楊樹升，司德純，王為華

舍弗勒貿(mào)易 (上海) 有限公司 上海 201804

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

作為采煤機整個傳動鏈的輸出端，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自于截割部進行落煤作業(yè)時產(chǎn)生的截割阻力[1]。當行星機構(gòu)由于搖臂的上下擺動而處于高位時，行星減速器將處于潤滑不良的狀態(tài)。同時，行星減速器處的軸向浮動密封要求軸系的軸向竄動量必須控制在 ±0.5 mm范圍內(nèi)。密封一旦不能發(fā)揮作用，整個搖臂中的潤滑油便會流出，大量的煤粉進入齒輪箱，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，其軸向竄動量成為了決定整個系統(tǒng)密封性能的重要因素。

由于采煤機傳動系統(tǒng)設(shè)計空間尺寸的限制，截割部要在極小的空間內(nèi)完成整個傳動系統(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，成為采煤機截割部傳動系統(tǒng)設(shè)計的關(guān)鍵之一。

據(jù)此，筆者以軸向竄動量控制、軸向承載能力、潤滑性能及軸系的支承剛度作為依據(jù)，對不同的軸承布置形式進行比較，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 個單列圓錐滾子軸承呈 X 型布置以及 O 型配對的雙列圓錐滾子軸承與單列圓柱滾子軸承布置。2 個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行星架的軸向長度，而另外 2 種布置形式均采用固定端-浮動端的軸承布置形式，這種布置形式則擁有較高的軸向補償能力，可以通過單列軸承的內(nèi)部浮動功能，有效地補償行星架在運行中由于系統(tǒng)發(fā)熱所帶來的軸向長度變化。

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 個單列圓錐滾子軸承通常只能使用 X 型配對，這種軸承布置的軸承支承點的跨距相對于另外 2 種布置形式的軸承支承點的跨距較小，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，滾筒式采煤機的截割部行星減速器通常使用浮動油封，以對截割部減速器的內(nèi)部進行保護。浮動油封與軸承的位置如圖 2 所示。浮動油封是一種重型軸向接觸式密封，由 2 個配合金屬密封半環(huán)組成，2 個金屬密封半環(huán)組合到一起安裝在單獨的殼體中[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，通過指定 2 個半殼體之間的間隙，以此形成所需的 2 個金屬環(huán)接觸面的壓力。為了保證良好的密封效果和壽命，浮動油封對行星架的軸向竄動量要求為±0.5 mm，超出這一范圍，密封將磨損過快或密封效果下降，最終導(dǎo)致軸承和齒輪因污染發(fā)生失效。

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

長壁采煤機在運行過程中的軸向竄動主要是由軸承內(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給出，但是可以通過系數(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。由于采煤機在截煤過程中所受到的軸向力的大小和方向經(jīng)常發(fā)生變化，所以軸會往復(fù)竄動，軸承內(nèi)部游隙越大，該竄動量也越大。頻繁的軸向竄動會使密封過早產(chǎn)生疲勞損傷，直至失效。當密封失效后，煤屑與其他一些硬質(zhì)顆粒會進入到軸承內(nèi)部，使軸承滾道產(chǎn)生劃痕，同時也會損傷傳動鏈上包括齒輪在內(nèi)的其他部件。因此，對于軸向竄動量必須進行消除或嚴格控制，使之最小化。雙列圓錐滾子軸承的游隙是通過隔圈來實現(xiàn)精確控制，而且為了提高系統(tǒng)運行時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。而調(diào)心滾子軸承是不允許在負游隙下運行，否則會引起軸承燒傷。由此可見，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。

圓錐滾子軸承與調(diào)心滾子軸承安裝游隙對比如表 1 所列。由表 1 可知，圓錐滾子軸承在運行中的平均竄動量為 0.085 mm，比調(diào)心滾子軸承的平均竄動量 (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比Tab.1 Comparison of tapered roller bearing and spherical roller bearing in mounting clearance mm

3 承載能力

采煤機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，尤其是在斜切進刀時，軸向力更是占到總載荷的 70% 以上，如表 2 所列。因此，在進行行星架軸承布置設(shè)計的過程中，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大 (通常建議不超過徑向力的 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，軸向力會將軸承的一列壓緊，而另一列將被放開。在徑向力不足以將滾動體沿外圈曲面進行復(fù)位的情況下，調(diào)心滾子軸承將只有一列滾動體參與承載，這將導(dǎo)致原本由 2 列滾動體共同分擔(dān)的載荷全部作用在單列滾動體上，從而導(dǎo)致軸承的壽命急劇下降，而另外一列由于載荷過小，滾動體發(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，甚至是負游隙，有效避免了軸承在承受較大軸向力時出現(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載荷Cr值通常小于調(diào)心滾子軸承，按照 ISO 281 標準中最新的壽命計算方法，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為軸承當量載荷；k為軸承黏度比，k=2 (潤滑狀態(tài)良好)；n為轉(zhuǎn)速；C為軸承額定動載荷；p為軸承壽命指數(shù)，對于滾子軸承，軸承壽命指數(shù)取 10/3。

軸承當量載荷計算如表 3 所列。

表3 軸承當量載荷計算Tab.3 Calculation of equivalent load of bearing

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

表4 軸承計算壽命Tab.4 Calculated lifespan of bearing

4 潤滑性能

采煤機截割頭軸承在重載、高溫、低速下運行，潤滑條件較差，因此，潤滑成為了影響軸承實際使用壽命的重要因素。潤滑對于確保軸承的可靠性和實現(xiàn)更長的工作壽命非常重要，ISO/TS 16281 標準已將潤滑條件作為軸承修正壽命計算的量化指標。不同軸承由于自身結(jié)構(gòu)的不同，其在相同潤滑條件下的實際潤滑效果也會有差異，這對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體與滾動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，但也正是因為球面的接觸區(qū)域，其在運轉(zhuǎn)中的摩擦發(fā)熱較其他類型軸承的大，且潤滑油較難從軸承外部進入軸承內(nèi)部。溫升會導(dǎo)致潤滑油的黏度下降，從而降低軸承的計算及使用壽命。軸承運轉(zhuǎn)溫度對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為潤滑油黏度下降而降低約 18%；當溫度上升到 90°之后，修正壽命將降低到 30°時的 20% 左右，如溫度進一步上升，則溫度每升高 10°，軸承的修正壽命將因為潤滑油黏度下降而進一步降低 10% 左右；基于此數(shù)據(jù)可以看出，在滿足基本計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滑性能，進而增加軸承的實際使用壽命。

圖4 軸承運轉(zhuǎn)溫度對壽命的影響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，其在運轉(zhuǎn)中的摩擦發(fā)熱也較小。另外，圓錐滾子軸承有自潤滑泵吸效應(yīng)，即滾子在轉(zhuǎn)動時能夠自動把潤滑油從滾子小端沿著滾子外徑面帶到滾子大端面，實現(xiàn)對滾子和滾道的潤滑，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較好的潤滑條件下運轉(zhuǎn)，極大地提高了軸承的實際使用壽命。

圖5 圓錐滾子軸承內(nèi)潤滑油的泵吸效應(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，但由于該種布置除了圓錐軸承之外還有 1 個圓柱軸承進行徑向的定位支撐，使得行星架處于徑向過定位狀態(tài)下，通常這種布置的軸承由于過定位會導(dǎo)致圓柱軸承受力過小，導(dǎo)致圓柱軸承壽命很長而圓錐軸承壽命很短。針對這種情況可以使用 X 型布置的雙列圓錐滾子軸承，使軸系上 2 個軸承的受力更加均勻，使軸承的壽命及尺寸達到最優(yōu)。通過 CAE 軟件計算可以發(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 的額定動載荷。圓錐滾子軸承不同布置形式參數(shù)對比如表 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，沒有達到軸系內(nèi) 2 個軸承壽命的最優(yōu)解。而 X 型布置的雙列圓錐滾子軸承無論從圓錐滾子軸承的壽命方面和軸系內(nèi) 2 個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)對比Tab.5 Comparison of various layout modes of tapered roller bearing

6 結(jié)語

通過從軸向竄動控制、軸向承載能力、潤滑性能及軸系的支撐剛性 4 個方面比較分析，可以得出如下結(jié)論。

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

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

(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 個軸承的受載更加均衡，并達到系統(tǒng)壽命的最優(yōu)化，滿足采煤機對截割部行星減速器徑向及軸向尺寸的要求。