圓錐滾子軸承油氣潤滑試驗研究

李志恒，馬洪偉，郭峰，栗心明 ，劉牧原

(1.青島理工大學 機械工程學院 ，山東 青島 266000；2.青島鋼鐵控股集團有限責任公司，山東 青島 266000)

隨著旋轉機械不斷朝著高速化發展，對滾動軸承轉速的要求也不斷提高。潤滑方式是影響軸承轉速的重要因素之一。油氣潤滑技術又稱作“氣液兩相流體冷卻潤滑技術”，以其微量、高效、環境污染小等優點，廣泛應用于鋼鐵及冶金行業。但是對于油氣潤滑參數的使用卻沒有形成規范，并且研究大多集中于球軸承潤滑參數，針對滾子軸承潤滑參數的研究很少。

文獻[1]介紹了油氣潤滑系統的工作原理、組成和技術要求；文獻[2]研究了油氣入口位置和進氣量對滾動軸承外圈溫度的影響；文獻[3]研究了供油量、黏度、轉速以及油氣壓力對高速滾動軸承溫升的影響；文獻[4]研究了油氣供油系統中各供油參數對供油率的影響；文獻[5]研究了軸承轉速、預緊力以及氣壓對軸承溫升的影響。

通過在鋼鐵廠現場調研發現，中棒生產線上導衛軸承(潮濕多粉塵的工作環境,精軋速度可達15～18 m/s)更換頻繁，這與其不當的油氣潤滑參數有很大關系。因此，以該生產線上的圓錐滾子軸承作為試驗對象，研究油氣潤滑參數(輸油管道長度、預緊力、噴嘴個數、氣壓、轉速和供油量)對軸承溫升的影響，以溫升作為評價油氣潤滑效果的指標，得出圓錐滾子軸承的最佳油氣潤滑參數。

1 試驗

為了獲得油氣潤滑工作參數對滾動軸承潤滑性能的影響，采用圖1所示的高速滾動軸承試驗裝置。

1—噴嘴；2—溫度傳感器；3—高速電主軸；4—被測軸承

被測軸承為HR32307J圓錐滾子軸承，參數見表1。驅動源為動壓潤滑高速電主軸，利用變頻器對其進行調速，轉速范圍為0～20 000 r/min；軸承測試單元采用對稱式結構置于電主軸兩側；噴嘴中心正對于滾子和內圈接觸區；軸承軸向預緊力由兩端對稱式加載系統施加，通過滾珠絲杠擠壓彈簧實現機械彈簧式加載；采用pt100鉑電阻溫度傳感器測量軸承外圈溫升，其測溫范圍為-200～500 ℃。潤滑油采用長城46#齒輪油，油氣潤滑器每次供油量為0.1 mL，若每60 s供一次油，則每小時供油量為6 mL。以此類推，每小時供油量和時間間隔對應關系見表2。

表1 軸承參數

保持試驗的室溫和油氣入口溫度始終為20 ℃，研究不同管道長度、預緊力、轉速、噴嘴個數及供油量對軸承溫升的影響。試驗中，軸承從同一初始溫度開始運行，當溫度穩定時(約30 min)，軸承外圈溫度與初始溫度之差即為軸承溫升。每組試驗均進行3次，試驗結果取平均值。

表2 供油量和時間間隔

2 結果與討論

2.1 管道長度與溫升的關系

油氣輸送管道選用外徑為6 mm，內徑為4 mm的塑料管。管道長度影響油膜的形成及油膜厚度，同時內壁阻力會造成壓縮空氣流速的損失，進而影響軸承的潤滑和冷卻效果。

軸向預緊力100 N，供油量5 mL/h，轉速5 000 r/min，供氣壓力0.25 MPa下，管道長度分別為0.6，1.2，1.8，2.4，3.0，3.6 m時的軸承溫升如圖2所示。

圖2 管道長度對軸承溫升的影響

由圖2可知，管道長度為1.2 m時，軸承溫升最低。在油氣潤滑中，管道不僅用來輸送冷卻空氣和潤滑油，還可分散油滴。當管道長度低于1.2 m時，油滴分散情況不好，導致潤滑波動很大，軸承溫升增加；當管道長度超過1.2 m時，管道內壁阻力增加，空氣流速相對降低，從而導致溫升呈線性增長。因此，選用1.2 m的管道進行后續試驗。

2.2 預緊力與溫升的關系

管長1.2 m，轉速5 000 r/min，供氣壓力0.25 MPa，供油量5 mL/h下，軸向預緊力對軸承溫升的影響如圖3所示。

圖3 軸向預緊力對軸承溫升的影響

由圖3可知，隨著軸向預緊力的增加，軸承溫升基本呈線性增長。這是由于隨著軸向預緊力的增加，軸承有效游隙逐漸減小，滾子、保持架、滾道以及端面擋圈之間的摩擦生熱加劇，導致軸承溫升逐漸增加。但預緊力在該范圍內的增長并未使有效游隙減小為負值，所以溫升并未出現劇烈變化。

2.3 噴嘴個數與溫升的關系

軸承內潤滑油液分布的均勻性對于軸承內部各位置油膜的形成有極大影響，當各個位置潤滑油量不同時，成膜難易程度不同。通常噴嘴噴射區域潤滑油量多，而非噴射區位置潤滑油較少。適當的增加噴嘴個數可以減少這些因素引起的溫升。

管長1.2 m，轉速5 000 r/min，供氣壓力0.25 MPa，軸向預緊力100 N，供油量5 mL/h，軸承噴嘴位置如圖4所示。使用一個噴嘴時，放置在位置1；使用2個噴嘴時，放置在位置1，2。依次類推，增加噴嘴數量時，其放置位置依次在3，4。噴嘴個數對軸承溫升的影響如圖5所示。

圖4 噴嘴位置

圖5 噴嘴個數對軸承溫升的影響

由圖5可知，當噴嘴個數為3時，軸承溫升最低。這是因為當噴嘴個數增加到3時，軸承各個位置供油量更加均勻，有利于均勻潤滑油膜的形成，而且不會造成供油量過多引起的攪油溫升。但是，噴嘴個數繼續增加，每個出口的壓縮空氣流量及壓力明顯下降，此時壓縮空氣的冷卻作用下降，造成軸承溫升增加；同時，空氣壓力的降低還可能造成噴嘴處供油波動性增加，影響潤滑油膜的形成。具體的形成機理需進行流體力學方面的定量分析。

2.4 氣體壓力與溫升的關系

軸承溫升除了受軸承滾子、保持架與套圈之間的摩擦生熱以及富油狀態下攪拌潤滑油產生的熱量影響外，還受到壓縮空氣量的影響。相同情況下氣壓越大，壓縮空氣量也就越大。

管長1.2 m，轉速5 000 r/min，軸向預緊力100 N，供油量5 mL/h下，供氣壓力分別為0.20,0.25,0.30,0.35,0.40 MPa的軸承溫升如圖6所示。

圖6 供氣壓力對軸承溫升的影響

由圖6可知，隨著供氣壓力的增加，軸承溫升逐漸減小，這是因為氣壓增加，使得相同情況下壓縮空氣量帶走的熱量增加，導致溫升減小。而溫升減小趨勢逐漸減緩，是由于氣壓的增加不僅僅影響壓縮空氣量，還使同一出口處的油液流度逐漸增加，導致部分潤滑油反彈或飛濺，未能黏附在軸承接觸區形成潤滑油膜，摩擦生熱，降低壓縮空氣的冷卻效果。

2.5 轉速與軸承溫升的關系

管長1.2 m，軸向預緊力100 N，供氣壓力0.25 MPa，供油量5 mL/h下，轉速從3 000～7 000 r/min的軸承溫升如圖7所示。

由圖7可知，軸承溫升隨轉速增大明顯增加，增幅也逐漸變大，尤其是5 000～7 000 r/min時溫升快速增加。這是因為轉速增大，不利于潤滑油供油，內部潤滑條件變差，同時增加打滑幾率，摩擦力增加；由Palmgren經驗公式[6]可知，發熱量可以通過轉速與摩擦力矩相乘獲得，同時摩擦力矩又是轉速的函數，即發熱量與轉速是高階函數的關系。所以隨著轉速增加，軸承產生大量的熱量，從而導致溫升快速增加。此外，高速下自旋力矩引起的軸承發熱量增加也不可忽略。

圖7 轉速對軸承溫升的影響

2.6 供油量與軸承溫升的關系

試驗采用導流式噴嘴，結構如圖8所示。該噴嘴在普通噴嘴基礎上增加了導流體，可以減小供油點供油量隨時間的波動，供油有效面積集中，油滴均勻。

圖8 導流式噴嘴結構示意圖

管長1.2 m，轉速5 000 r/min，軸向預緊力100 N，供氣壓力0.25 MPa下，2種噴嘴的供油量對軸承溫升的影響如圖9所示。

圖9 供油量對軸承溫升的影響

由圖9可知，2種噴嘴在不同供油量下的溫升變化趨勢基本相同，均存在一個溫升最低點，即最佳供油量，當供油量高于最佳供油量，軸承處于富油狀態，攪油阻力增大，軸承溫升增加；低于該油量時，軸承處于貧油狀態，潤滑不充分，摩擦增加，溫升增加。導流式噴嘴最佳供油量為2.5 mL/h；普通孔式噴嘴的最佳供油量為5 mL/h，即導流式噴嘴使溫升-供油量曲線左移。該差別源于導流式噴嘴的供油有效性及均勻性。導流式噴嘴的最佳供油量較普通噴嘴的低40%～50%。

3 結論

在研究的試驗條件下可得：

1)最佳輸油管道長度為1.2 m，最佳噴嘴個數為3個，最佳氣壓范圍為0.25～0.4 MPa。

2)軸承軸向預緊力和轉速均與溫升呈線性遞增關系。

3)導流式噴嘴的最佳供油量小于普通孔式噴嘴的最佳供油量。