螺杆压缩机轴承寿命计算与分析

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在螺杆压缩机设计中，由于阴阳转子的齿数和转子的长径比多在-定的范围内取值 ，这就限定了螺杆压缩机中使用轴承的尺寸。采用不同的轴承寿命计算方法，会产生不同的轴承计算寿命，带来不同的轴承选型和布置，这不仅仅是轴承技术上的革新，也为压缩机企业降低成本，产品的更新升级，提高系统效率等带来新的思路。

润滑系统 ：喷油润滑，油粘度 ISOVG46，工作温度：55℃。

载荷包括：阳螺杆驱动齿轮传递的力和扭矩，气体压力产生的径向力、轴向力、阴阳螺杆间差速齿轮传递的力和扭矩、螺杆 自重等，载荷谱见表 2。

收稿 日期：2012-08-20图 1 螺杆压缩机简图表 1 轴承布置及速度表吸气端轴承 排气端轴承 转速(r/min)阳螺杆 NU2O8EM1A NU207EM1A QJ207MPA 1O5oo阴螺杆 NU208EM1A NU207EM1A QJ207MPA 700O从系统中取出阳螺杆，用舍弗勒自主研发的Bearinx软件建模。其 3D模型如图 2所示 ，坐标系为：X轴沿阳螺杆轴线方向向右，l，轴垂直向下，z车由指向平面内；下面以阳螺杆左端的NU208EM1A (轴承 1)为例，对最新轴承寿命计算方法中影响轴承寿命的几大要素逐-分析。

2012年06期(总第 236期)I使.，tric e ＆ M m记nj同勇-，r表 2 压缩机载荷谱轴 载荷 (N) (N) (N) (Nm) (Nm) (Nm)吸气端 0.O0 1200.00 -11o0.oo O.Ooo O.0oo 0.0oO阳 螺杆重量 O.0O 240.o0 0.00 O.ooO O.O0o 0.ooO螺 排气端 -5500.o0 1500.00 -1400.oo 0.ooO 0.000 0.oo0杆 输出端齿轮- 90.o0 3OO.O0 -12O.0O 4.30o O.00 -3.800传动齿轮 O.0O O.0o 0.00 50.0HD O.0o0 0.00O轴承1图2 阳螺杆在Bearinx中的3D建模2 轴承位置的影响我们让该轴承在此轴径为40 mm的轴上进行从左到右的滑移，看其寿命的变化情况，该段轴的左端 坐标为 65 mm，右端坐标为 85 mm；得到的参数分析结果如图 3所示。

70 80NU2O8-E-TVP2-L×riM33图 3 轴承位置对轴承寿命的参数分析表 3 新老计算方法轴承寿命结果比较X65mm时轴承寿命 X85mm时轴承寿命(h) (h)新轴承寿命算法 95，000 75，000老轴承寿命算法 15.268 12，929-2012年06期(总第236期)两者的差距主要是由于轴承寿命的计算方法发生了根本的变化。-般情况下 ，我们会认为对圆柱滚子轴承的寿命计算公式就是L10 h16666( 尸)式中 c--基本额定动载荷当量动载荷此计算方法是基本额定寿命 的计算方法 ，基于以下这些假设 ：轴承为刚性体、无倾斜 、无游隙、无离心力、无污染和润滑。而实际上，我们对轴承已经有了更全面的认识，当代的轴承理论认为计算轴承寿命应从轴承内部的应力分布来考虑，采用的是修正参考额定寿命 计算方法。

根据最新 的 ISOTS16281，它认为轴承是弹性体 ，轴承的倾斜 、游隙、滚子轮廓、滚道轮廓 、离心力、润滑和污染等因素会造成轴承内部沿轴向方向应力的分布不均匀，因此应该把滚动体沿轴向方向均匀分割为若干微单元，以每-微单元上的实际应力来计算微单元体的寿命，然后再计算整个轴承的寿命 ，只有这样计算 的寿命是最接近实际的。

对此结果来讲，在轴承位置坐标 值由小变大时，轴承寿命变小，主要由以下几点共同作用：(1)轴承在轴上不同位置时，其承受的当量动载荷不同，在 65 mm时，当量载荷4478 N，在85 mm时，当量载荷 4697 N；造成轴承寿命的降低；(2)轴承在轴上不同位置时，轴的挠曲变形不同，造成轴承内外圈的不对中程度不同，会引起轴承内应力峰值的位置和大小不同，当轴承位于 坐标轴上 65 mm处的轴的挠曲变形为图4所示。

此时轴承内外圈对l，轴和 的当量倾斜角为0.3386 mrad图 4 轴承在 值为 65 mm处，轴的挠曲变形∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ ∞ 啪 咖咖 啪咖渤啪啪啪渤 瑚 珊瑚H篇口g 冒u 弓 暑 ∞qs尝 0菪 目u0 ds-自 当轴承位于 坐标轴上 85 mm处的轴的挠曲变形为图 5所示。

图5 轴承在 值为 85 mm处，轴的挠曲变形图6 圆柱滚子轴承 8。的变化图川在因素 1和 2的共同作用下，此时轴承的最大应力峰值分别为 1485 N/mm2和 151l N/mm 。

除此两项要素外，值得注意的是另-个要素的改变，润滑修正系数 的改变。寿命修正系数O，ISO会受到当量载荷和润滑的共 同作用 ；根据研究，对圆柱滚子轴承来讲，其 also的变化图如图6所示。

当轴承选定后，c 值是-个定值，当量载荷P由小变大时，若系统清洁度不变 ，此时 (e ·C )/P由大变小，即 值由大变小，引起轴承的寿命降低，这是轴承从 坐标为 65 mm处移至 85 mm处，寿命减小的另外-个原因。

轴承游隙改变时，阳螺杆的挠度变化情况如图8、图9所示。

70 8ONU208-E-TVP2-L×mm图 7 轴承寿命随工作游隙的变化图8 原始游隙为 CN时。阳螺杆在 Y轴方向的挠曲变形0罢图9 原始游隙为 C3时，阳螺杆在 y轴方向的挠曲变形轴的挠曲变形，会引起轴承内外圈的相对倾3 轴承游隙的影响 斜，造成滚动体在轴线方向上不能均匀受力，接把该轴承固定在此段轴的最左端，即 坐标为 触应力的分布产生变化 ，进而寿命有所不同。

65 mm处，改变轴承的工作游隙状态，得到该轴 当轴承原始游隙为 CN时，轴承内外圈的不对36 l 蹯 蜘 2012年06期(总第236期)lU咖咖 咖啪咖 咖咖 咖咖 咖咖咖如 加：2 兮∞ 吣 ∞ ∞ 如Ⅱq1 > . .∞0 nN∞ 叭 ∞ ∞ 盯I g 口u当 日 u1 ∞。耳lJ0董QgQ2Id∞IQg 口g 喾 罔 蓝叠 ∞u鲁 8目0 ds10 !rAce " hi n & M 曩---r中度为 0.3386 mrad，轴承内的最大应力值为 1485N/mm ；当轴承原始游隙为 c3时，轴承内外圈的不对中度为 0.3479 mrad，轴承内的最大应力值为1570 N/mm 。

当然 ，轴的挠曲也会影响到阴阳转子的啮合情况，这里就不再详细讨论。

4 润滑的影响保证该轴承的游隙为 CN，轴承在 轴座标值为 65 mm不变，研究润滑对轴承寿命的影响。

我们选择两种润滑系统，来看轴承的寿命有什么变化。首先，润滑系统采用的是过滤精度为2575的过滤系统，也就是说每 75个直径为 25p，m的微粒只有-个能通过此过滤器，这时算出的轴承寿命为 95000 h；另-种，选择12200，即提高了润滑系统的精度，此时算出的轴承寿命为380000 h。这是因为，润滑剂的清洁度越高，越有利于形成最小弹性流体动压油膜，滚动体和滚道的金属表面和它们之间的油膜也不容易被污染物破坏，有利于形成均匀的应力分布 ，轴承寿命也会因此而提高。

5 轴承内部设计的影响对螺杆压缩机来讲 ，其转子直径与转子载荷和轴承承载能力有下面的关系如图 10所示。

转子直径图 10 转子载荷和轴承承载能力随转子直径变化特性从中我们可以看到 ，滚动轴承的承载能力随轴承直径的增大而增大，但是它没有轴向载荷随转子直径的增大速度快 。这就限制了轴承在-些有较大载荷的螺杆压缩机中的应用 ，使螺杆压缩机生产厂家在某些压缩机产品中可选择的滚动轴承非常有限。但是，舍弗勒公司推出的X-life轴承产品弥补了这-缺陷 ，以外径尺寸<240 mm的 2012年06期(总第 236期)角接触轴承来讲 ，其疲劳极限载荷可以提高 30%；而外径尺寸<320 mm以下的带保持架的圆柱滚子，X-life产品的额定动载荷提高了18%，从而使承受更高的载荷成为可能。

对本例来讲 ，如果采用新的轴承计算方法，NU208EMP1A即可满足轴承寿命 40000 h的要求，如果采用传统的轴承寿命计算方法，则至少要选择 NU308EMP1A，2个轴承在外形尺寸上的差异见表 4。 ·表 4 轴承几何尺寸差异表轴承 内径 外径 宽度NU208EMP1A 40 80 18NU308EMP1A 40 90 23这不仅将导致轴承周边结构几何尺寸的不同，而且随着轴承尺寸的增大 ，系统的摩擦损耗也会增大很多。

综上所述，轴承寿命会因计算方法的不同而有显著差异 ，这将导致轴承选型的完全不同。需要指出的是 ，不论用哪种方法计算螺杆压缩机寿命，得到的都是对实际轴承寿命的-种估计，但是估值的准确性直接影响了轴承的选型，布置形式 (含轴承数量)，螺杆长度的设计，压缩机厂家的采购成本，压缩机的使用能耗等-系列问题。

因此，要使轴承的实际运行寿命与计算寿命-致 ，必须要保证轴承的正确安装 ，实际的润滑系统 ，载荷，工作温度等与计算时输入的数据相符合，这样轴承寿命计算才有了真正的意义。

基于实际经验，如果要提高螺杆压缩机内的轴承寿命，可以从以下几点考虑：(1)轴承在轴上的位置；(2)轴承的游隙；(3)润滑系统 ；(4)合适的产品。