王培培

(東方法馬通核泵有限責任公司，四川618000)

水潤滑軸承由于潤滑介質(zhì)為水，具有結(jié)構(gòu)簡單，系統(tǒng)可靠的特性。由于水潤滑軸承不使用油系統(tǒng)，不存在泄漏及污染問題，因而被廣泛應(yīng)用于船舶系統(tǒng)及回轉(zhuǎn)機械相關(guān)產(chǎn)品中。目前，國內(nèi)對水潤滑軸承振動特性的研究主要針對于橡膠材料軸瓦船舶尾軸的低轉(zhuǎn)速高比壓水潤滑軸承[1-3]，而對不同軸瓦材料高轉(zhuǎn)速低比壓的水潤滑軸承振動特性研究較少，因此對不同材料不同間隙下高轉(zhuǎn)速低比壓水潤滑軸承振動特性研究具有一定意義。

1 水潤滑軸承發(fā)生振動噪聲的機理分析

振動噪聲與摩擦密不可分，根據(jù)摩擦學(xué)中Stribeck曲線(見圖1)可知，低速狀態(tài)下摩擦基本處于邊界潤滑狀態(tài)，甚至干摩擦狀態(tài)。此時摩擦劇烈，進入粘著滑動振動狀態(tài)[3]，軸瓦在轉(zhuǎn)子法向載荷和切向力作用下，兩表層相互接觸時間較長，使微凸體頂端有足夠時間產(chǎn)生塑性變形，從而引起接觸面積增大，邊界膜在擠壓過程中逐漸被擠破，同時由于接觸時間較長，兩表面的分子能互相擴散而使界面粘附增強。在干摩擦和邊界摩擦條件下，當切向力大于最大靜摩擦力時，轉(zhuǎn)子與軸瓦兩表面的接觸開始被剪斷，靜摩擦變成動摩擦，發(fā)生宏觀相對滑動。在克服動摩擦力情況下滑動微小距離后，軸承與轉(zhuǎn)子表面的微凸體又開始相互接觸，邊界膜被擠破，再次形成接點，導(dǎo)致摩擦阻力開始加大，從而需要更大的切向力將接觸引起的接點剪斷后才能再次發(fā)生宏觀滑動。當動摩擦系數(shù)小于靜摩擦系數(shù)時，滑動與粘著交替出現(xiàn)，因此軸承與轉(zhuǎn)子間的相對運動為間歇的不平穩(wěn)運動，容易造成自激振動，即所謂粘著滑動振動狀態(tài)。

圖1 Stribeck曲線圖Figure 1 Stribeck curve

當轉(zhuǎn)速逐漸升高后，摩擦狀況逐漸改善，摩擦系數(shù)開始逐漸減小。振動噪聲進入第二個階段：尖叫振動階段，由于水潤滑軸承內(nèi)圓柱表面均勻分布潤滑水槽，使圓柱面不連續(xù)。同時由于在承載區(qū)域存在斷續(xù)的水槽，當載荷過高或水溫度過高時，水槽邊緣與旋轉(zhuǎn)軸之間的相互作用會產(chǎn)生很大的高頻摩擦振動，從而發(fā)生尖叫振動[5]。

2 水潤滑軸承振動噪聲試驗臺位及試驗

2.1 水潤滑軸承試驗臺位

影響水潤滑軸承振動噪聲的主要因素有：軸瓦材料、軸承間隙、軸承載荷、轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速、進水壓力和溫度等因數(shù)，主要研究不同軸承間隙下不同軸瓦材料在其余外界條件相同情況下的振動噪聲特性。試驗臺位設(shè)計時主要參考CBT 769—2008《船用整體式橡膠軸承》以及美國軍用標準MIL-DTL17901C(2005)《水潤滑軸承組件》，并結(jié)合國內(nèi)各高校相關(guān)水潤滑軸承試驗臺位及國內(nèi)外相關(guān)文獻，改制試驗臺位，制定試驗方案，試驗臺原理圖見圖2。

圖2 試驗臺位原理圖及實物Figure 2 Testing table principle and material

圖3 試驗軸瓦Figure 3 Testing bearing bush

試驗臺位主要由循環(huán)泵、高速電機、軸承箱、扭矩儀、液壓加載和振動傳感器裝置等構(gòu)成，由于試驗臺空載時有初始摩擦轉(zhuǎn)矩，且初始摩擦轉(zhuǎn)矩隨試驗轉(zhuǎn)速的不同而變化，因此試驗前需要先對試驗臺進行空載試驗，測出各轉(zhuǎn)速下試驗臺位的空載轉(zhuǎn)矩。

2.2 摩擦系數(shù)測定

試驗軸瓦如圖3所示，軸瓦內(nèi)圓表面有6個圓弧形直槽的水潤滑軸承軸瓦，軸瓦軸向長度100 mm。三種軸瓦材料分別為聚醚醚酮(PEEK)、聚酰亞胺(PI)和橡膠合金(BTG)，同一種材料的軸瓦有4個，編號按軸瓦內(nèi)徑從小到大依次編號1-4#，由于BTG橡膠材料硬度較低，軸瓦內(nèi)徑測量存在一定誤差，內(nèi)徑實測值見表1。

表1 各材料1-4#軸瓦內(nèi)徑Table 1 Inner diameters of various material1-4# bearing bush 單位：mm

進行摩擦系數(shù)試驗時，通過液壓缸對軸瓦施加向上的200 N載荷，軸承供水壓力約0.2 MPa。為確定振動噪聲與摩擦系數(shù)之間的關(guān)系，先進行不同材料軸承Stribeck曲線的測試，見圖4。

圖4 間隙2.5‰時各軸瓦摩擦系數(shù)Figure 4 Friction coefficients of bearing bushes at 2.5‰ clearance

2.3 振動特性試驗

在摩擦系數(shù)測定基礎(chǔ)上進行了振動噪聲試驗。如圖5～圖7所示。

圖5 PEEK軸承垂直方向時域圖及頻譜圖Figure 5 Vertical time domain and frequency spectrum of PEEK bearing

圖6 PI軸承垂直方向時域圖及頻譜圖Figure 6 Vertical time domain and frequency spectrum of PI bearing

圖7 BTG橡膠軸承垂直方向時域圖及頻譜圖Figure 7 Vertical time domain and frequency spectrum of BTG rubber bearing

根據(jù)圖5～圖7可以看出：各軸瓦振動較大的頻率基本均一致，主要的頻率成分為低頻區(qū)的83 Hz、167 Hz、257 Hz和502 Hz，中頻區(qū)以4000 Hz為中心頻率的3833 Hz、4000 Hz和4167 Hz及高頻區(qū)以8000 Hz為中心頻率的7331 Hz、7498 Hz、7665 Hz和8000 Hz，頻率間隔約為83 Hz、167 Hz或者335 Hz，頻率間隔與該軸承的轉(zhuǎn)頻(f=5000 rpm60=83 Hz)及其二倍頻和四倍頻相吻合，說明頻率成分與實際運行相符。PEEK材料與PI材料在不同間隙的振動規(guī)律基本一致，在間隙比0.56‰～5.2‰范圍內(nèi)，振動加速度均隨軸瓦間隙增大逐漸減小。BTG橡膠軸承振動規(guī)律與PEEK材料及PI材料不同，在間隙比0.62‰～2.47‰范圍內(nèi)，振動加速度隨軸瓦間隙增大逐漸減小，當軸瓦間隙增大到2.47‰～4.94‰之間的某一間隙時，振動開始增大。當然根據(jù)BTG橡膠軸承的振動規(guī)律可以推斷PEEK材料與PI材料軸瓦振動可能會在間隙比大于5.2‰的某一間隙比時，軸瓦振動開始增大，可以在后續(xù)試驗中繼續(xù)增大PEEK材料與PI材料軸瓦間隙，尋找其軸承失效間隙。

3 總結(jié)

根據(jù)試驗結(jié)果可以得出，軸瓦振動隨摩擦系數(shù)的減小而減小，各材料軸瓦在間隙為2.5‰時摩擦系數(shù)最小。同間隙下PEEK材料與PI材料軸瓦摩擦系數(shù)在5000 rmin以下相當，均小于BTG材料軸瓦，當轉(zhuǎn)速高于5000 rmin時BTG材料摩擦系數(shù)略低于PEEK及PI材料軸瓦。

PEEK材料與PI材料在間隙比0.56‰～5.2‰范圍內(nèi)振動加速度均隨軸瓦間隙增大逐漸減小，其軸瓦失效間隙比均大于5.2‰。BTG橡膠軸承在間隙比為0.62‰～4.94‰內(nèi)軸瓦振動加速度逐漸減小后逐漸增大，失效間隙在2.47‰～4.94‰之間。