在，时刻为人类提供着丰富多彩的生活并将对全球性的节能运动和资源保护作出贡献。
FAG
德国FAG集团成立于1883年，是全球第一家轴承制造商。目前在全世界共拥有18000名员工2005年销售额超过60亿欧元。FAG始终站在世界轴承领域的最前列，公司目前所生产的型号已经涵盖了各种行业，并在铁路、钢铁、造纸、水泥、矿山等领域更是一枝独秀。尽管如此，公司仍每年投入大量的研发资金，用于新产品的开发及成熟产品的改进，因为世界不断在前进，市场需求和客户要求永远都是划时代的。正是公司不断的努力完善，FAG产品顺利进入了当时被誉为最苛刻的用户（如BMW、大众、通用......）成为其长期、稳定的配套厂商。德国FAG轴承是当今世界上最大、历史最悠久的轴承制造厂之一。产品广泛运用于机械、冶金、石化、汽车、航空航天等各项领域。FAG产品以其精密、可靠、适用性以及完善的售后技术服务，赢得全球客户的信任和推崇。以下只列出其产品的部分应用领域：铁路机车四辆·汽车·航空工程·金属切削机床·木材、塑料及其它非金属加工设备·成形设备·钢铁加工设备，转炉，铸造设备，轧机·机械传动设备·造纸机械·印刷机械·水泥机械·破碎机，磨机·筛机·水泵，压缩机·矿山机械 物料搬运设备·制糖设备·起重机，铲式挖土机，斗式挖掘机，堆取料机，卷扬机·滚轮及皮带滑轮设备·电机，家电器械 环保设备·风力发
电设备·自行车·船舶·天线及雷达·风扇·空气加热设备·搅拌机(器)，离心机·洗涤设备·纺织机械 农业机械 ·食品机械·包装机械。
NTN
NTN公司于1918年成立于日本，总部设在大阪市西区，在日本国内有11家制作所，25家营业所和3家研究所；在国外拥有20家独资生产厂、2家研究所和48家营业所。NTN的生产、销售、技术各个部门努力不懈的开拓与深化自己的专业领域，同时又相互有机地结合起来。
NTN－世界综合性精密机械制造厂家
NTN的精密加工技术与独特的专有技术是在长期开发轴承的基础上积累发展起来的，现在广泛用于生产供所有领域使用的精密机械。这是不断创造新价值的NTN发展新标志。NTN是世界综合性精密机械制造厂家之一，该公司于1918年成立于日本，总部设在大阪市西区，在日本国内有11家制作所，25家营业所和3家研究所；在国外拥有20家独资生产厂、2家研究所和48家营业所。NTN的生产、销售、技术各个部门努力不懈的开拓与深化自己的专业领域，同时又相互有机地结合起来。现任董事长为铃木泰信。
INA
隶属于舍弗勒集团旗下的德国INA轴承公司，成立于1946年，总部位于德国的纽伦堡。德国INA轴承公司自成立以来，一直致力于产品的创新，以满足客户之所需，并提供高质量的保证，使之成为全球滚动轴承首要供应商以及汽车制造商公认的合作伙伴。
目前，德国INA轴承公司拥有30多家生产厂，三万多名员工，开发的广泛产品有：滚动轴承，滑动轴承，直线导轨系统，高精密产品，发动机零部件。产品涉及的行业包括：农业机械行业，建筑行业，水力和风力工程行业，工程机械行业，机床及制造机械行业，材料处理及包装行业，港口工程行业，电动工具行业，变速箱行业，半导体行业，泵与风机行业，工业机器人及自动化行业，橡胶、塑料及化工行业，纺织行业，拖拉机行业，木工机械行业等。
IKO
IKO是日本汤姆逊公司的注册商标，是一个以科技和技术开发为导向的工业配件制造厂商，产品以针状轴承和导轨轴承为主。
IKO公司出品的产品已成为优质名牌产品的代表，通过全球的营销网络实现为用户方便、快捷的服务承诺。IKO针状轴承以其特殊的内部构造实现机械设计的小型、轻量化。导轨轴承以滚针轴承所赋予的高品质为基础，以独特的机械设备做精密加工，以最新机器来作品质评价，产品永远维持着高性能及高品质的水准。
IKO东晟轴承日本东晟株式会社IKO是一家有五十多年历史，以生产滚针轴承和直线导轨见长的专业轴承制造商，在世界各地均享有崇高的声誉，是日本生产滚针轴承历史最悠久、品种最齐全、专业化水平最高的生产厂家；IKO卡法创造的四列圆柱滚子重载导轨享誉世界。其产品广泛用于机床以及其他各行业领域。
KOYO
KOYO成立于1935年，一直以来都被认为是第六大世界轴承制造商。该公司不仅生产轴承，也生产一些由轴承业务衍生出来的导向系统和汽车相关产品。
丰田机械(Toyoda Machine)成立于1941年，主要生产各类机床，此外也有部分汽车部件和电子控制产品的业务。
以上两家公司和丰田电机(Toyota Motor)都有长期和紧密的联系。丰田电机持有23%的KOYO股份，接近24%的丰田机械股份。丰田电机的一位副主管已被任命为JTEKT公司的相关管理者。
合并后的新公司名为“JTEKT公司”。JTEKT每个字母都有其特定的含义，首字母“J”是英语中“合资(joint)、喜悦(joy)、日本(Japan)”三个单词的首字母；“TEKT”是希腊单词“tekton”的缩写，在希腊语中“tekton”指拥有高超技能的人。另外，公司名JTEKT的最后两字母“K”和“T”也可认为是KOYO和TOYODA（丰田）的首字母缩写。
新公司分别在日本的大阪和名古屋设有办事处。
TIMKEN
人本集团纺机轴承销售红火 篇6
据人本集团销售总公司市场部大客户经理潘浩介绍，人本集团2012年实现销售收入102.8亿元，其中，轴承销售收入55.8亿元，在国内轴承行业名列前茅。“人本轴承的生产加工水平已是国内一流，达到国际先进水平，产品质量也稳居国内行业前列，可与国际知名品牌相媲美。”纺机轴承也取得了突出成绩，具有高转速、长寿命、低震动、低噪音、低发热、环保节能等性能优势，高速转杯轴承、假捻器轴承、上罗拉轴承、下罗拉轴承等产品广泛配套于细纱机、粗纱机、并条机、捻线机、气流纺纱机等设备。
目前，人本集团已布局温州、杭州、无锡、上海、南充、芜湖、黄石七大生产基地，其中，无锡、上海基地以生产纺机用轴承为主，已经形成纺机专件轴承规模生产能力，产品加工精度和使用性能在国内同行中处于领先地位，出口到20多个国家和地区。
据人本集团市场部部长王刚介绍，人本集团每年纺机轴承销售收入近亿元，纺机行业的轴承用量很大，未来市场潜力巨大。“现在纺织企业对主机的要求越来越高，尤其关注专件器材的配置情况，主机厂对优质零配件的需求越来越迫切，而轴承属于关键零部件和损耗件，还会有很大发展空间。”王刚说。
人本集团从源头抓质量，坚持采用先进加工设备和优质原材料，比如采用国际标准轴承钢。作为中国纺织机械器材工业协会成员单位，人本集团积极参与轴承行业标准制定，如2010年参与了“高速卷绕头轴承”行业标准的制定，在纺机专件器材领域起到了引领作用。“目前集团正积极调整产业结构，全面增强综合竞争力，为把C&U品牌打造成世界级轴承品牌而努力奋斗。”王刚总结说。（文中伟 文/摄）
油膜轴承 篇7
油膜轴承是靠衬套和锥套 (或者芯轴轴颈) 之间很薄的一层油膜进行工作的轴承, 因其具有承载能力大、使用寿命长、速度范围宽、摩擦系数低、抗冲击能力强等特点, 在钢铁生产中得到广泛的应用。轧机油膜轴承是适应轧钢过程中超大轧制力的承载部件。
广州钢铁企业集团有限公司 (以下简称广钢) 棒材生产线是20世纪90年代我国从意大利达涅利 (Danieli) 公司引进的第一条连续棒材生产线。生产线年产量原设计为40万吨, 2004年已达到80万吨。全线采用18架轧机 (初、中、精轧各6架) 连轧工艺, 其中在初、中轧机上使用油膜轴承作为主要承载轴承。设备自1994年下半年试产后连续运行三年多未发生过烧坏油膜轴承的事故。从1998年上半年起, 轧机频频发生烧坏油膜轴承的事故, 最严重时, 一台ESS480轧机在一个月内共发生4起油膜轴承烧坏轴瓦的事故。
本文根据油膜轴承出现的各种失效形式及相应的工作条件, 运用理论综合分析, 指出失效原因及采取的应对措施。
2 油膜轴承工作原理
油膜轴承是一种以润滑油作为润滑介质的径向滑动轴承, 其主要零件加工精度、表面粗糙度以及各种相关参数 (包括润滑油及载荷等) 匹配要求都非常高。油膜轴承按力学原理主要分为三大类:静压油膜轴承、静-动压油膜轴承、动压油膜轴承。静压油膜轴承需要较为复杂的供油系统, 借助外部供油压力形成纯液体摩擦, 一般应用得较少。静-动压油膜轴承在启动时靠外部供油压力形成油楔, 正常工作时的运行机理与普通动压轴承一致。轧机油膜轴承属于动压油膜轴承。其工作原理是:在轧制过程中, 由于轧制力的作用, 迫使辊轴轴颈发生径向移动, 导致油膜轴承中心与轴颈中心之间产生偏移, 油膜轴承与轴颈之间的间隙分成两个区域 (见图1) , 一个叫发散区 (沿轴颈旋转方向间隙逐渐变大) , 另一个叫收敛区 (沿轴颈旋转方向间隙逐渐减小) 。当旋转的轴颈把有粘度的润滑油从发散区带入收敛区时, 沿轴颈旋转方向的轴承间隙逐渐变小, 收敛区内润滑油承载的压力的合力与作用在轴颈上的轧制力方向相反, 润滑油内产生的压力与轧制力相抗衡, 油膜轴承与轴颈完全被润滑油隔开, 形成理论上纯液体摩擦的动压油楔。当轧制力大于承载力时, 轴颈沿轧制力方向移动, 使收敛区的楔形变陡, 即楔形的梯度变大, 承载力也随之变大直至与轧制力达到新的平衡, 轴颈中心在新的位置不再移动, 油膜轴承与轴颈完全被润滑油隔开, 理论上形成了纯液体摩擦。
e-偏心距; ω-轴的转速; W-轧制力; F-承载力
3 油膜轴承失效机理分析
基于轧钢机械的工作特点, 一般将轧机用油膜轴承归类为低速重载型轴承, 通常不考虑高速油膜轴承必须关注的油膜刚度、油膜振荡、油膜紊流等问题。对已定的轧材系统, 油膜轴承的最小油膜厚度和油温是决定轧机油膜轴承承载能力的重要因素。
油膜轴承的承载能力F计算公式为[1]:
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式中 ξ——轴承承载能力系数;
η——流体的动力粘度;
d——轴承直径;
ω——轴的转速;
B——轴承的宽度;
Ψ——相对间隙。
相对间隙Ψ的计算公式为:
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式中 hmin——最小油膜厚度;
R——轴承半径;
ε——油膜轴承的偏心率。
由 (1) 式和 (2) 式可得:
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由 (3) 式可以看出, 对一个已定的轧机油膜轴承系统轴承的承载能力F与最小油膜厚度hmin (轴承间隙) 的平方成反比。由于轴承间隙的数量级较小, 轴承间隙的微小变化就有可能严重影响到轴承的承载能力。为了提高轴承的承载能力, 应适当减小油膜厚度hmin, 但厚度又不能无限地减小。当hmin过小时, 轴承与轴颈的配合成为过渡配合或紧配合, 油膜倾斜角趋于零, 丧失了动压润滑的基本条件, 轴承不能正常工作, 同时如果最小油膜厚度hmin值太小, 造成润滑油中的金属杂质颗粒尺寸大于最小油膜厚度。当金属颗粒随润滑油通过最小厚度油膜处时, 就会造成局部金属接触, 严重时将发生烧瓦事故。
另外从公式 (3) 中还可以看出油膜轴承的承载能力与润滑油的动力粘度成正比。当油温上升时, 润滑油粘度急剧下降, 承载能力F随之降低, 最小油膜厚度hmin变薄, 液体摩擦状态改变。如果油温继续升高, 粘度进一步下降, 将发生金属摩擦, 最后导致轴承失效。
4 轧机油膜轴承的结构特点与主要失效形式
广钢使用的轧机油膜轴承为典型的达涅利-摩戈伊尔 (MORGOIL) 结构型式 (类似于摩根三代油膜轴承) , 其主要零件是轴承的衬套 (见图2) , 无锥套结构, 轧辊芯轴的轴颈为直接承载部位, 其他零件都是辅助其有效地工作的。衬套整体是薄壁全圆形, 承载区为光滑圆形, 非承载区上有两个进油孔、一个周向通油槽、两个轴向油腔。轧机工作时, 润滑系统通过进油孔向通油槽和油腔注入润滑油, 使油膜轴承承载区供油充足并带走工作时产生的热量, 避免油膜轴承烧损, 提高油膜轴承使用寿命。在材料构成上, 轧机油膜轴承由外到内依次采用20#优质碳素钢—铜铅合金—巴氏合金三层金属浇铸结构。这不仅利用了巴氏合金的镶嵌性和顺应性好的特点, 还利用了铜铅合金的抗压性和散热性好的特点, 很好地满足了低速重载对油膜轴承提出的性能要求。
造成轧机油膜轴承失效的具体原因有多种, 如轴承的间隙不合理、安装操作不当、巴氏合金疲劳剥落、润滑系统供油不足、润滑油品低劣等。下面谈谈广钢悬臂轧机油膜轴承主要失效形式并分析其失效原因。
4.1 磨损
油膜轴承工作时在轴颈和衬套之间有一层完整的压力油膜, 理论上它不会发生磨损。但实际上, 轴承在启动和制动轧制阶段都不会达到理想润滑状态, 而是处于一种半液体磨擦状态, 甚至是边界润滑状态, 因此, 轴颈与衬套在启动和制动轧制阶段会互相磨削, 长期积累磨损就会加大, 引起轴承间隙过大而不易形成油膜, 最终造成油膜轴承失效。
4.2 划伤
划伤为衬套失效最常见的形式之一。油膜轴承使用一段时间之后, 在衬套表面留下肉眼可见的划痕和沟槽, 这就是划伤。划伤有两种形式, 一种是轴向划痕, 另一种是周向沟痕。轴向划痕一般是由于芯轴装拆过程中利器不小心碰到衬套发生的;周向沟痕一般是由于润滑油中的固体颗粒或在轴颈与衬套之间侵入坚硬异物所造成的。划痕或沟痕过深会破坏衬套工作面, 不利油膜的形成, 最终造成轴承失效。
4.3 烧熔
烧熔是指巴氏合金被烧化后与芯轴凝固在一起, 它是油膜轴承最严重的一种失效形式, 一般无法修复。造成烧熔的原因主要有:
(1) 未先启动润滑系统轧钢;
(2) 在轧机工作中润滑系统突然停止供油;
(3) 轧机正常轧制时, 润滑油供应严重不足;
(4) 轧制压力太大, 轧速过高;
(5) 油膜轴承相对间隙过小或过大;
(6) 油温过高, 油粘度过小, 或者润滑油乳化严重, 含水量过高;
(7) 装配不当, 芯轴存在轴向窜动或两端衬套同心度误差大。
4.4 片状剥落
在油膜轴承运行一段时间后, 衬套工作区域的巴氏合金成块或成片地从钢套上剥落下来。它们有的发生了位置移动 (整个区域剥落) , 但更多的是剥落后依然镶嵌在钢套原处。油膜轴承发生这种失效的原因主要有三个:一是轴承载荷过大, 轴承工作区域的分布压力超出设计值太多容易使巴氏合金层脱落;二是巴氏合金层厚度偏大, 当衬套在分布压力作用下过厚的巴氏合金层产生形变, 发生在结合层处的切力最大, 容易造成巴氏合金层脱离;三是巴氏合金浇铸前清洗不干净或浇铸工艺有问题使巴氏合金与钢体的粘着力不够, 与衬套结合不牢造成大面积脱壳现象。
5 采取的措施
根据油膜轴承的工作原理和失效机理, 引起其失效的直接原因是轴与轴承之间的压力油膜被破坏或者无法建立压力油膜, 导致发生金属摩擦。因此轧机油膜轴承维护工作的重点在于保证压力油膜的完整性, 采取的主要措施有以下六点:
(1) 油膜轴承在储运及装配过程中不许碰伤衬套内表面, 而且装配前一定要将轴承冲洗干净, 切不可将杂质带入辊箱。装配完成后要进行测量和调整, 检查油膜轴承与轴颈间隙是否满足要求 (不符合要求的必须对轴颈重新修复) , 并调整轧辊轴与轧机偏心套组件的同心度至满足要求为止, 同时作好记录。
(2) 润滑系统应保证轧机油膜轴承的进油压力在0.35～0.4MPa之间, 进油温度应保持在 (40±2) ℃范围内, 回油温度不超过65℃, 过滤器完好无损, 并且需要润滑系统与轧机联锁控制以防油膜轴承在无润滑条件下工作。
(3) 要经常对润滑油进行油液化验分析。油液分析是利用光谱和铁谱分析技术对润滑剂中的磨损颗粒进行定量和定性分析。通过对润滑油进行油液分析可以检测出润滑油中金属杂质的含量、成份、体积、数量、形貌等, 以及油水分离情况及润滑油中水的含量, 了解衬套的磨损程度, 在必要时进行处理。据了解, 国内轧机油膜轴承烧瓦的主要原因都在于润滑油中所含的金属杂质或水量超标。利用油液分析技术不但可以诊断出轧机油膜轴承的磨损和故障情况, 而且还能对轧机上的其它传动装置进行故障预测和诊断。
(4) 轧制过程中要经常检查润滑油的供油状况。油压和油量对油膜轴承的正常工作影响很大, 由于供油管不畅或过滤器堵塞造成供油压力低、供油流量不足, 润滑油无法将轧制
过程产生的热量全部带走, 导致轴承发热、承载力下降, 进而发生金属摩擦、巴氏合金烧熔、轴承抱死。供油压力低、供油流量不足也会导致油膜无法形成而造成烧瓦。
(5) 定出合理的检修周期, 定期对辊箱进行清洗、维护、检修, 对油膜轴承进行离线检测。如发现轴承间隙过大 (轴承间隙与轴颈直径的比值大于2‰) 或衬套内表面划伤严重, 则油膜轴承不可再用, 应及时修复或更换。另外, 如发现油膜轴承衬套露铜也应及时更换, 这是因为铜铅合金虽然是很好的减磨材料, 但镶嵌性不好, 如果润滑油中含有金属杂质就容易造成剥落烧瓦。
(6) 规范操作。在日常生产中, 轧机的轧制力和轧制速度都是可变的, 而轴承的最大承载能力是一定的, 操作不当或轧钢工艺参数不合理都会导致油膜破裂, 最终烧坏油膜轴承。因此一定要严格规范操作, 例如严禁零速咬钢、带钢压下、扎黑心钢和低转速大压下等违章作业。另外, 轧机运行前一定要先启动润滑系统一段时间, 时间提前量视环境温度而定;轧机停转后, 要继续供油一段时间;新装用的油膜轴承, 投入正式轧制前须经过不少于4h的空车试运行。
6 结束语
轧机油膜轴承是轧钢机械的核心部件, 其失效形式和原因有很多种, 其维护工作是一项艰巨而细致的工程。根据油膜轴承工作原理、针对油膜轴承失效机理和形式, 采取以上合理的措施可保证油膜轴承的正常工作、延长其使用寿命。自1999年下半年后, 广钢连轧生产线基本上避免了轧机油膜轴承使用寿命的异常终止和各种不合理的轴承失效现象, 减少了油膜轴承故障造成的经济损失, 为生产赢得了时间。
参考文献
[1]张直明, 张言羊, 谢友柏, 等.滑动轴承的流体动力润滑理论[M].北京:高等教育出版社, 1986.
[2]戎庆南.连轧棒材轧机润滑设备剖析[J].冶金丛刊, 1997 (4) :126-131.
[3]郭溪泉, 李树青.现代大型轧机油膜轴承[M].北京:机械工业出版社, 1998.
油膜轴承 篇8
油膜轴承的润滑结构, 可以减少零件的摩擦, 提高使用年限。理想状态下, 油膜轴承两摩擦副被完整的润滑油膜分离, 不存在摩擦磨损。但在转速低、承载能力大, 尤其是启动、制动和可逆工况下, 难以保证可靠润滑油膜的形成, 实际运转时出现振动, 润滑油含水量过多及质量存在问题都可能造成混合润滑。上述情况难以避免零件间的摩擦, 造成半液体摩擦甚至是边界润滑, 长期运转带来磨损积累, 导致轴承失效。所以对轧机油膜轴承的润滑结构进行研究具有重大意义。
2 轧机油膜轴承的概述
轧机油膜轴承的结构及工作原理:
油膜轴承是装在轧钢机械装备支承辊或工作辊上的一种轴承组件, 以其大型重载的特点广泛应用于钢铁、矿山、冶金、电力、航空航天等系统的高精尖关键设备上。作业时在锥形轴套与轴承衬套的作业区域构成一个完好的压力油膜 (油楔) , 轧辊以必定转速旋转时, 锥套就将具有必定粘度的润滑油带入油楔, 这么, 润滑油便产生了必定的动压力, 当该动压力的合力平衡了轴承所接受的径向载荷 (包含自重) 时, 轴套与衬套金属因油膜的存在而脱离触摸, 这时, 轴承作业面之间的冲突即为纯液体冲突, 故又称液体摩擦轴承。
3 轧机油膜轴承润滑理论优化
据统计, 油膜轴承的不是正常磨损70%以上的都是因为油膜轴承润滑油或者油膜轴承润滑系统的故障或使用不当造成, 特别是与润滑油内固体颗粒污染、水分以及油的蜕变有关。怎样通过改进润滑维护技能来进步设备的运转可靠性, 下降设备的修理本钱, 这是优化润滑处理的目的。
油膜轴承的发展离不开流体润滑理论的发展。1985年, Tower发表了关于轴承油膜问题的实验报告, 从而导致了流体动力润滑这门理论的产生和发展。1886年Reynolds[m]为解释Towe:的实验结果, 根据流体动力学原理给出基于粘性流体动力学基本方程纳维-斯托克斯方程 (Navier-Stokes的薄层润滑膜特殊形式———雷诺 (Reynolds) 方程, 该方程描述了两运动表面间的油膜运动速度、表面几何形状、润滑油粘度与油膜压力分布之间的关系, 从理论上说明了流体动力润滑的机理。另外还有此后, 学者对润滑方面的问题进行了全方位的研究, 几乎涉及到了润滑领域的各个方面。其间首要包括理论剖析和试验研讨两大方面, 在理论方面的首要作业之一是完善光滑模型, 并开展新的计算方法, 试验方面也做了很多的测验研讨作业。
4 轧机油膜轴承润滑研究
4.1 设计X变量
在本模型中的设计变量只有一个, 即油膜轴承的相对间隙X=ψ。由文献得出该轴承的相对间隙范围1‰≤ψ≤2‰
4.2 约束条件和可行域
4.2.1 本课题中, 选用锡基巴氏合金D型, 其疲劳强度大、镶嵌性好、与钢套结合性强等优点, 故合金层所受应力对相对间隙的约束条件有:
τmax (ψ) <τ抗弯疲劳强度, σmax (ψ) <σ拉压疲劳强度。
τmax (ψ) <30.000MPa, σmax (ψ) <31.630MPa。
4.2.2 为了使轴承长期安全运行, 润滑油和衬套温度都不能过高, 以免使润滑油丧失润滑性能和加速老化以及由于温度接近金属软化而导致强度急剧下降。常用温度准则:
有效温度 (即端泄油的平均温度) Teff≤70℃
温升△T≤30℃
最高温度Tmax≤90~100℃ (对于轴承合金)
故油膜温度对相对间隙的约束条件有:
T回油温度 (ψ) ≤70℃, Tmax (ψ) ≤90℃~100℃ (对于轴承合金)
4.3 优化设计数学形式
约束条件:τm ax (ψ) <30.000MPa, σmax (ψ) <31.630MPa, T回油温度 (ψ) ≤70℃
T回油温度 (ψ) ≤70℃
4.4 优化设计结果
4.4.1“过渡区”与圆弧界面, 其周向应力在非承载区与承载区的交界处均有明显的应力突变, 但圆弧界面的应力变化波动频率较大。
4.4.2 圆弧界面非承载区周向应力值稳定在57.5-58 MPa之间, 与理论值57.6 MPa非常接近, 承载区应力值在60^60.5 MPa之间。
4.4.3“过渡区”非承载区周向应力值在5}10 MPa之间, 与理论值57.6 MPa有很大差别, 边界效应非常明显, 原因是此处衬套内表面存在45°倒角, 减小了界面处应力, 承载区应力值在40^45MPa之间。
结束语
“过渡区”合应力二l可以作为界面结合处应力的理论近似解, 油膜轴承实际承载的临界最大值p漏x=13.234 MPa, 不可超负荷运行, 否则不仅会造成油膜的破裂, 而且会直接损伤衬套内表面, 使得维护返修成本加大。
介于应力值在承载区与非承载区的交界处应力突变明显, 建议在油膜轴承使用过程中, 一定要注意加载力的加载稳定性, 不可有过大的冲击, 否则应力突变值将无法估计, 会严重影响设备使用寿命。圆弧结合界面应力峰值的推导与仿真对比, 有助于对衬套因结合不良造成的轴承失效进行控制。
参考文献
[1]郭溪泉, 李树青.现代大型轧机油膜轴承技术与应用[M].北京:机械工业出版社, 1998, 10:8-12
[2]黄庆学, 申光宪等.轧机轴承与轧辊寿命研究及应用[M].北京:冶金工业出版社, 2003, 7:286-328
油膜轴承稀油润滑压力罐系统的改进 篇9
一、系统组成及工作原理
1.系统组成
油膜轴承稀油循环润滑系统为精轧机6架轧机 (F1~F6) 上下支承辊油膜轴承提供润滑油。润滑系统主要由2个70 m3油箱、3台螺杆泵、粗精两级过滤器、板式换热器、压力罐和其他控制阀门及器件组成。系统配有全套仪表及接线端子箱和电控柜, 实现对润滑站的操作和自动控制。
2.工作原理
润滑系统工作原理如图1所示, 系统配置的2个70 m3油箱, 一个参与系统工作, 另一个用于油的沉淀、油水分离, 使润滑油及时得到净化, 处于准备状态。每个油箱都装有磁翻板液位控制器, 既能清楚显示油位, 又能通过油位变送器与电控柜上的仪表实现油位控制, 并根据实际液位与设定的高、中、低3个位置比较发出相应的报警信号, 实现油箱的液位报警控制。每个油箱上装有直读式温度计和铂热电阻 (Pt100) , 铂热电阻用于控制蒸汽加热器对油液加热, 实现油箱油品的温度控制。
泵站的3台螺杆泵, 2用1备。油泵吸口装有电气行程开关, 只有将吸油口阀门打开后, 才能启动油泵。出口管路上设有安全阀, 可保证泵和系统的安全, 根据润滑点供油压力要求, 通过压力气动薄膜调节阀调节系统工作压力, 实现系统供油压力调节控制。供油主管路采用双筒网式磁性粗过滤和双筒网式磁性精过滤, 过滤器进出口管分别接有压力表和压差控制器用于显示和检测压差, 并可根据堵塞情况在线切换工作过滤筒;油箱回油设有磁栅过滤器, 可随时更换清洗, 实现润滑油清洁度控制。供油管路中装有1台板式换热器, 供油口的铂热电阻和电控箱的智能数显温度控制仪, 可根据不同的油温控制水阀开关, 使油温保持在38~42℃, 实现系统的降温稳温控制。
压力罐的作用是遇突发事故车间断电时, 油泵停止供油, 而主机因惯性仍在继续转动, 此时, 压力罐可将储存的油补充供应给润滑点, 直至主轧机完全停止转动, 以防因干摩擦而发生设备事故。同时用于系统压力波动时稳定系统供油压力。压力罐系统由容积为5 m3的压力储油罐、压缩空气控制系统、液位控制器和电磁阀等装置组成, 遇停电时能自动向润滑点供油, 同时可避免压缩空气进入润滑点。
二、压力罐控制系统改进
1.压力罐工作原理
生产中突然停电时, 系统中常闭的二位二通进气电磁阀将依靠不间断电源自动打开, 压缩空气通过进气电磁阀进入压力罐, 压力使罐内储存的油通过气动阀进入供油管输出至各润滑点;压力罐设有3个液位控制器以控制其高中低油位, 当罐内油位降至低位时, 低位液位控制器发出信号, 使进气电磁阀和气动阀关闭, 保证罐内压缩空气不会进入润滑系统;当主电源恢复供电时, 在启动油泵的同时, 放气阀得电打开将压力罐内压缩空气放出, 以便于压力罐液位快速上升, 液位高于低位时失电关闭。系统油液通过旁通管路上的单向阀1向压力罐供油;当油位高于中位时, 中位液位控制器发出信号气动阀打开。这时压力罐内的空气压力随油位的升高而增加, 慢慢地与油压达到平衡, 当油位达到高位时, 高位液位控制器发出信号, 进气电磁阀被打开, 压缩空气进入罐内, 压缩空气使油位慢慢下降, 低于高位时进气阀关闭。如油位低于中位时, 在系统压力正常的情况下, 放气阀打开来降低压力罐内的气压, 使油位慢慢上升, 慢慢地与油压达到新的平衡, 保证油处在高、中液位之间, 这时压力罐中已充好油可在需要时随时向供油口输送。以后油位随油压的波动而变化, 吸收系统压力波动保证系统压力的稳定性。其中, 安全阀用于压力罐气压过高时泄气减压的作用, 保证压力罐的安全, 通常压力比压力罐正常使用压力高0.1 MPa。
2.故障分析
(1) 放气阀故障。根据压力罐控制功能要求, 在每次启泵时都要求放气阀得电放气降低压力罐内气压, 方便供油管路中的油液通过单向阀1快速进入压力罐, 在液位计检测到低位信号后关闭放气阀停止放气。在实际使用过程中出现放气阀始终放气的故障, 严重时造成油液冲顶进入气动阀门的事故, 使得压力罐功能失灵。经过对故障的排查发现, 出现故障的原因主要有低位液位检测失灵或放气阀故障等造成始终放气状态。随着系统压力的升高, 大量的油液快随进入压力罐, 压力罐内的气压低于系统油压无法阻止压力罐油液液位的上升, 最终造成事故。
(2) 气动阀故障。根据压力罐控制功能要求, 在每次启泵时当压力罐液位检测到中位信号时, 气动阀打开, 压力罐与供油压力管路接通。在实际使用过程中出现气动阀打开功能失灵的问题, 致使压力罐无法正常自动接入供油压力管路, 造成系统压力反复波动较大。经过反复验证, 排除阀门本身及信号控制原因后, 发现打开气动阀的先导阀气源压力过低是造成问题出现的主要原因。先导阀的气源取自压力罐管路上, 因此控制气源压力受到压力罐气压变化的影响。因启泵时都有一次放气的过程, 造成罐内气压快速下降, 压力罐液位快速上升, 到达中位时即发出信号控制气动阀打开动作, 若此时管内气压过低无法驱动气动阀动作就会造成气动阀打开功能失灵。
(3) 液位波动。在正常的工作状态下, 压力罐内的液位将根据系统压波动情况在中位和高位之间波动以平衡系统压力变化维持供油压力稳定。在实际使用过程中出现, 压力罐液位在中位上下反复频繁波动, 放气阀频繁放气, 供油压力波动较大, 影响系统压力的稳定性。通过对压力罐工作原理及现场配件检查发现, 造成上述问题的原因是进气阀故障, 进气阀始终处于进气状态, 进气压力通常比系统压力高, 造成压力罐液位快速下降, 当液位低于中位时, 放气阀放气降低管内气压, 液位又随之快速上升, 大量系统油液进入罐内造成供油压力下降, 在液位高于中位后, 放气阀停止放气, 液位继续上升直到与气压平衡。此时通过进气阀进入的气体使得罐内气压逐渐升高, 推动液位再次快速下降, 大量油液被排入供油管路造成油压升高。如此反复频繁动作。
3.改进措施 (图3)
(1) 开启泵时放气阀控制增加延时30 s (可以根据实际液位上升情况调整) , 与低位检测共同作用, 任一条件满足即停止放气阀放气, 防止低位信号失灵时出现放气阀始终放气的问题。在放气阀前增设截止阀用于放气阀故障时, 可以关闭截止阀使放气阀与压力罐隔离以便于维护更换作业, 减少被动停机作业。同时与放气阀并联安装旁通截止阀2 (常闭) , 作为人工干预时应急使用。
(2) 气动阀控制气源取自进气阀前, 气源压力相对稳定, 防止压力罐气压变化造成气动阀控制压力不足造成气动阀无法正常完成打开动作。
(3) 在进气阀前后设置截止阀 (常开) 和旁通阀1 (常闭) 。在进气阀出现故障时, 关闭截止阀使放气阀与压力罐隔离以便于维护更换作业, 减少被动停机作业。旁通阀1可以在压力罐出现紧急状况时打开进气, 实现人工干预。
摘要：1500 mm宽带精轧机支承辊油膜轴承稀油润滑系统的工作原理, 分析造成油膜轴承压力罐无法正常工作的原因, 提出相应改进措施, 保证油膜轴承润滑系统正常运行。
油膜轴承 篇10
由动压承载机理可知,油膜轴承的旋转精度和稳定性不高。为解决这个问题,一些学者相继提出了挤压油膜轴承[1]、柔性轴套轴承[2]、可变阻抗滑动轴承[3]和主动可倾瓦轴承[4]等新型可控滑动轴承结构。以上可控油膜轴承的执行机构都是液压系统。液压系统反应速度慢,很难适应油膜轴承高速发展的要求。随着新材料的研究深入,学者发现超磁致伸缩材料(gaint magnetostric-tive material,GMM)[5]、压电陶瓷材料[6]等在变化的磁场或者电场内能够伸长或者缩短。李宝福等[7]设计出利用GMM在可变磁场下的微位移伸缩来控制轴承座的位置,并通过润滑油膜作用来抑制转子振动的新型可控油膜轴承。该新型轴承被称为超磁致伸缩驱动器(gaint magnitostrictive actuator,GMA)油膜轴承。
文献[8-9]设计了油膜轴承控制中专用的GMA,从理论和试验证明该GMA在常态磁场下能伸长40μm,在2000Hz的驱动电压下具有良好的动态响应,能够满足调整油膜间隙和控制转子振动频率的需要。文献[10-11]对这种GMA可控油膜轴承进行了理论研究,发现该轴承能明显减小系统的不平衡振动,还能减少系统的半频涡动,大大提高系统的稳定性。Lau等[12]搭建了GMA油膜轴承的测试和控制系统,建立了其传递函数。Lau等[13]在用车床改装的试验台上验证了GMA油膜轴承的定心性能。文献[14-15]分别搭建了试验台,研究了GMA油膜轴承的静态特性,但没有涉及该轴承的动态性能。
本文就GMA油膜轴承动态控制转子的轴心轨迹进行研究,搭建了GMA油膜轴承试验台,进行了不同工况下的GMA油膜轴承动态工频振动试验,研究了控制参数对轴心工频振动幅值的影响。试验结果表明,选择合适的控制参数能减少GMA油膜轴承所支撑转子的振动,能够定性验证文献[10]计算结果的正确性。
1 试验台结构及工作原理
如图1所示,试验台一端采用GMA油膜轴承支承,另一端采用高精度角接触球轴承支承,试验台中间为径向液压缸加载装置。滚动轴承旋转精度高,能起到定心作用,滚动轴承端位置涡动相对滑动轴承端非常小,可忽略。
1.示波器2.传感器3.传感器电源4.GMA电流源5.部分油路6.试验可控轴承7.液压加载支架8.滚动轴承支承9.联轴器10.电主轴11.变频器
GMA油膜轴承支承结构如图2所示。该支承主要由滑动轴承套、上下轴承座、2个GMA、碟形弹簧预应力装置、调整螺钉和刻度盘组成。其中,GMA和碟形弹簧预应力装置相对安装,滑动轴承套位于两者之间。碟形弹簧一直处于压缩状态,同时滑动轴承的油膜刚度大于蝶形弹簧的刚度,小于GMA的等效刚度;在用GMA调节轴承座的过程中,轴承套始终具有2个方向的自由度,能够保证GMA和滑动轴承套始终不分离,使GMA产生的微位移可以精确传给滑动轴承套,并给GMA提供适当的预应力。同时,通过刻度盘可以读出加载螺母旋转的圈数,精确计算出蝶形弹簧给GMA施加的预应力。为避免GMA的线圈发热,利用润滑油进行冷却。润滑油在进入滑动轴承支承前分成两路:一路通过预应力装置中的油孔给滑动轴承提供充足的润滑油,用来形成动压润滑油膜;另一路通过轴承座内的油孔流向GMA区域,带走GMA线圈产生的热,减小GMA的温升,有利于GMA对轴承座位置的精确控制。
1.调整螺钉2.下轴承座3.轴承套4.碟形弹簧5.加载螺母6.进油孔7.上轴承座8.传感器位置9.电线孔10.GMA
2个涡流位移传感器互相垂直安装在滑动轴承套靠近转子的一侧,用来测量轴径中心的绝对轨迹,并作为反馈信号控制GMA输入电流的大小。为了控制的需要,在实验台上安装光电传感器来捕捉转子的相位信息。位移传感器安装位置如图3所示。
2 试验条件和方法
试验条件:试验轴承为360°圆柱滑动轴承,材料为45钢,内表面镀1.5mm巴氏合金,轴承的直径D=20mm,宽度B=20mm,半径间隙c=20μm;进油孔和进油槽开在轴承套的中间正上方,进油孔直径为5mm,油槽宽度、长度分别为6mm和12 mm;角接触滚动轴承型号为7104C/P4;实验室温度T=10℃;润滑油为46#汽轮机油,密度ρ=875kg/m3,比热容Cp=2000J/(kg·K);GMA中超磁致伸缩棒直径为10mm,长度为30mm,缠绕线圈3000匝。
试验方法:通过闭环控制动态调整GMA线圈的电流,控制在不同试验条件下转子轴心动态轨迹。
3 试验结果分析
滑动轴承支承转子的振动控制效果可以在时域上通过轴心轨迹涡动的大小来判断,也可以在频域上根据各频域成分的振幅大小判断。本试验用这2种方法来判断轴心轨迹的动态控制试验结果。为控制方便,试验时,只给竖直方向的GMA施加工频控制电流,来抑制转子的工频振动。本文试验是在转子旋转频率5~60Hz、轻载条件下进行的。试验中所施加的偏置电流、激励电流和相位差如表1所示。
图4、图5所示为载荷为49N、转子频率分别为28.3Hz和46.3Hz的工频振动控制结果。从图4、图5中的轴心轨迹图可看出,控制后轴心涡动减小。从图4c、图5c可以看出,转子系统的工频振动幅值减小了将近一半(第一个峰值对比),倍频振动几乎未发生变化(第二个峰值对比)。试验结果说明,当给GMA施加工频激励电流时,GMA油膜轴承所支承转子的工频振动和轴心轨迹均明显减小,这与文献[10-11]的理论计算结果基本一致。
图6 所示为转子频率为37.4 Hz(转速为2240r/min)的工频振动控制结果。本次试验结果给出了不施加控制、正确控制和错误控制(控制相位差为360°)的轴心轨迹以及频谱分析图。从图6可以看出,给GMA施加工频电流激励时,选择合适的控制参数(GMA施加的控制电流幅值和相位差)可以减小系统的工频振动以及轴心轨迹。如果控制参数选择不当,系统的工频振动和轴心轨迹不但得不到控制,反而会增大。
图7所示为转子频率分别为28.3Hz和46.3Hz(转速分别为1700r/min和2780r/min)时,系统工频振动的量纲一振幅随控制电流I和相位差φ的变化曲线。从图7可看出:对于某一个控制电流,存在一个最佳相位差,使GMA轴承所支撑的转子系统的工频振幅最小;随着控制电流的增大,所对应的最佳相位差有增大的趋势。这与文献[10]的理论计算结果基本一致。
试验结果表明,GMA油膜轴承能够动态控制所支撑转子的轴心轨迹,抑制转子的工频振动;对不同的工况,都存在一组最佳的控制参数使转子系统的工频振动最小,但对转子的倍频振动控制效果不明显。
4 结论
(1)GMA油膜轴承是一种新型可控油膜轴承。该轴承能够缩小所支承转子系统的轴心轨迹,能够减小转子系统的工频振动。