可傾瓦軸承軸瓦間隙補償方法探討

徐紀高， 周禮新， 李艷

（開封空分集團有限公司工藝部，河南開封475002）

1 引 言

可傾瓦軸承的每個瓦塊都可繞支點作微量擺動，工作時與轉子軸頸形成收斂油楔，并且在運行參數（負荷、速度、潤滑油粘度等）改變時，瓦塊位置自動調整，使每個瓦塊產生的油膜壓力都通過支點交匯到軸頸中心，不產生使軸頸渦動的切向分力，有很好的工作穩定性；同時可傾瓦摩擦損失較少、溫升較低、承載力適中。在現代高速透平壓縮機中得到廣泛應用。

我公司生產使用可傾瓦軸承已有多年。本文通過對一種型號的軸承作深入分析，努力找到裝配時軸瓦間隙減小的原因及規律，探討通過間隙補償方法控制軸瓦間隙，達到不需修刮瓦塊的目的。

2 修刮瓦塊法——原工藝保證軸瓦間隙方法的介紹與評價

我公司透平壓縮機中使用的可傾瓦軸承采用5 塊瓦。圖1 為一種型號軸承的典型結構：瓦塊2 由定位螺釘5 與軸承體1 松動聯接，能繞軸承體1 內表面微量擺動；軸承體1 上安裝4 塊襯板3，由軸承壓蓋7 通過螺栓6 將其壓緊在機身8 上；通過調節下軸承體的3 塊襯板墊片4 的厚度，調整軸承中心高及左右位置；通過調節上軸承體襯板墊片4 的厚度，調整軸承壓緊力。

圖11.軸承體（上、下） 2.瓦塊（5 件） 3.襯板（4 件） 4.襯板墊片（4組）5.定位螺釘（5 件） 6.壓緊螺栓（2 件） 7.軸承壓蓋 8.機身

圖2

圖2 為瓦塊結構，內弧為巴氏合金面。此種瓦塊結構簡單、厚度小、剛性好，在多種型號的軸承中得到使用。

軸瓦間隙δ 是形成油楔的主要參數，也是軸承裝配的關鍵點。理論上，軸瓦間隙由軸承體內徑、瓦塊厚度、轉子軸徑等尺寸決定，且5 個瓦塊的軸瓦間隙應一致。

圖1 中，靜止時轉子軸頸與下瓦塊貼合，上瓦塊中心處設計間隙δ0與軸瓦總δ 有如下近似關系：

圖紙中設計總間隙δ 在0.21～0.265mm 之間。

由式（2）計算出上瓦塊中心處設計間隙δ0在0.191～0.241mm 之間。

對軸承零件加工尺寸進行測量，由式（1）計算出軸瓦理論間隙：δ=0.227mm。

此時，由式（2）計算上瓦塊中心處間隙δ0應為：δ0=δ/1.1=0.206mm。

將軸承按設計要求進行裝配后，用壓鉛絲法進行間隙測量（鉛絲直徑為φ0.3mm）。測得軸承壓緊時的上瓦塊中心處鉛絲厚度為0.178mm。說明裝配后軸瓦間隙小于計算間隙。

在上瓦塊中心處間隙減小量0.028mm，同時還小于設計最小間隙0.013mm。

為得到軸瓦設計間隙，需要對上瓦塊進行修刮，減薄瓦塊厚度尺寸t。

修刮瓦塊采用兩種方法：一是刮削與軸頸配合的巴氏合金面；二是用金剛砂紙和油石修磨瓦塊背面。

多年來，我公司一直按這兩種傳統工藝方法保證軸瓦裝配間隙。但是，無論采用哪種方法修刮瓦塊，都存在以下缺點：（1）改變了瓦塊的原來加工表面；（2）手工修磨瓦塊尺寸容易超差；（3）修刮后瓦塊失去互換性。因此，用修刮瓦塊的方法保證軸瓦間隙，會導致軸承性能下降。必須尋找更好的方法保證軸瓦間隙。

3 軸瓦間隙變化的原因分析

導致軸瓦間隙大小的原因，除了相關零件的尺寸偏差外，還可能與零件的形位公差有關。但是，仔細檢查發現，各零件的形位公差遠小于標準要求，基本不對軸瓦間隙變化造成影響。

圖3

經過進一步分析判斷，施加給軸承的壓緊力應該是軸瓦間隙減小的主要原因。為保證軸承有充分的剛性承受沖擊及交變載荷，在裝配時需要對軸承施加一定的經向壓緊力。從圖3 可以看出，當上、下軸承體中分面貼合（S1=0），增加上軸承體襯板墊片厚度S2，在軸承壓蓋與機身中分面產生間隙S。擰緊螺栓，消除軸承壓蓋與機身中分面間隙S，軸承壓蓋產生對軸承體的壓緊力F。因此，S 也叫軸承壓緊過盈量。一般情況下壓緊過盈量S 由設計給定，對一種型號的軸承來說有一定的范圍。本例軸承設計過盈量平均值為0.07mm。

由于軸承蓋遠比軸承體的剛性好，在壓緊力F 作用下，軸承體變形，內表面變為近似橢圓面，在軸承體內徑與瓦塊背面接觸位置b 處產生變形量S0（圖4 所示），應該是軸瓦間隙減小的主要原因。但情況到底怎樣，還需要通過實際檢驗證明。

圖4

為找出壓緊過盈量S 與變形量S0的關系，采用檢測方法如圖3 所示：先增加上軸承體襯板墊片厚度0.1mm，獲得足夠的壓緊過盈量；將所有瓦塊去掉；在軸瓦中心b 處及軸承蓋兩邊壓緊面分別架上千分表。首先，擰緊軸承壓蓋的壓緊螺栓，壓死軸承壓蓋，并將3 塊千分表調零；然后同步均勻松開軸承壓蓋兩邊壓緊螺栓，讀取、記錄各千分表讀數。

通過分析記錄的千分表數據，得到圖5 所示的壓緊過盈量S 與b 處變形量S0之間的比例關系，證明了在預緊力作用下軸承體變形是軸瓦間隙減小的直接原因。

圖5

圖5 中，軸承體b 處變形量S0與壓緊過盈量S 之間近似線性關系為：

K 為變形比例系數。在壓緊過盈量0.07mm 附近，該型號軸承K=0.45。

4 間隙補償法-新工藝保證軸瓦間隙方法的探討與實踐

4.1 間隙補償法的理論分析

分析軸承工作情況得知，軸承體內表面除瓦塊支撐點附近外，其他部位形狀變化與軸承能否正常工作關系不大。

圖6

圖6 中，S1與軸承體內徑R 相比趨于無窮小。因此有：

α 為上瓦塊定位螺釘與垂直中心線的夾角。

對于一種型號的軸承，α、S 均為已知常量，K 通過實際測量得到，也為常量。應用式（5）、（6）即可分別求得S1、S2。從以上分析可知，運用“間隙補償法”保證軸瓦設計間隙，理論上是可行的。

鑒于國外對大型科學儀器設備的使用和管理較國內起步早，其對設備開放共享問題的研究、實踐、遇到的問題及解決方法均值得探討和思考。

4.2 間隙補償法的實際應用

在本例軸承中，α=36°，K=0.45，過盈量平均值為S=0.07mm。進行計算如下：

由式（5）計算上、下軸承體中分面墊片厚度S1為：

S1=K·S/cosα=0.45×0.07/cos36°=0.039≈0.04mm

此時b 處間隙增大量可以由式（3）算出；

S0=K·S＝0.45×0.07=0.0315≈0.03mm

由式（6）計算上瓦襯板墊片增加厚度S2為：

S2=S-S1=0.07-0.04=0.03mm

利用這一計算結果，將上、下軸承體中分面墊上厚度為0.04mm 墊片，將上軸承體襯板墊片厚度增加0.03mm，進行裝配壓緊。

經壓鉛絲測量，上瓦塊鉛絲的最小厚度為0.21mm。達到圖紙規定范圍0.191～0.241mm。

在生產中，考慮到零件加工偏差，采用下面工藝方法保證軸瓦間隙更為有效：

（1）軸承體精加工后測量其內徑D（見圖1），用測量結果修正軸承體墊片厚度S1，墊上墊片并將上、下軸承體合上后，測量、校驗尺寸A（見圖6）；

（2）完成上一步后，測量上、下襯板與軸承室配合尺寸B（見圖3），直接調整上襯板墊片厚度S2，保證壓緊過盈量S。

5 結 語

（1）對軸承體施加的壓緊力是導致軸瓦間隙減小的直接原因。（2）利用間隙補償原理，抵消壓緊變形帶來的軸瓦間隙減小，效果很好。是一種保證可傾瓦軸承裝配質量的有效方法。（3）由于結構及加工方式不同，應根據實際情況找出不同軸承合適的間隙補償方法。

［1］ 吳明，孫茂才.可傾瓦滑動軸承間隙的計算［J］.設備管理與維修，2004（1）：19.