采煤機(jī)截割部行星架軸承布置對(duì)比分析

楊樹(shù)升，司德純，王為華

舍弗勒貿(mào)易 (上海) 有限公司 上海 201804

采 煤機(jī)是機(jī)械化采煤作業(yè)的主要設(shè)備之一，其功能包括落煤和裝煤。滾筒式采煤機(jī)總體結(jié)構(gòu)一般由截割部、電動(dòng)機(jī)、行走機(jī)構(gòu)、牽引部和電氣控制系統(tǒng)以及輔助裝置組成。截割部是工作機(jī)構(gòu)及其驅(qū)動(dòng)裝置的總稱，包括齒輪減速箱、搖臂殼體和滾筒。截割部作為采煤機(jī)最重要的部件之一，擔(dān)負(fù)著采煤機(jī)斜切進(jìn)刀及一次采全高時(shí)落煤、裝煤的重要任務(wù)，也是采煤機(jī)中工作條件最惡劣的部件。

作為采煤機(jī)整個(gè)傳動(dòng)鏈的輸出端，截割部承受了很大的軸向與徑向載荷，最大的軸向與徑向力來(lái)自于截割部進(jìn)行落煤作業(yè)時(shí)產(chǎn)生的截割阻力[1]。當(dāng)行星機(jī)構(gòu)由于搖臂的上下擺動(dòng)而處于高位時(shí)，行星減速器將處于潤(rùn)滑不良的狀態(tài)。同時(shí)，行星減速器處的軸向浮動(dòng)密封要求軸系的軸向竄動(dòng)量必須控制在 ±0.5 mm范圍內(nèi)。密封一旦不能發(fā)揮作用，整個(gè)搖臂中的潤(rùn)滑油便會(huì)流出，大量的煤粉進(jìn)入齒輪箱，從而造成齒輪及軸承損傷。因此，作為定位行星減速器的行星架軸承，其軸向竄動(dòng)量成為了決定整個(gè)系統(tǒng)密封性能的重要因素。

由于采煤機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)空間尺寸的限制，截割部要在極小的空間內(nèi)完成整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的布置。行星減速器部分的尺寸大小更是決定了滾筒的最小直徑及最終的裝煤效果，而軸承作為行星減速器內(nèi)實(shí)際使用壽命最短的部件，其選用與布置往往決定了行星減速器的系統(tǒng)壽命與最終尺寸。所以，如何合理地布置行星減速器軸承，成為采煤機(jī)截割部傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵之一。

據(jù)此，筆者以軸向竄動(dòng)量控制、軸向承載能力、潤(rùn)滑性能及軸系的支承剛度作為依據(jù)，對(duì)不同的軸承布置形式進(jìn)行比較，以期得出最佳的軸承布置形式。

1 行星架軸承布置形式

如圖 1 所示，常見(jiàn)的行星減速器行星架軸承布置形式主要有 3 種，分別為調(diào)心滾子軸承與單列圓柱滾子軸承布置、2 個(gè)單列圓錐滾子軸承呈 X 型布置以及 O 型配對(duì)的雙列圓錐滾子軸承與單列圓柱滾子軸承布置。2 個(gè)單列圓錐滾子軸承呈 X 型布置的結(jié)構(gòu)形式可以在一定程度上減小整個(gè)行星架的軸向長(zhǎng)度，而另外 2 種布置形式均采用固定端-浮動(dòng)端的軸承布置形式，這種布置形式則擁有較高的軸向補(bǔ)償能力，可以通過(guò)單列軸承的內(nèi)部浮動(dòng)功能，有效地補(bǔ)償行星架在運(yùn)行中由于系統(tǒng)發(fā)熱所帶來(lái)的軸向長(zhǎng)度變化。

圖1 行星減速器行星架軸承布置形式Fig.1 Layout mode of bearing of planetary carrier in planetary reducer

由圖 1 可知，3 種軸承布置形式均可為行星架提供完全的支撐，但由于受軸體結(jié)構(gòu)的限制，2 個(gè)單列圓錐滾子軸承通常只能使用 X 型配對(duì)，這種軸承布置的軸承支承點(diǎn)的跨距相對(duì)于另外 2 種布置形式的軸承支承點(diǎn)的跨距較小，所以這種布置抗傾覆力矩的性能較差。

2 軸向竄動(dòng)量

由于工作環(huán)境中存在大量水與煤粉的混合物，且外部存在較大的壓力，滾筒式采煤機(jī)的截割部行星減速器通常使用浮動(dòng)油封，以對(duì)截割部減速器的內(nèi)部進(jìn)行保護(hù)。浮動(dòng)油封與軸承的位置如圖 2 所示。浮動(dòng)油封是一種重型軸向接觸式密封，由 2 個(gè)配合金屬密封半環(huán)組成，2 個(gè)金屬密封半環(huán)組合到一起安裝在單獨(dú)的殼體中[2]。金屬密封半環(huán)由同樣安裝在殼體內(nèi)的橡膠支撐環(huán)定位，通過(guò)指定 2 個(gè)半殼體之間的間隙，以此形成所需的 2 個(gè)金屬環(huán)接觸面的壓力。為了保證良好的密封效果和壽命，浮動(dòng)油封對(duì)行星架的軸向竄動(dòng)量要求為±0.5 mm，超出這一范圍，密封將磨損過(guò)快或密封效果下降，最終導(dǎo)致軸承和齒輪因污染發(fā)生失效。

圖2 浮動(dòng)油封與軸承的位置Fig.2 Location of floating oil seal and bearing

長(zhǎng)壁采煤機(jī)在運(yùn)行過(guò)程中的軸向竄動(dòng)主要是由軸承內(nèi)部的軸向游隙引起的，雖然調(diào)心滾子軸承的游隙是按徑向值來(lái)給出，但是可以通過(guò)系數(shù)將其轉(zhuǎn)化為軸向值，而且轉(zhuǎn)化后的軸向值比徑向值要大得多。由于采煤機(jī)在截煤過(guò)程中所受到的軸向力的大小和方向經(jīng)常發(fā)生變化，所以軸會(huì)往復(fù)竄動(dòng)，軸承內(nèi)部游隙越大，該竄動(dòng)量也越大。頻繁的軸向竄動(dòng)會(huì)使密封過(guò)早產(chǎn)生疲勞損傷，直至失效。當(dāng)密封失效后，煤屑與其他一些硬質(zhì)顆粒會(huì)進(jìn)入到軸承內(nèi)部，使軸承滾道產(chǎn)生劃痕，同時(shí)也會(huì)損傷傳動(dòng)鏈上包括齒輪在內(nèi)的其他部件。因此，對(duì)于軸向竄動(dòng)量必須進(jìn)行消除或嚴(yán)格控制，使之最小化。雙列圓錐滾子軸承的游隙是通過(guò)隔圈來(lái)實(shí)現(xiàn)精確控制，而且為了提高系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)的剛性和使軸承壽命及性能最優(yōu)，其安裝后的軸向游隙可以為負(fù)。而調(diào)心滾子軸承是不允許在負(fù)游隙下運(yùn)行，否則會(huì)引起軸承燒傷。由此可見(jiàn)，雙列圓錐滾子軸承在這種工況下具有調(diào)心滾子軸承不可替代的優(yōu)勢(shì)。

圓錐滾子軸承與調(diào)心滾子軸承安裝游隙對(duì)比如表 1 所列。由表 1 可知，圓錐滾子軸承在運(yùn)行中的平均竄動(dòng)量為 0.085 mm，比調(diào)心滾子軸承的平均竄動(dòng)量 (1.05 mm) 要小得多。

表1 圓錐滾子軸承與調(diào)心滾子軸承安裝游隙對(duì)比Tab.1 Comparison of tapered roller bearing and spherical roller bearing in mounting clearance mm

3 承載能力

采煤機(jī)自身的工作原理決定了其截割部輸出端需要承受很大的軸向與徑向載荷，尤其是在斜切進(jìn)刀時(shí)，軸向力更是占到總載荷的 70% 以上，如表 2 所列。因此，在進(jìn)行行星架軸承布置設(shè)計(jì)的過(guò)程中，需要充分考慮軸承軸向與徑向載荷的承受能力[3]。目前，在重載工況下，可以承受軸向及徑向載荷的有調(diào)心滾子軸承和圓錐滾子軸承。

表2 大功率搖臂載荷譜Tab.2 Load spectra of large-power rocking arm

雖然調(diào)心滾子軸承和圓錐滾子軸承都能同時(shí)承受軸向力和徑向力，但是調(diào)心滾子軸承所承受的軸向力不宜過(guò)大 (通常建議不超過(guò)徑向力的 1/3)。由于調(diào)心滾子軸承具有較小的接觸角，在大軸向力和徑向游隙的作用下，軸向力會(huì)將軸承的一列壓緊，而另一列將被放開(kāi)。在徑向力不足以將滾動(dòng)體沿外圈曲面進(jìn)行復(fù)位的情況下，調(diào)心滾子軸承將只有一列滾動(dòng)體參與承載，這將導(dǎo)致原本由 2 列滾動(dòng)體共同分擔(dān)的載荷全部作用在單列滾動(dòng)體上，從而導(dǎo)致軸承的壽命急劇下降，而另外一列由于載荷過(guò)小，滾動(dòng)體發(fā)生打滑，也加速了軸承和周邊部件的失效，如圖 3 所示。

圖3 調(diào)心滾子軸承在較大軸向力作用下的單列受載Fig.3 Single-row load of spherical roller bearing under heavy axial forces

圓錐滾子軸承所能承受的軸向力可以比徑向力大，甚至可以只承受軸向力。圓錐滾子軸承可以采用較小的軸向游隙，甚至是負(fù)游隙，有效避免了軸承在承受較大軸向力時(shí)出現(xiàn)只有單列受載的情況[4]。但在相同截面的情況下圓錐滾子軸承的額定動(dòng)載荷Cr值通常小于調(diào)心滾子軸承，按照 ISO 281 標(biāo)準(zhǔn)中最新的壽命計(jì)算方法，在相同工況下，即輸入功率為 750 kW，輸出轉(zhuǎn)速為 26.4 r/min，牽引阻力Fmax＝1 060 kN，滾筒螺旋升角為 12°～18°，調(diào)心滾子軸承和圓錐滾子軸承壽命

式中：a1為可靠性系數(shù)，a=1；ec為清潔度系數(shù)，ec=0.3 (一般污染程度)；Cu為軸承材料疲勞載荷；P為軸承當(dāng)量載荷；k為軸承黏度比，k=2 (潤(rùn)滑狀態(tài)良好)；n為轉(zhuǎn)速；C為軸承額定動(dòng)載荷；p為軸承壽命指數(shù)，對(duì)于滾子軸承，軸承壽命指數(shù)取 10/3。

軸承當(dāng)量載荷計(jì)算如表 3 所列。

表3 軸承當(dāng)量載荷計(jì)算Tab.3 Calculation of equivalent load of bearing

軸承計(jì)算壽命如表 4 所列。由表 4 可知，雙列圓錐滾子軸承的實(shí)際計(jì)算壽命略大于調(diào)心滾子軸承。這是因?yàn)樵谟?jì)算軸承當(dāng)量載荷的公式中，調(diào)心滾子軸承的軸向力加權(quán)系數(shù)Y值遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于雙列圓錐滾子軸承，這就導(dǎo)致了調(diào)心滾子軸承的當(dāng)量載荷遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于雙列圓錐滾子軸承。由于 2 個(gè) X 型布置的單列圓錐滾子軸承的承載能力遠(yuǎn)小于調(diào)心滾子軸承和雙列圓錐軸承方案，所以其計(jì)算壽命也遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其他 2 種。

表4 軸承計(jì)算壽命Tab.4 Calculated lifespan of bearing

4 潤(rùn)滑性能

采煤機(jī)截割頭軸承在重載、高溫、低速下運(yùn)行，潤(rùn)滑條件較差，因此，潤(rùn)滑成為了影響軸承實(shí)際使用壽命的重要因素。潤(rùn)滑對(duì)于確保軸承的可靠性和實(shí)現(xiàn)更長(zhǎng)的工作壽命非常重要，ISO/TS 16281 標(biāo)準(zhǔn)已將潤(rùn)滑條件作為軸承修正壽命計(jì)算的量化指標(biāo)。不同軸承由于自身結(jié)構(gòu)的不同，其在相同潤(rùn)滑條件下的實(shí)際潤(rùn)滑效果也會(huì)有差異，這對(duì)軸承最終的使用壽命及行星減速器的系統(tǒng)壽命有著顯著的影響。

得益于調(diào)心滾子軸承的雙列滾動(dòng)體與滾動(dòng)體和滾道球面之間的面接觸，調(diào)心滾子軸承擁有僅次于滿裝滾子軸承的徑向承載能力，但也正是因?yàn)榍蛎娴慕佑|區(qū)域，其在運(yùn)轉(zhuǎn)中的摩擦發(fā)熱較其他類型軸承的大，且潤(rùn)滑油較難從軸承外部進(jìn)入軸承內(nèi)部。溫升會(huì)導(dǎo)致潤(rùn)滑油的黏度下降，從而降低軸承的計(jì)算及使用壽命。軸承運(yùn)轉(zhuǎn)溫度對(duì)軸承壽命的影響曲線如圖 4 所示。由圖 4 可以看出，軸承溫度在 30°～80°區(qū)間內(nèi)，溫度每升高 10°，軸承的修正壽命將因?yàn)闈?rùn)滑油黏度下降而降低約 18%；當(dāng)溫度上升到 90°之后，修正壽命將降低到 30°時(shí)的 20% 左右，如溫度進(jìn)一步上升，則溫度每升高 10°，軸承的修正壽命將因?yàn)闈?rùn)滑油黏度下降而進(jìn)一步降低 10% 左右；基于此數(shù)據(jù)可以看出，在滿足基本計(jì)算壽命要求的情況下，選用摩擦發(fā)熱較小的軸承可以提高軸承的潤(rùn)滑性能，進(jìn)而增加軸承的實(shí)際使用壽命。

圖4 軸承運(yùn)轉(zhuǎn)溫度對(duì)壽命的影響Fig.4 Influence of bearing operating temperature on bearing lifespan

在不考慮部件彈性位移的情況下，圓錐滾子軸承的滾動(dòng)體與滾道之間為線接觸，其接觸面積要小于調(diào)心滾子軸承，其在運(yùn)轉(zhuǎn)中的摩擦發(fā)熱也較小。另外，圓錐滾子軸承有自潤(rùn)滑泵吸效應(yīng)，即滾子在轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)能夠自動(dòng)把潤(rùn)滑油從滾子小端沿著滾子外徑面帶到滾子大端面，實(shí)現(xiàn)對(duì)滾子和滾道的潤(rùn)滑，如圖 5 所示。較小的摩擦生熱及泵吸效應(yīng)使得圓錐滾子軸承可以在相對(duì)較好的潤(rùn)滑條件下運(yùn)轉(zhuǎn)，極大地提高了軸承的實(shí)際使用壽命。

圖5 圓錐滾子軸承內(nèi)潤(rùn)滑油的泵吸效應(yīng)Fig.5 Pumping effects of lubricant inside tapered roller bearing

5 軸系的支撐剛性

由圖 1(c) 可以看出，由于采用了 O 型布置的雙列圓錐滾子軸承，使得系統(tǒng)整體的支持剛性得到了大大增強(qiáng)，但由于該種布置除了圓錐軸承之外還有 1 個(gè)圓柱軸承進(jìn)行徑向的定位支撐，使得行星架處于徑向過(guò)定位狀態(tài)下，通常這種布置的軸承由于過(guò)定位會(huì)導(dǎo)致圓柱軸承受力過(guò)小，導(dǎo)致圓柱軸承壽命很長(zhǎng)而圓錐軸承壽命很短。針對(duì)這種情況可以使用 X 型布置的雙列圓錐滾子軸承，使軸系上 2 個(gè)軸承的受力更加均勻，使軸承的壽命及尺寸達(dá)到最優(yōu)。通過(guò) CAE 軟件計(jì)算可以發(fā)現(xiàn)，X 型布置的雙列圓錐滾子軸承的 2 列滾動(dòng)體受力明顯更加均勻，且滾道處的最大應(yīng)力值也更小。

按照輸入功率 400 kW，輸出轉(zhuǎn)速 32.7 r/min，計(jì)算 O 型布置的雙列圓錐滾子軸承 F-DB.TR2 與 X 型布置的雙列圓錐滾子軸承 F-DF.TR2 的額定動(dòng)載荷。圓錐滾子軸承不同布置形式參數(shù)對(duì)比如表 5 所列。由表 5 可以看出，O 型布置的雙列圓錐滾子軸承的壽命遠(yuǎn)大于 X 型布置的雙列圓錐滾子軸承，且與圓柱軸承的差距很大，沒(méi)有達(dá)到軸系內(nèi) 2 個(gè)軸承壽命的最優(yōu)解。而 X 型布置的雙列圓錐滾子軸承無(wú)論從圓錐滾子軸承的壽命方面和軸系內(nèi) 2 個(gè)軸承壽命的一致性方面均好于 O 型布置。

表5 圓錐滾子軸承不同布置形式參數(shù)對(duì)比Tab.5 Comparison of various layout modes of tapered roller bearing

6 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)從軸向竄動(dòng)控制、軸向承載能力、潤(rùn)滑性能及軸系的支撐剛性 4 個(gè)方面比較分析，可以得出如下結(jié)論。

(1) 由于潤(rùn)滑和軸向力的影響，調(diào)心滾子軸承布置方案的實(shí)際使用壽命將遠(yuǎn)小于其計(jì)算壽命。

(2) 雙列圓錐滾子軸承更適合長(zhǎng)壁采煤機(jī)截割部的應(yīng)用，相對(duì)比調(diào)心滾子軸承，雙列圓錐滾子軸承布置擁有更長(zhǎng)的計(jì)算及使用壽命，并可以更好地保證浮動(dòng)油封對(duì)軸向竄動(dòng)量的要求。

(3) X 型布置的雙列圓錐滾子軸承相較于 O 型布置的雙列圓錐滾子軸承，可以使軸系內(nèi)的 2 個(gè)軸承的受載更加均衡，并達(dá)到系統(tǒng)壽命的最優(yōu)化，滿足采煤機(jī)對(duì)截割部行星減速器徑向及軸向尺寸的要求。