趙冬梅 劉來寶

(1. 西南科技大學(xué)研究生部 四川綿陽 621010；2. 西南科技大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院 四川綿陽 621010)

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LNGS-20T蒸汽動能磨軸承溫升研究

趙冬梅1劉來寶2

(1. 西南科技大學(xué)研究生部 四川綿陽 621010；2. 西南科技大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院 四川綿陽 621010)

蒸汽動能磨在空機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)工況下配套分級機(jī)的主軸軸承系統(tǒng)溫度不超過50 ℃。利用兩臺蒸汽動能磨進(jìn)行實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)采集，利用Palmgren公式和熱量公式進(jìn)行理論計(jì)算，對比軸承溫升與轉(zhuǎn)速、工作時(shí)間、機(jī)型的關(guān)系，提出根據(jù)軸承系統(tǒng)溫度模擬軸承溫度的方法，利用Ansys APDL模塊對軸承進(jìn)行溫度場穩(wěn)態(tài)模擬。結(jié)果顯示：主軸轉(zhuǎn)速對軸承溫升效果影響較大；采用油浴冷卻方式時(shí)軸承系統(tǒng)最高溫度為48.2 ℃；軸承溫度場模擬最高溫度為46.797 ℃。滿足設(shè)計(jì)要求。

蒸汽動能磨 軸承系統(tǒng) 油浴冷卻 軸承溫升 實(shí)驗(yàn)對比

蒸汽動能磨利用高溫蒸汽作為工作介質(zhì)，對物料進(jìn)行細(xì)碎分級。由于其工作介質(zhì)的特殊性，配套分級機(jī)軸承系統(tǒng)的冷卻要求也較為苛刻，產(chǎn)量為20 t/h的蒸汽動能磨主軸速度一般控制在1 050 r/min以下。在保證軸承系統(tǒng)能夠平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)的前提下，保證其降溫效果良好。脂潤滑不適合高溫工況，水潤滑會加速軸承系統(tǒng)在高溫工況下氧化腐蝕。因此油浴冷卻相對較好。然而，軸承自身摩擦產(chǎn)生的大量熱量極易造成軸承膠合與抱死，因此其在油浴冷卻下的溫升特性研究對蒸汽動能磨的可靠性極其重要。

Palmgren通過實(shí)驗(yàn)的方法得到滾動軸承的整體載荷摩擦力矩的經(jīng)驗(yàn)公式，Astridge等人通過實(shí)驗(yàn)方法得到了高速圓柱滾子軸承的整體功率損失[1-2]，Rumbarger等人建立了計(jì)算圓柱滾子軸承局部功率損失的模型[3-4]。徐建寧對滾動軸承的溫度場和熱變形進(jìn)行了分析[5]，劉舉對過熱蒸汽下分級機(jī)的主軸系統(tǒng)進(jìn)行了模擬分析[6-7]，李正美和蔣興奇分別對汽車水泵軸承以及主軸軸承的熱學(xué)性能進(jìn)行了分析[8-9]。上述研究表明目前軸承的熱學(xué)分析并沒有一個(gè)專門的計(jì)算公式或者模型，都是根據(jù)實(shí)際工況選擇適合的計(jì)算公式進(jìn)行分析。

1 軸承系統(tǒng)摩擦生熱及冷卻液帶走熱量計(jì)算

1.1 軸承系統(tǒng)摩擦生熱計(jì)算

軸承在中、低速(dn≦106)運(yùn)轉(zhuǎn)工況下[10]，Palmgren經(jīng)驗(yàn)公式是相當(dāng)有用的，所以對于實(shí)際工程問題(例如研究蒸汽動能磨主軸軸承空載試機(jī))，可采用Palmgren經(jīng)驗(yàn)公式，對比軸承發(fā)熱和冷卻潤滑油的散熱，對軸承溫升-軸承轉(zhuǎn)速關(guān)系、軸承溫升-工作時(shí)間關(guān)系進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究。

蒸汽動能磨采用立式安裝，冷卻方式采用46#油油浴冷卻；軸承配置:采用立式安裝結(jié)構(gòu)，上軸承為深溝球軸承，下軸承為角接觸軸承。軸承內(nèi)外套圈均是鋼質(zhì)，滾動體為鋼球，材質(zhì)均為GCr15鋼。上、下軸承的部分技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 軸承部分技術(shù)參數(shù)Table1 Partial technical parameters of Bearing

根據(jù)Palmgren公式得知，軸承自身的摩擦生熱量需由其自身的摩擦總力矩計(jì)算得出，而軸承自身的摩擦總力矩可由下式計(jì)算得知[11-13]：

(1)

式中：M0-與潤滑油性質(zhì)有關(guān)的力矩；M1-與軸承所受負(fù)荷有關(guān)的摩擦力矩；f0-與軸承所受負(fù)荷有關(guān)的系數(shù)，深溝球軸承取2，角接觸軸承取3.3；v-在工作溫度下潤滑劑的運(yùn)動黏度；n-軸承轉(zhuǎn)速,r/min；Dm-軸承的平均直徑，mm；f1-與軸承類型和所受負(fù)荷有關(guān)的系數(shù)，對深溝球軸承取f1=0.000 9(P0/C0)0.55，對角接觸軸承取f1=0.0013×(P0/C0)0.33；P0-軸承的當(dāng)量靜載荷；C0-軸承的額定靜載荷；P1-軸承摩擦力矩的計(jì)算負(fù)荷，N。對深溝球軸承：P1=3Fa-0.1Fr，對角接觸軸承：P1=Fa-0.1Fr；若P1

H=1.047×10-4M·n

(2)

H-軸承功率損耗；M-軸承自身總摩擦力矩，N·mm。為簡化計(jì)算，在轉(zhuǎn)速較高的工況下，將滾動體看成一個(gè)截面為圓的圓環(huán)體。熱生成率公式如下：

(3)

Dm-軸承平均直徑,mm；Db-滾動體直徑,mm。

1.2 46#油帶走熱量計(jì)算

設(shè)備及冷卻液技術(shù)參數(shù)見表2。

表2 設(shè)備及冷卻液技術(shù)參數(shù)Table 2 The technical parameters of Equipment and Cooling liquid

軸承冷卻采用潤滑油油浴冷卻的方式，熱量由循環(huán)的潤滑油吸收。且已知軸承發(fā)熱的一個(gè)影響因素為主軸轉(zhuǎn)速，因此對原始實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)參考表2依照下列公式進(jìn)行處理：

主軸轉(zhuǎn)速與頻率之間的關(guān)系：

(4)

式中：n-轉(zhuǎn)速r/min；f-頻率Hz；P-電機(jī)極對數(shù)；

冷卻潤滑油的流量公式：

(5)

(6)

d-管道直徑,m；μ-動力黏度；v-流速,m/s；

冷卻潤滑油帶走熱量公式：

Q=cmΔT

(7)

Q-熱量,J；c-比熱容,J/(kg·℃)；m-質(zhì)量,kg；ΔT-溫度差,℃。

2 實(shí)驗(yàn)

2.1 實(shí)驗(yàn)設(shè)備及步驟

安裝兩套蒸汽動能磨，共有蒸汽動能磨主機(jī)兩臺，變頻器兩臺，溫度記錄儀兩臺，油浴冷卻系統(tǒng)兩套，計(jì)時(shí)器一個(gè)，設(shè)備連接示意圖如圖1所示。

圖1 設(shè)備連接示意圖Fig.1 Equipment connecting diagram

按圖1所示連接實(shí)驗(yàn)設(shè)備，對實(shí)驗(yàn)設(shè)備進(jìn)行編號；開啟油浴冷卻系統(tǒng)，對蒸汽動能磨軸承系統(tǒng)進(jìn)行輸油循環(huán)；開啟溫度記錄儀，調(diào)試溫度記錄儀；同時(shí)啟動變頻器與計(jì)時(shí)器，按實(shí)驗(yàn)要求調(diào)節(jié)變頻器。

2.2 實(shí)驗(yàn)過程

實(shí)驗(yàn)一： 一號機(jī)主軸轉(zhuǎn)速-軸承溫升實(shí)驗(yàn)。

(1)實(shí)驗(yàn)要求：根據(jù)表3調(diào)節(jié)變頻器改變蒸汽動能磨主軸轉(zhuǎn)速。

(2)實(shí)驗(yàn)?zāi)康模和ㄟ^調(diào)節(jié)變頻器，改變蒸汽動能磨主軸轉(zhuǎn)速，觀察并分析軸承溫升與主軸轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系。

表3 主軸轉(zhuǎn)速-軸承溫升實(shí)驗(yàn)考察水平Table 3 Factor of Spindle speed -Bearing temperature

實(shí)驗(yàn)二：一號機(jī)工作時(shí)間-軸承溫升實(shí)驗(yàn)。

(1)實(shí)驗(yàn)要求：按照表4調(diào)節(jié)變頻器固定頻率，保持蒸汽動能磨主軸轉(zhuǎn)速一定。

(2)實(shí)驗(yàn)?zāi)康模簷z驗(yàn)在長時(shí)間環(huán)境下軸承的產(chǎn)熱以及冷卻潤滑油的散熱能力。

表4 工作時(shí)間-軸承溫升實(shí)驗(yàn)考察水平Table 4 Factor of Working time -Bearing temperature

實(shí)驗(yàn)三：二號機(jī)工作時(shí)間-軸承溫升實(shí)驗(yàn)。

(1)實(shí)驗(yàn)要求：按照表5調(diào)節(jié)變頻器固定頻率，保持蒸汽動能磨主軸轉(zhuǎn)速一定，延長實(shí)驗(yàn)時(shí)間160 min。

(2)實(shí)驗(yàn)?zāi)康模号c一號機(jī)實(shí)驗(yàn)進(jìn)行對比。

表5 工作時(shí)間-軸承溫升實(shí)驗(yàn)考察水平Table 5 Factor of Working time -Bearing temperature

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果

根據(jù)上述實(shí)驗(yàn)，分別記錄結(jié)果如圖2、圖3、圖4所示，一些波動較大曲線利用Origin8.0軟件進(jìn)行平滑處理，以便做出直觀對比分析。

圖2 一號機(jī)主軸轉(zhuǎn)速-軸承溫升關(guān)系Fig.2 The relationship of Spindle speed -Bearing temperature for NO.1

圖3 一號機(jī)工作時(shí)間-軸承溫升關(guān)系Fig.3 The relationship of Working time -Bearing temperature for NO.1

圖4 二號機(jī)工作時(shí)間-軸承溫升關(guān)系Fig.4 The relationship of Working time -Bearing temperature for NO.2

4 軸承溫度場模擬

由前述圖表可知，冷卻液最高溫度為48 ℃，軸承系統(tǒng)最高溫度為48.2 ℃。因此，利用Ansys APDL模塊對軸承進(jìn)行數(shù)值模擬，觀察其溫度場分布[14]。因?yàn)檩S承為對稱圖形，選取軸承的一個(gè)滾動體所在區(qū)域進(jìn)行建模。選取四邊形網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖5所示。

圖5 網(wǎng)格劃分Fig.5 Model’s meshing

由公式(3)計(jì)算出軸承的熱生成率為5，因?yàn)檩S承生熱主要由于滾動體摩擦生熱，所以選擇滾動體與滾道的接觸面為生熱源，施加載荷。軸承模型右邊界與設(shè)備外壁進(jìn)行熱對流，因設(shè)備材質(zhì)為鋼，熱交換律為70，外界溫度為25 ℃；其余邊界與冷卻液進(jìn)行熱交換，冷卻液熱交換律為470，溫度輸入最終穩(wěn)定溫度48 ℃。模擬結(jié)果如圖6，最高溫度為46.797 ℃，溫度最高點(diǎn)分布為滾動體和軸承內(nèi)圈邊角。

圖6 溫度場分布Fig.6 Temperature field distribution

5 結(jié)果分析

(1)實(shí)驗(yàn)一：46#油散熱量小于軸承摩擦生熱量，軸承溫升與主軸轉(zhuǎn)速成正比關(guān)系，在主軸轉(zhuǎn)速為1 050時(shí)為37.8 ℃。因?yàn)榇苏羝麆幽苣スぷ鬓D(zhuǎn)速小于1 050 r/min,所以最高溫度37.8 ℃為實(shí)驗(yàn)二與實(shí)驗(yàn)三提供基礎(chǔ)參考數(shù)據(jù)。

實(shí)驗(yàn)二：軸承摩擦生熱量一定，在150 min以前，46#油帶走熱量小于軸承摩擦生熱量，軸承溫度上升，軸承溫升與工作時(shí)間成正比。170 min以后達(dá)到穩(wěn)態(tài)48.2 ℃。

實(shí)驗(yàn)三：軸承摩擦生熱量恒定，270 min以前，46#油帶走熱量小于軸承摩擦生熱量，軸承溫度上升，軸承溫升與工作時(shí)間成正比。280 min以后達(dá)到穩(wěn)態(tài)46.8 ℃。

(2)實(shí)驗(yàn)一與實(shí)驗(yàn)二的結(jié)果對比：軸承溫度同時(shí)受到工作轉(zhuǎn)速與工作時(shí)間的影響，主軸轉(zhuǎn)速對軸承溫升的影響較大；試驗(yàn)二與實(shí)驗(yàn)三結(jié)果進(jìn)行對比：不同設(shè)備達(dá)到穩(wěn)態(tài)所用時(shí)間以及穩(wěn)態(tài)溫度不同，最終均能達(dá)到穩(wěn)態(tài)溫度在50 ℃以下。根據(jù)熱量公式可以得出：調(diào)節(jié)不同設(shè)備間的溫度差異，可以考慮調(diào)節(jié)冷卻液的流量大小，增加流速或更改軸承系統(tǒng)的油道。

(3)數(shù)值模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)相對比，46.797 ℃介于37.8 ℃與48.2 ℃之間?？梢哉J(rèn)為在得出軸承系統(tǒng)溫度結(jié)果后，利用Ansys軟件對軸承的一個(gè)滾動體所在單位進(jìn)行分析的方法可行。造成兩者溫度存在差異的原因：1)實(shí)驗(yàn)為實(shí)際工況，隨機(jī)因素變化大，數(shù)值模擬為理想工作環(huán)境，無隨機(jī)變化因素；2)發(fā)熱源的選擇與邊界條件的確定。本次模擬選擇滾動體與滾道接觸面為發(fā)熱源保證了主要發(fā)熱源與實(shí)際發(fā)熱源的最大相似度；軸承外邊界的邊界條件的選擇仍有待研究，更為詳細(xì)的計(jì)算公式有待研究。

6 結(jié)論

(1)軸承溫度與主軸轉(zhuǎn)速、工作時(shí)間均呈正比關(guān)系，相互比較而言，轉(zhuǎn)速對軸承溫升的影響較大。轉(zhuǎn)速的提升與工作時(shí)間的加長都應(yīng)對軸承進(jìn)行監(jiān)測，保證軸承的正常工作。(2)利用數(shù)值模擬軸承溫度場分布，得到的軸承溫度值與實(shí)測值有微小差異，可作相關(guān)參考依據(jù)，但對于發(fā)熱源的選取與邊界條件設(shè)置仍有待進(jìn)一步研究。(3)油浴冷卻方式對于蒸汽動能磨的軸承為合理冷卻方式，能確保在空載試機(jī)工況下軸承溫度不超過50 ℃。

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Bearing Temperature Study of the LNGS-20T Steam Jet Mill

ZHAO Dong-mei1，LIU Lai-bao2

(1.GraduateSchool,SouthwestUniversityofScienceandTechnology,Mianyang621010,Sichuan,China;2.SchoolofMaterialScienceandEngineering,SouthwestUniversityofScienceandTechology,Mianyang621010,SichuanChina)

While the Steam Jet mill is running without load, in order to ensure the spindle bearing’s supporting the classifier temperature does not exceed 50 ℃. Two steam jet mills were used to collect experimental data; Palmgren formula and the Heat formula were used to conduct the theoretical calculation; and the relationship between the bearing temperature with the speed, working hours and the type of mill was to be contrasted. The method of the bearing system temperature is used to simulate the bearing temperature was put forward, then the Ansys APDL module was used to conduct the steady simulation of temperature field, the maximum temperature was 46.797 ℃. The result shows that: the spindle speed has greater impact on the bearing temperature effect, and the maximum temperature with oil cooling method is 48.2 ℃, so the initial design requirement is met. Experiment and Numerical simulation provide the basic data support for the further study of the steam jet mill’s bearing system temperature, and the method of increasing the flow rate of the cooling medium to enhance the cooling effect remains to be studied.

Steam Jet mill; Bearing system; Oil bath cooling; Bearing temperature; Experimental comparison

2014-04-20

西南科技大學(xué)制造過程測試技術(shù)-省部共建教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放基金(13zxzk02)。

趙冬梅(1978—)，女，碩士研究生，講師，研究方向?yàn)闄C(jī)械制造及其自動化。E-mail:zhaodongmei@swust.edu.cn

TH133.3

A

1671-8755(2015)02-0101-05