雙驅動軸承試驗機的負載特性研究

韓紅彪，潘榮銘仁

(河南科技大學 機電工程學院，河南 洛陽 471003)

軸承試驗機用于測試軸承的各項性能，驗證其是否符合設計標準，針對試驗中出現的問題改進軸承設計，同時在軸承設計定型后對軸承的質量進行檢測。因此，研制相應的軸承試驗機對軸承設計和制造至關重要[1-4]。對于某型航空軸承，根據其特殊的實際工況需求，需設計專用的雙驅動軸承試驗機，為確保試驗機正常運行，達到設計條件，需要研究雙驅動軸承試驗機在不同工作條件下的負載特性，便于正確設計驅動系統和選擇電動機。

1 試驗機機械結構和受力分析

根據軸承試驗要求設計的雙驅動軸承試驗機的機械原理如圖1所示。試驗機采用臥式設計，其驅動軸系分為左、右2個部分，每個軸系都由電動機、聯軸器、增速箱、主軸和2套支承軸承組成。左、右側軸系分別驅動軸承內、外圈旋轉。通過固定在試驗機中部的徑向加載液壓缸向試驗軸承外圈施加徑向載荷Fr(不大于18 kN)；通過固定在外圈軸系支承軸承4軸肩處的加載液壓缸，經支承軸承4的外圈向試驗軸承施加軸向載荷Fa(不大于40 kN)。

圖1 雙驅動軸承試驗機機械結構簡圖

根據雙驅動軸承試驗機的轉速控制要求，試驗機兩側的電動機需帶動試驗軸承內、外圈實現同時同向或反向旋轉。在試驗機進行帶載荷試驗時，通過增速比為1∶10的增速箱后，試驗機主軸轉速應達到1 500～10 000 r/min，并可實現在此速度區間內的無級調速。同時，在試驗機進行空載極限轉速試驗時，試驗機主軸轉速應能達到30 000 r/min。在上述試驗過程中，主軸轉速誤差為±0.5% F.S，主軸的每萬轉升降速響應時間不超過10 s。

為正確設計驅動系統并選擇合適的電動機，就需要分析試驗機在不同試驗條件下的負載特性。在試驗過程中，每個主軸的負載力矩主要是其上各軸承的摩擦力矩和加速/制動力矩，而各軸承的摩擦力矩與其所承受的徑向力、軸向力和轉速等因素密切相關，需要對每個軸系進行受力分析。右側軸系的簡化受力分析如圖2所示(左右兩側軸系的受力對稱)，圖中：0為試驗軸承的中心，3和4分別為支承軸承3和支承軸承4的中心，軸承跨距分別為L1和L2。

圖2 右側軸系簡化受力圖

當試驗機處于高轉速試驗階段時，支承軸承和試驗軸承在高速運轉的同時受到加載系統所施加的外部載荷的作用，各軸承會產生較大的摩擦力矩，根據力矩平衡公式可得

F3L1=Fr(L1+L2)，

(1)

F3=F4+Fr，

(2)

(3)

整理 (1)，(2) 式可得

(4)

(5)

2 負載特性分析

在雙驅動軸承試驗機軸系中，試驗軸承為新型角接觸球軸承，單側軸系采用一對與被測軸承型號相同的角接觸球軸承支承。因此，在進行單側系統中軸承摩擦力矩計算時，需要計算2個支承軸承及試驗軸承的摩擦力矩。單側系統的總扭矩T等于在加速/制動工況下主軸的加速/制動扭矩Ts與各軸承的總摩擦力矩M之和，即

T=Ts+M，

(6)

(7)

則根據對應的工作轉速n計算得單側系統所需的總功率P為

(8)

式中：α為角加速度，r/s2；m為軸系質量，kg；r為軸系平均半徑，m；Δω為單位時間轉速增量；t為主軸每萬轉加速時間，s。按照設計要求，α=105 r/s2,r=0.06 m,m=76 kg,t=10 s；將數值代入(6)與(7)式后，計算出主軸的加速/制動扭矩Ts=14.4 N·m。

當進行負載試驗時，對于單側軸系，軸系總摩擦力矩等于各軸承的摩擦力矩之和，即

M=MB+Mz3+Mz4，

(9)

式中：MB為試驗軸承的旋轉摩擦力矩；Mz3，Mz4分別為支承軸承3、支承軸承4的旋轉摩擦力矩。

對于軸承摩擦力矩的計算，經典計算公式在高速運轉條件下考慮的變量較少，計算結果并不準確[5]。因此，采用SKF公司提出的計算公式[6]，對于試驗軸承，其摩擦力矩為

MB=Mrr+Msl+Mseal+Mdrag，

(10)

式中：Mrr為滾動摩擦力矩；Msl為滑動摩擦力矩；Mseal為密封件的摩擦力矩；Mdrag為由于拖曳損失、渦流和飛濺等導致的摩擦力矩。各部分的具體計算可查閱文獻[6]。對于軸系中的支承軸承，其摩擦力矩Mz3,Mz4的計算方法與試驗軸承的摩擦力矩計算方法相同。

根據上述公式可計算得到不同轉速下試驗機主軸的負載扭矩和功率。某航空軸承在負載試驗(承受最大徑向載荷和最大軸向載荷)及空載極限轉速試驗時驅動系統的負載扭矩/功率隨主軸轉速的變化如圖3所示。

圖3 某航空軸承負載扭矩/功率隨主軸轉速的變化

由上述分析結果可知：負載試驗時系統負載扭矩達到最大值，最大扭矩T=83.82 N·m；空載極限轉速試驗時系統所需功率最大，最大功率P=105.63 kW。

3 電動機和變頻器選型

由雙驅動軸承試驗機的機械結構可知，傳動系統中有增速箱、聯軸器等環節，增速箱為采用8級精度齒輪的二級增速箱，其傳動比為1∶10，每級傳動效率η1=0.97；聯軸器為梅花接軸聯軸器，機械效率η2=0.98。則電動機所需實際扭矩Tc及實際功率Pc分別為

(11)

(12)

計算可得Tc=92.76 N·m；Pc=116.98 kW。由于電動機需要負載啟動，并能夠在快速加、減速過程中進入瞬時高負載狀態；另外，電動機采用恒轉矩調速，為與試驗機的工況需求相適應，電動機選型時需要足夠的功率余量[7]。因此，選擇西門子1LE0系列電動機，其主要參數見表1；變頻器則選擇功率模塊為PM240的G120變頻器，其額定輸出功率為250 kW，額定輸出電流為400 A。

表1 電動機主要參數

轉速控制系統如圖4所示，PLC通過2臺變頻器分別對兩側軸系電動機進行轉速的閉環控制，同時，使用交叉耦合方式對電動機進行同步控制。

圖4 轉速控制系統架構圖

4 試驗驗證

根據上述設計選型，將所選用電動機安裝在雙驅動軸承試驗機上進行了試運行，得到了電動機在負載及空轉試驗時電動機的實際運轉數據，結果如圖5、圖6所示。由于試驗機驅動系統的相關采樣數據在儲存時為斷續的值，加之試驗時受到擾動，因此實測數據出現離散。

從圖5a可以看出：當試驗進行至t=7 s時，試驗機進行軸向與徑向加載，電動機轉速出現小幅度的下降，在控制策略的作用下，轉速控制系統做出反應并在2 s后繼續加速，最終達到并穩定在設定的主軸轉速(10 000 r/min)，說明電動機滿足驅動系統所需的最大扭矩要求。從圖6a可以看出：空載極限轉速試驗共持續45 s，電動機轉速在算法控制下呈現相對平穩的上升趨勢，在28 s時電動機達到預設轉速(30 000 r/min)，經過調節后在第31 s時轉速達到穩態。試驗中電動機最大功率約為120 kW，每萬轉的加速響應時間均在10 s以內，達到設計中對于電動機每萬轉升降速響應時間的要求，說明所選電動機滿足試驗機驅動系統所需的最大功率和加速時間。

圖5 某航空軸承負載試驗結果

圖6 某航空軸承空載試驗結果

從圖5b可以看出：在低速階段，由于速度控制策略所設定的加速度較大，導致電動機的實際扭矩相比計算結果較大；隨著轉速升高，加速度逐漸下降，實際扭矩與計算結果接近；從圖6b 看出：電動機的輸出功率在低速階段受速度控制策略影響，與計算結果相比較大；隨著轉速的升高，加速度逐漸減小并接近計算值；通過多項式擬合法整理試驗數據后得到的扭矩/功率曲線的變化趨勢逐漸與計算結果相一致，驗證了上述計算方法的可靠性。

5 結束語

試驗機驅動系統的整體設計滿足了某型航空雙轉子軸承試驗所需的高轉速、快速響應的要求。通過試驗與設計方案相互印證，最終達到新型軸承試驗機的設計標準。實際運行中得到的負載特性數據為試驗機雙驅動系統的轉速控制研究奠定了基礎，保證了試驗機整體的成功研制。該試驗機在為我國高轉速雙轉子軸承研制提供了可靠的試驗設備的同時，為相關設備的后續研發提供了參考。