回收軸承提高壓路機振動軸承壽命的改進
上傳更新：2014/3/30
為有效地追蹤了解YZ14壓路機的可靠性，我們特對投放成都地區(qū)市場的YZ14壓路機進行全面跟蹤了解，記錄收集分析考核可靠性方面的指標，以達到真實反映該產品可靠性的目的，為該產品技術鑒定及進一步改進完善提供依據。
在進行追蹤的YZ14振動壓路機中，有一臺壓路機在工作時間累計達300h后振動輪產生尖叫的異響聲，有一臺壓路機在用戶連續(xù)作業(yè)振動時間超過8h后便產生振動軸承溫升過高的現(xiàn)象，不能達到熱平衡狀態(tài)，同時伴有振動頻率下降的現(xiàn)象。經對兩臺壓路機振動輪解體分析研究，發(fā)現(xiàn)振動軸承內圈靠偏心塊一端的半圈滾道上出現(xiàn)疲勞剝落，產生麻點，振動軸承已經失效。為此，我們把提高振動軸承壽命，避免振動軸承過早失效作為技術課題加以研究。
一、振動輪工作原理簡介
振動壓路機靠振動馬達以1800r/mm的高速旋轉振動軸，使安裝在振動軸上的偏心塊產生離心力，巨大的離心力使振動輪產生強烈振動來壓實路基和路面,振動輪的結構原理如圖1所示。振動輪左右兩端的懸架通過橡膠減振塊與前車架左右連接,振動輪可以相對懸架自由轉動。振動輪幅板內有兩個油腔室A,裝有帶偏心塊的左右振動軸支承在振動軸承上,左右振動軸由中間軸相連接,左右油腔中的兩個偏心塊處于相同相位上。右振動軸的外端通過連接套與振動液壓馬達連接,靠馬達帶動振動軸作高速旋轉,實現(xiàn)振動。振動輪中的偏心塊旋轉時攪動油腔中的潤滑油,形成飛濺潤滑,從而起到潤滑和冷卻振動軸承的作用。
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與一般機械傳動中所用軸承相比,壓路機振動軸承的工作是十分惡劣的,它需要承受由偏心塊所產生的離心力和振動輪自重復合作用下所受到的沖擊,而且這種載荷通常以30HZ左右交變頻率作用。軸承被密封在振動腔內,靠飛濺潤滑,潤滑和散熱狀況受到限制。因此,振動壓路機所用的振動軸承必須具備較高的負荷容量和較高的極限轉速。如果振動軸承的裝配、潤滑油性質、清潔度、軸承結構參數等設計選擇不當,往往導致軸承過早失效,特別是軸承溫度急劇升高,造成燒損或抱死,保持架斷裂,滾動體和套圈破碎等現(xiàn)象,嚴重影響整機的可靠性。
二、振動軸承過早失效的原因分析
經研究分析,造成振動壓路機振動軸承過早失效的主要原因,有以下方面:
⑴振動軸承選型和結構參數不當
選擇軸承的依據是軸承自身的功能與它所擔負的工況相匹配,振動軸承需有較高的負荷容量和較高的極限轉速。壓路機在轉向、凸凹不平的路段進行壓實作業(yè)時,軸承不僅要承受巨大的徑向力,還要承受一定的軸向力。
振動壓路機所用振動軸承為普通型42000內圈單擋邊圓柱滾子軸承,該類型軸承額定動負荷大,但承載能力低,特別是軸向承載能力低,調心性能較差。滾動軸承疲勞剝落、塑性變形和磨損這三種常見的破壞形式中,前兩種失效形式分別與軸承的額定動負荷和額定靜負荷有直接關系。普通型的42000軸承不僅徑向承載能力Er低,而且與軸向承載能力Ea也低,Ea≤Er,若軸向載荷增大,將大大增加滾子端面與滾道側面之間的磨擦,使軸承溫度升高。
�、戚S承潤滑散熱狀況不好
原結構中振動軸承形成一種不足的潤滑,從圖1中可以看出,振動軸高速旋轉時靠偏心塊攪油,潤滑油沿偏心塊圓周切線飛濺至油腔幅板內壁上,然后沿法蘭支座端面滾入軸承體內,這樣的潤滑不充分,不能將軸承工作產生的摩擦熱帶走,造成軸承的工作溫度升高,潤滑油粘度下降,油膜厚度減小,直至出現(xiàn)邊界潤滑或金屬接觸摩擦而產生軸承燒損。
�、菨櫥偷目篃嵫趸�(wěn)定性差
潤滑油的抗熱氧化穩(wěn)定性對振動軸承潤滑有著顯著的影響,原采用的潤滑油經試驗得知,當軸承座溫升至80℃左右時,其潤滑油油膜建立困難,造成滾柱與滾道出現(xiàn)邊界潤滑甚至金屬接觸摩擦,產生劇熱,導致軸承座溫度急劇上升。
�、扔颓皇仪鍧嵍炔�
原結構中未充分考慮振動輪油腔室A的清潔處理,油腔室中的焊渣、氧化皮未徹底清潔處理,振動輪工作時劇烈的振動易使殘留的焊渣、氧化皮等振脫,脫落的雜質易造成振動軸承滾柱與滾道之間摩損嚴重,導致軸承過早失效。
�、烧駝虞唭啥苏駝虞S承座上軸承孔的同軸度未達要求
振動輪內的激振器采用偏心塊式,工作時振動軸帶動偏心塊以1800r/min高速旋轉,產生高達260KN的離心力(即激振力),巨大的離心力通過四個振動軸承來支承和傳遞。因此,對振動輪兩端軸承孔的同軸度要求相當高。若此同軸度達不到要求,將帶來這兩方面的影響,一是造成振動軸承游隙減少,使?jié)櫥湍さ暮穸葴p少,導致潤滑不良而產生大量的摩擦熱,二是使軸承內圈與軸承滾柱之間的軸向力增加,引起滾柱穩(wěn)壓區(qū)域減小。根據圓柱滾子軸承的使用要求,應嚴格控制軸向力Fa和徑向力Fr的比值,若同軸度超差或要求低,則軸向力Fa增加,使得Fa/Fr比值增大,造成滾柱穩(wěn)定區(qū)域減少,導致滾柱不能正常運轉而加劇軸承的摩擦。
⑹軸承內圈與軸頸配合,軸承外圈與軸承座孔配合選擇不當
對于承受徑向載荷的振動軸承來說,只有半圈滾動體受力,且在徑向力Fr方向上,滾道及滾動體受力最大,為5Fr/Z,其中Z為滾柱數量。對偏心塊旋轉產生振動的壓路機來說,若軸與軸承采用常規(guī)的"內緊外松"配合,將產生只有半圈滾道受載,另半邊滾道根本不受力的狀況,最大受力部位始終不變,加圖2所示.偏心塊采常用平鍵固定在振動軸上。因此,對振動軸來說,激振力(即徑向力Fr)永遠指向軸上的某一固定方向,雖然激振力方向隨軸的旋轉而在不斷變化,但它相對于軸承內圈滾道卻是固定不變的,內圈滾道最大受力部位一直不變。合理的徑向游隙對振動軸承的壽命影響很大,如果軸承工作的徑向游隙增大,則軸承中負荷區(qū)將減少,最大滾動體負荷將增加,從而降低軸承壽命。如果減小游隙,尤其在負游隙下軸承發(fā)熱嚴重,使用壽命下降更快,根據工作徑向游隙與負荷分布參數以及軸承額定壽命之間的關系計算可知,當工作時徑向游隙接近零時壽命最長,即原始游隙Co-配合游隙Cp-工作游隙Cg=0。
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壓路機振動輪原結構中軸承與軸頸和軸承座孔配合公差選擇不合理,不能滿足振動軸承工作時所需的徑向游隙。軸承工作時,其溫度升高,向內圈的散熱條件比外圈差,因而內圈溫度高于外圈,使內圈膨脹得多,而外圈膨脹得少,并且外圈膨脹受軸承座孔的限制,引起徑向游隙減小,摩擦加大,發(fā)熱增加,甚至引起軸承燒損。
�、溯S承軸向間隙太小
在對YZ14壓路機振動輪解體后發(fā)現(xiàn),振動軸承內圈端面與外圈上的保持架端面和滾柱端面有較深摩擦痕跡,原結構軸承內圈與外圈軸向間隙設計值為0.1mm～0.2mm,當振動輪工作時溫度升高接近80℃狀況下，過于偏小的軸向間隙就難以補償軸的熱膨脹伸長量,導致內圈端面與外圈保持架側面發(fā)生摩擦,振動軸高達1800r/min的轉速使摩擦處產生尖叫,最終造成振動軸承失效。
三、提高振動軸承壽命的改進措施
根據前面所述的軸承過早失效原因分析,我們對YZ14振動壓路機振動輪部件采取如下改進措施:
�、耪駝虞S承由原來的GB283 4G42322E普通型圓柱滾子軸承改為具有特殊要求的42322EQTU加強型圓柱滾子軸承,軸承實體保持架材料由原來的鋼改為青銅,零件特殊要求了回火溫度,軸承游隙特選大于軸承現(xiàn)行標準值,加大到0.2mm左右.使軸承的額定動負荷比普通型軸承提高20％～40％,軸向承載能力提高1.3倍左右,大大改善振動軸承的承力狀況,使軸承的極限轉速得到有效提高,克服由于采用普通型軸承而產生過早失效的現(xiàn)象。
�、圃谳S承座上增設灌油油道.其結構原理如圖3所示。改進的軸承座結構大大改善了軸承的潤滑狀況,有效解決了軸承潤滑不足和散熱不好的設計缺陷。
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⑶改用運動粘度為28～32厘沲、抗氧化穩(wěn)定性好的HU-30號汽輪機油為潤滑油,較好地解決原來軸承座溫升到80℃左右時潤滑油膜建立困難的問題,保證滾動體和滾道接觸面間能夠形成足夠薄的油膜。
�、忍岣哒駝虞営颓坏那鍧嵍�。油腔幅板焊接后進行噴丸處理,徹底清除氧化皮、焊渣等殘留物,在噴丸后4h內即涂耐油漆,并且在裝配過程中采取有效的防塵防銹措施.使振動軸承油腔清潔度得到控制。
⑸提高振動輪兩端振動軸承座上軸承孔的同軸度,對影響軸承同軸度相關零件和相關尺寸加以控制,并增加必要的垂直度、平行度等形位公差。
�、矢倪M軸承內圈與軸頸、軸承外圈與軸承座孔的配合公差,將內圈與軸頸配合改為M7,外圈與軸承座孔配合改為j6,使振動軸承的徑向游隙趨于合理。
�、嗽龃筝S承軸向間隙,使振動軸承內圈與外圈之間的軸向間隙增加到1mm～1.2mm,有效解決原來因軸向間隙過小而導致的軸承內圈與外圈相摩擦損壞的問題。
四、結論
采用上述設計改進措施的YZ14振動壓路機樣機投入試用后效果較好,振動輪振動軸承尖叫、溫升高、過早失效的故障得以解決,從根本上克服了原結構設計中存在的缺陷和隱患。既為該產品質量可靠性的提高提供可靠的保證，同時也為研究振動壓路機技術積累經驗和提供依據。
在進行追蹤的YZ14振動壓路機中，有一臺壓路機在工作時間累計達300h后振動輪產生尖叫的異響聲，有一臺壓路機在用戶連續(xù)作業(yè)振動時間超過8h后便產生振動軸承溫升過高的現(xiàn)象，不能達到熱平衡狀態(tài)，同時伴有振動頻率下降的現(xiàn)象。經對兩臺壓路機振動輪解體分析研究，發(fā)現(xiàn)振動軸承內圈靠偏心塊一端的半圈滾道上出現(xiàn)疲勞剝落，產生麻點，振動軸承已經失效。為此，我們把提高振動軸承壽命，避免振動軸承過早失效作為技術課題加以研究。
一、振動輪工作原理簡介
振動壓路機靠振動馬達以1800r/mm的高速旋轉振動軸，使安裝在振動軸上的偏心塊產生離心力，巨大的離心力使振動輪產生強烈振動來壓實路基和路面,振動輪的結構原理如圖1所示。振動輪左右兩端的懸架通過橡膠減振塊與前車架左右連接,振動輪可以相對懸架自由轉動。振動輪幅板內有兩個油腔室A,裝有帶偏心塊的左右振動軸支承在振動軸承上,左右振動軸由中間軸相連接,左右油腔中的兩個偏心塊處于相同相位上。右振動軸的外端通過連接套與振動液壓馬達連接,靠馬達帶動振動軸作高速旋轉,實現(xiàn)振動。振動輪中的偏心塊旋轉時攪動油腔中的潤滑油,形成飛濺潤滑,從而起到潤滑和冷卻振動軸承的作用。
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與一般機械傳動中所用軸承相比,壓路機振動軸承的工作是十分惡劣的,它需要承受由偏心塊所產生的離心力和振動輪自重復合作用下所受到的沖擊,而且這種載荷通常以30HZ左右交變頻率作用。軸承被密封在振動腔內,靠飛濺潤滑,潤滑和散熱狀況受到限制。因此,振動壓路機所用的振動軸承必須具備較高的負荷容量和較高的極限轉速。如果振動軸承的裝配、潤滑油性質、清潔度、軸承結構參數等設計選擇不當,往往導致軸承過早失效,特別是軸承溫度急劇升高,造成燒損或抱死,保持架斷裂,滾動體和套圈破碎等現(xiàn)象,嚴重影響整機的可靠性。
二、振動軸承過早失效的原因分析
經研究分析,造成振動壓路機振動軸承過早失效的主要原因,有以下方面:
⑴振動軸承選型和結構參數不當
選擇軸承的依據是軸承自身的功能與它所擔負的工況相匹配,振動軸承需有較高的負荷容量和較高的極限轉速。壓路機在轉向、凸凹不平的路段進行壓實作業(yè)時,軸承不僅要承受巨大的徑向力,還要承受一定的軸向力。
振動壓路機所用振動軸承為普通型42000內圈單擋邊圓柱滾子軸承,該類型軸承額定動負荷大,但承載能力低,特別是軸向承載能力低,調心性能較差。滾動軸承疲勞剝落、塑性變形和磨損這三種常見的破壞形式中,前兩種失效形式分別與軸承的額定動負荷和額定靜負荷有直接關系。普通型的42000軸承不僅徑向承載能力Er低,而且與軸向承載能力Ea也低,Ea≤Er,若軸向載荷增大,將大大增加滾子端面與滾道側面之間的磨擦,使軸承溫度升高。
�、戚S承潤滑散熱狀況不好
原結構中振動軸承形成一種不足的潤滑,從圖1中可以看出,振動軸高速旋轉時靠偏心塊攪油,潤滑油沿偏心塊圓周切線飛濺至油腔幅板內壁上,然后沿法蘭支座端面滾入軸承體內,這樣的潤滑不充分,不能將軸承工作產生的摩擦熱帶走,造成軸承的工作溫度升高,潤滑油粘度下降,油膜厚度減小,直至出現(xiàn)邊界潤滑或金屬接觸摩擦而產生軸承燒損。
�、菨櫥偷目篃嵫趸�(wěn)定性差
潤滑油的抗熱氧化穩(wěn)定性對振動軸承潤滑有著顯著的影響,原采用的潤滑油經試驗得知,當軸承座溫升至80℃左右時,其潤滑油油膜建立困難,造成滾柱與滾道出現(xiàn)邊界潤滑甚至金屬接觸摩擦,產生劇熱,導致軸承座溫度急劇上升。
�、扔颓皇仪鍧嵍炔�
原結構中未充分考慮振動輪油腔室A的清潔處理,油腔室中的焊渣、氧化皮未徹底清潔處理,振動輪工作時劇烈的振動易使殘留的焊渣、氧化皮等振脫,脫落的雜質易造成振動軸承滾柱與滾道之間摩損嚴重,導致軸承過早失效。
�、烧駝虞唭啥苏駝虞S承座上軸承孔的同軸度未達要求
振動輪內的激振器采用偏心塊式,工作時振動軸帶動偏心塊以1800r/min高速旋轉,產生高達260KN的離心力(即激振力),巨大的離心力通過四個振動軸承來支承和傳遞。因此,對振動輪兩端軸承孔的同軸度要求相當高。若此同軸度達不到要求,將帶來這兩方面的影響,一是造成振動軸承游隙減少,使?jié)櫥湍さ暮穸葴p少,導致潤滑不良而產生大量的摩擦熱,二是使軸承內圈與軸承滾柱之間的軸向力增加,引起滾柱穩(wěn)壓區(qū)域減小。根據圓柱滾子軸承的使用要求,應嚴格控制軸向力Fa和徑向力Fr的比值,若同軸度超差或要求低,則軸向力Fa增加,使得Fa/Fr比值增大,造成滾柱穩(wěn)定區(qū)域減少,導致滾柱不能正常運轉而加劇軸承的摩擦。
⑹軸承內圈與軸頸配合,軸承外圈與軸承座孔配合選擇不當
對于承受徑向載荷的振動軸承來說,只有半圈滾動體受力,且在徑向力Fr方向上,滾道及滾動體受力最大,為5Fr/Z,其中Z為滾柱數量。對偏心塊旋轉產生振動的壓路機來說,若軸與軸承采用常規(guī)的"內緊外松"配合,將產生只有半圈滾道受載,另半邊滾道根本不受力的狀況,最大受力部位始終不變,加圖2所示.偏心塊采常用平鍵固定在振動軸上。因此,對振動軸來說,激振力(即徑向力Fr)永遠指向軸上的某一固定方向,雖然激振力方向隨軸的旋轉而在不斷變化,但它相對于軸承內圈滾道卻是固定不變的,內圈滾道最大受力部位一直不變。合理的徑向游隙對振動軸承的壽命影響很大,如果軸承工作的徑向游隙增大,則軸承中負荷區(qū)將減少,最大滾動體負荷將增加,從而降低軸承壽命。如果減小游隙,尤其在負游隙下軸承發(fā)熱嚴重,使用壽命下降更快,根據工作徑向游隙與負荷分布參數以及軸承額定壽命之間的關系計算可知,當工作時徑向游隙接近零時壽命最長,即原始游隙Co-配合游隙Cp-工作游隙Cg=0。
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壓路機振動輪原結構中軸承與軸頸和軸承座孔配合公差選擇不合理,不能滿足振動軸承工作時所需的徑向游隙。軸承工作時,其溫度升高,向內圈的散熱條件比外圈差,因而內圈溫度高于外圈,使內圈膨脹得多,而外圈膨脹得少,并且外圈膨脹受軸承座孔的限制,引起徑向游隙減小,摩擦加大,發(fā)熱增加,甚至引起軸承燒損。
�、溯S承軸向間隙太小
在對YZ14壓路機振動輪解體后發(fā)現(xiàn),振動軸承內圈端面與外圈上的保持架端面和滾柱端面有較深摩擦痕跡,原結構軸承內圈與外圈軸向間隙設計值為0.1mm～0.2mm,當振動輪工作時溫度升高接近80℃狀況下，過于偏小的軸向間隙就難以補償軸的熱膨脹伸長量,導致內圈端面與外圈保持架側面發(fā)生摩擦,振動軸高達1800r/min的轉速使摩擦處產生尖叫,最終造成振動軸承失效。
三、提高振動軸承壽命的改進措施
根據前面所述的軸承過早失效原因分析,我們對YZ14振動壓路機振動輪部件采取如下改進措施:
�、耪駝虞S承由原來的GB283 4G42322E普通型圓柱滾子軸承改為具有特殊要求的42322EQTU加強型圓柱滾子軸承,軸承實體保持架材料由原來的鋼改為青銅,零件特殊要求了回火溫度,軸承游隙特選大于軸承現(xiàn)行標準值,加大到0.2mm左右.使軸承的額定動負荷比普通型軸承提高20％～40％,軸向承載能力提高1.3倍左右,大大改善振動軸承的承力狀況,使軸承的極限轉速得到有效提高,克服由于采用普通型軸承而產生過早失效的現(xiàn)象。
�、圃谳S承座上增設灌油油道.其結構原理如圖3所示。改進的軸承座結構大大改善了軸承的潤滑狀況,有效解決了軸承潤滑不足和散熱不好的設計缺陷。
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⑶改用運動粘度為28～32厘沲、抗氧化穩(wěn)定性好的HU-30號汽輪機油為潤滑油,較好地解決原來軸承座溫升到80℃左右時潤滑油膜建立困難的問題,保證滾動體和滾道接觸面間能夠形成足夠薄的油膜。
�、忍岣哒駝虞営颓坏那鍧嵍�。油腔幅板焊接后進行噴丸處理,徹底清除氧化皮、焊渣等殘留物,在噴丸后4h內即涂耐油漆,并且在裝配過程中采取有效的防塵防銹措施.使振動軸承油腔清潔度得到控制。
⑸提高振動輪兩端振動軸承座上軸承孔的同軸度,對影響軸承同軸度相關零件和相關尺寸加以控制,并增加必要的垂直度、平行度等形位公差。
�、矢倪M軸承內圈與軸頸、軸承外圈與軸承座孔的配合公差,將內圈與軸頸配合改為M7,外圈與軸承座孔配合改為j6,使振動軸承的徑向游隙趨于合理。
�、嗽龃筝S承軸向間隙,使振動軸承內圈與外圈之間的軸向間隙增加到1mm～1.2mm,有效解決原來因軸向間隙過小而導致的軸承內圈與外圈相摩擦損壞的問題。
四、結論
采用上述設計改進措施的YZ14振動壓路機樣機投入試用后效果較好,振動輪振動軸承尖叫、溫升高、過早失效的故障得以解決,從根本上克服了原結構設計中存在的缺陷和隱患。既為該產品質量可靠性的提高提供可靠的保證，同時也為研究振動壓路機技術積累經驗和提供依據。