主动磁悬浮轴承系统保护轴承热特性研究及减摩设计

李迎春 聂傲男 杨明宣 朱定康 邱明 杨更生

摘要：

針对主动磁悬浮轴承系统（AMBs）转子跌落过程中转子与保护轴承碰摩产生巨大冲击、振动和大量摩擦热，易使保护轴承失效的问题，对立式转子跌落到保护轴承过程中的热特性进行了研究，分析了转子跌落对保护轴承造成破坏的主要影响因素，进而提出了一种采用磁控溅射技术在保护轴承关键表面沉积固体润滑薄膜（类石墨碳基薄膜，GLC）的减摩方法，并对镀膜、未镀膜的保护轴承进行了转子跌落试验。研究结果表明：跌落转速为20 000 r/min时，保护轴承的最高温度为210.60 ℃，出现在转子与轴承内圈端面高速碰摩阶段，该温度超过了轴承钢160 ℃的回火温度，导致轴承烧伤而失效。在跌落试验中，镀有GLC薄膜的自润滑保护轴承试验后的沟道和端面外观明显优于未镀膜保护轴承，由碰摩发热导致的内圈端面硬度下降也较轻，质心轨迹和轴向位移更加平稳，温升更低，GLC薄膜起到了关键的自润滑和减摩功能，提高了保护轴承的使用寿命和服役可靠性，为解决主动磁悬浮轴承系统中保护轴承易失效而发生重大事故的问题提供了一种思路和方法。

关键词：主动磁悬浮轴承系统；保护轴承；类石墨碳基薄膜；减摩

中图分类号：TH133.3

DOI：10.3969/j.issn.1004132X.2024.04.008

开放科学（资源服务）标识码（OSID）：

Research on Thermal Characteristics of Auxiliary Bearing in AMBs andFriction Reduction Design

LI Yingchun1，2  NIE Aonan1  YANG Mingxuan1  ZHU Dingkang1  QIU Ming1，2  YANG Gengsheng1

1.School of Mechatronics Engineering，Henan University of Science and Technology，Luoyang，Henan，471003

2.Collaborative Innovation Center of Machinery Equipment Advanced Manufacturing of Henan Province，Henan University of Science and Technology，Luoyang，Henan，471003

Abstract： The rotor of the AMBs and the auxiliary bearing might produce huge impacts， vibrations and friction heat during the rotor falling which was easy to make the auxiliary bearing fail. The thermal characteristics during the vertical rotor drop on auxiliary bearings were studied， and the main factors leading to the auxiliary bearing failure during the rotor falling were analyzed herein. Subsequently， a method of reducing friction was proposed to deposit solid lubricating film（GLC） on the key surfaces of auxiliary bearings by magnetron sputtering technology， and the rotor drop tests of coated and uncoated auxiliary bearings were performed. The results show that the maximum temperature of the auxiliary bearing is as 210.60 ℃ at a drop speed of 20 000 r/min， which appear in the high-speed rubbing stage between the rotor and the inner ring end face of the bearing. The temperature is higher than the tempering temperature of bearing steel of 160 ℃， which will lead to the failure of the bearing burn. The surface appearance of the channel and end face of the self-lubricating auxiliary bearings coated with GLC film is obviously better than that of the uncoated ordinary auxiliary bearing after the drop tests. The hardness decrease of the inner ring end face caused by friction and heating is lighter， the trajectory of the center of mass and axial displacement are more stable， and the temperature rise is lower. The GLC films play a key role in self-lubrication， wear resistance and friction reduction， the service life and service reliability of the auxiliary bearings are improved. It also provides an idea and method to solve the problems of auxiliary bearing failures easily in AMBs.

Key words： active magnetic bearing system（AMBs）； auxiliary bearing； graphite-like carbon film（GLC）； friction reduction

收稿日期：20230531

基金项目：

国家重点研发计划（2018YFB2000101）

0  引言

在主动磁悬浮轴承系统中，保护轴承是不可缺少的重要零部件，转子正常转动时，保护轴承内圈与转子不接触，当设备启停或者发生故障导致浮力消失时，保护轴承起到临时支承的作用，以保护设备的安全，由此可见保护轴承的重要性［1-3］。保护轴承在立式磁悬浮转子跌落过程中承受了巨大的轴向冲击载荷以及高度非线性碰撞力，碰撞环与保护轴承内圈端面发生剧烈碰撞及滑动摩擦，使保护轴承升温明显，导致保护轴承因难以承受转子跌落带来的巨大摩擦发热而失效，对设备造成毁灭性的破坏，因此，在实际工程中对保护轴承的温升进行监测和研究至关重要。

近几十年来，不少学者采用有限元分析方法对保护轴承进行了温度场仿真研究［4-8］。朱益利等［9］分析了不同双层保护轴承（DDAB）参数下磁悬浮轴承失效后转子和保护轴承的动力学响应以及保护轴承内圈的温升情况，并进行了相关的转子跌落试验研究。郑衍通等［10］建立了DDAB的热学模型，计算轴承的摩擦热和温度分布，研究其热学特性，并实际测量了轴承的温升，研究了不同结构形式对轴承热学特性的影响，结果表明，在相同工况下，DDAB比普通滚动轴承的温升要低30%。吴浩［11］研制了一种可以自动消除滚动轴承外圈径向间隙的新型保护轴承机构，并研究了该新型保护轴承的热学特性，发现在相同工况下，自消除间隙保护轴承温升低于普通保护轴承温升。MOHSEN等［12］建立了零间隙辅助轴承（ZCAB）热模型，对其进行热分析，并将模型计算结果与试验结果进行比较，两者具有很好的吻合性。SUN［13］运用一维热网络模型建立了保护轴承的热平衡方程，对转子坠落到保护轴承上的生热问题进行了理论分析和数值计算，通过研究发现，选取合适的摩擦因数、保护轴承的支撑阻尼以及电磁轴承对其施加的载荷大小能够避免转子产生反向涡动和减小摩擦生热，并提出用一个挤压油膜阻尼环来减小撞击振动从而减小热量损耗的方法。KEOGH等［14］对不同初始条件下的转子动态接触力进行了预测，并通过确定接触区域的瞬态热流密度来评估保护轴承的瞬态热响应，结果表明，保护轴承表面温度在接触期间迅速上升，然后随着热量在整个系统中的扩散而下降。

针对保护轴承与转子跌落发生碰摩而引发巨大的摩擦热，部分学者尝试在保护轴承表面制备固体润滑薄膜以提高其减摩耐磨、耐高温等性能。张晶［15］在保护轴承常用材料M50NiL样片上利用磁控溅射技术沉积WS2薄膜，并根据不同的工况条件完成了WS2薄膜的摩擦学试验分析工作，发现WS2在高温下表现出优异的摩擦学性能及抗氧化性能。薛建刚［16］采用等离子喷涂工艺在GCr15基材上制备Al-Cu-Fe准晶涂层，并对所制备涂层的微观形貌、显微硬度、结合强度、摩擦磨损性能、耐高温氧化和热振性能进行了研究，发现该涂层能够提高基材的抗热振性能。上述这些研究只是将薄膜制备在样片上，并没有实际用于磁悬浮轴承系统的保护轴承。

综上，本文首先对立式转子跌落过程中保护轴承的热特性进行研究，基于ANSYS建立转子组件和保护轴承的温度场仿真模型，研究保护轴承的温度场分布规律，随后对保护轴承进行减摩设计，在保护轴承关键表面制备一层固体润滑薄膜，以减少转子与保护轴承高速碰撞产生的摩擦热，最后开展了立式转子跌落试验，以验证所提出减摩方法的可行性和有效性。

1  保护轴承热特性研究

1.1  发热量计算模型

立式磁悬浮轴承系统结构如图1所示，主要由立式转子、上保护轴承、下保护轴承、径向磁悬浮轴承、轴向磁悬浮轴承、电机和各类传感器等组成。其中，上保护轴承为两个P4级精度的71913AC满装角接触球轴承，两轴承采用“面对面”安装，内外套圈采用GCr15轴承钢，滚动体采用Si3N4陶瓷球；下保护轴承为一个6014深沟球轴承；上保护轴承的轴向保护间隙为0.5 mm，径向保护间隙为0.2 mm，下保护轴承径向保护间隙为0.2 mm。转子跌落时，下保护轴承仅承受部分径向力，

上保护轴承承受全部的轴向冲击力和大部分径向碰撞力，因此本文研究重点为工况更加恶劣的上保护轴承。在转子跌落工况下，保护轴承所受热源主要包括轴承功率损耗和轴承端面摩擦生热。

1.1.1  轴承功率损耗

轴承功率损耗可采用Palmgren计算法［17］得到：

H=1.047×10-4Mn（1）

式中，H为轴承的功率損耗，W；M为轴承总摩擦力矩，N·mm；n为轴承转速，r/min。

轴承总摩擦力矩M由两部分组成，分别为外载荷引起的摩擦力矩M1和润滑剂黏性摩擦产生的摩擦力矩Mv，计算公式如下：

M1=f1F1dm（2）

Mv=10－7f0（νn）2/3d3mνn≥2000160×10－7f0d3mνn<2000（3）

f1=z（FsCs）y（4）

F1=0.9Facotα－0.1Fr（5）

式中，f1为与轴承类型和载荷有关的系数；F1为当量计算载荷；dm为轴承节圆直径；f0为与轴承类型和润滑方式有关的系数，对于单列脂润滑角接触球轴承，f0取2；ν为润滑剂的运动黏度，mm2/s；z、y为与轴承类型有关的系数，对于角接触球轴承，z取0.001，y取0.33；Fs为当量静载荷，Fs=XsFr+YsFa；Fr为轴承所受径向力，N；Fa为轴承所受轴向力，N；Xs、Ys分别为与轴承所受径向力、轴向力和接触角有关的系数，对于接触角为25°的单列角接触球轴承，Xs取0.5，Ys取0.38；Cs为基本额定静载荷，N；α为轴承接触角。

因此，轴承总摩擦力矩M为

M=M1+Mv（6）

1.1.2  轴承端面摩擦生热

当轴向磁悬浮轴承失效后，转子由于重力作用以很高的初始转速跌落到保护轴承上，转子与上保护轴承内圈端面发生多次碰撞和回弹。图2所示为转子跌落轴向碰撞模型，图中，Ca为上保护轴承的轴向保护间隙，Cr为径向保护间隙，d1为上保护轴承内圈内径，d2为上保护轴承内圈挡边直径，Kz为保护轴承轴向支撑刚度，cz为保护轴承轴向阻尼。

轴向碰撞力可表示如下：

Fa=Kcaδiz  δiz>0

Fa=0    δiz≤0（7）

δiz=|Zz－Zi|－Ca（8）

其中，δiz为转子与保护轴承内圈端面碰撞产生的变形量；Zz为转子轴向位移；Zi为保护轴承内圈轴向位移；Kca为转子与保护轴承内圈端面轴向碰撞刚度，表达式为

Kca=1.2×1011π（d22－d21）（9）

若动摩擦因数为μd，则轴向碰撞所产生的摩擦力矩［18］为

Mca=μd（d32－d31）3（d22－d21）Fa（10）

轴承内圈的平衡方程为

mix¨i+cjx·i+Kxxi=Fx

miy¨i+cjy·i+Kyyi=Fy

miz¨i+czz·i+Kzzi=Fz（11）

式中，mi为两个轴承内圈质量之和；cj为轴承的径向支撑阻尼；Kx、Ky、Kz分别为轴承在三个方向上的时变支撑刚度。

轴承端面摩擦生热主要是由轴向碰撞所产生的摩擦力矩Mca引起的，将Mca代入式（1）即可得到轴承端面摩擦生热功率。

1.2  仿真模型的建立

采用SolidWorks建立转子组件的三维模型，为了方便分析和减小计算量，对保护轴承和转子模型进行了简化，如图3所示。随后将三维模型导入ANSYS中的耦合场仿真模块，给各部件添加材料，具体材料属性见表1。针对转子组件不同零件选择合适的网格划分方法，轴承座、简化的下保护轴承、碰撞环等零件采用六面体法网格划分，保护轴承套圈、滚动体等零件采用四面体网格划分，并在发热部位进行网格局部加密，共生成441 381个单元。

在实际跌落过程中，转子由于与保护轴承之间发生碰摩而损失动能，故转速由初始转速逐渐减小直至停止，而保护轴承内圈在接触转子组件后极短时间内由静止增大至同步转速，随后两者同速减小并最终停止。因此，将整个仿真过程分为两个载荷步：第一步为转子和保护轴承内圈相对滑动阶段，主要模拟转子和保护轴承内圈端面的摩擦生热效应；第二步为两者同速运动过程，用于模拟保护轴承转动时功率损耗引起的温升。

根据发热量计算模型可计算出不同条件下轴承功率损耗和轴承端面摩擦热的生热功率，以初始转速20 000 r/min、润滑剂黏度20 mm2/s、碰撞面摩擦因数0.2为例，算得轴承功率损耗和轴承端面摩擦热的生热功率分别为967 W和7302 W，分别将这两部分热源施加在保护轴承滚动体和内外圈沟道表面、上保护轴承内圈端面和碰撞环表面。另外，根据热源实际作用情况，轴承端面摩擦生热功率作用于第一载荷步，轴承功率损耗生热功率作用于第二载荷步，由于转子跌落过程属高度非线性行为，为方便分析，假设轴承端面摩擦生热和轴承功率损耗均随时间线性减小至零。热量传递的三种基本模式为热传导、热对流、热辐射。对于磁悬浮轴承系统中的保护轴承，热辐射的影响很小，因此在后续研究中忽略这部分的影响。热传导通过定义材料属性（如材料热导率、热膨胀系数等）在仿真中实现模拟；热对流通过定义模型表面对流传热系数实现模拟。对流传热系数取5 W/（m2·K），初始环境温度设为室温22 ℃。

受限于试验条件，目前尚无法对碰撞面（即保护轴承内圈端面）处温度进行测量，只能采集到轴承座上表面（即传感器测温处）温度，而通过仿真能得到各零件的温度场分布，这也是仿真分析的优势之一。为将仿真结果同试验结果进行对比验证，特提取温度传感器测量处（图3）的温升仿真结果并加以分析。

1.3  仿真結果分析

1.3.1  转子组件温度场分析

设置跌落转速20 000 r/min，润滑剂黏度20 mm2/s，轴承端面摩擦因数0.2，滚动体材料为GCr15，在此条件下对模型进行瞬态热分析。不同时刻转子组件温度场分布如图4所示。

由图4a可知，靠近碰撞环一侧上保护轴承内圈端面处的温度最高，这是由于在第一载荷步中，上保护轴承内圈端面与高速旋转的碰撞环发生剧烈滑动摩擦，产生大量摩擦热。另外当第一载荷步结束时，由于发热时间短，热量集中于碰撞面附近，尚未发生大面积热传导，此时保护轴承内圈端面最高温度为103.67 ℃。由图4b可以看出，当第二载荷步结束时，热量已传递至大部分零件，转子上端的温度最高，为53.885 ℃，轴承及轴承座的温度略低，轴承座上表面的温度为46.10 ℃。

为进一步研究整个转子跌落过程中碰撞面温度的变化情况，提取了保护轴承内圈端面处温度随时间的变化情况，如图5所示，可知，保护轴承的最高温度出现在第一载荷步内，即转子与轴承内圈端面高速碰摩阶段，为210.6 ℃，说明轴承端面摩擦生热量远大于轴承功率损耗，另外该温度已远高于轴承钢的回火温度160 ℃，这将导致轴承二次回火致使硬度降低甚至烧伤而失效。随后经过空气对流换热以及各零件之间热传导，最高温度迅速降低，当时间超过160 s时，生热与散热相对持平，达到稳定状态，此时保护轴承的最高温度为53.885 ℃。

1.3.2  滚动体材料的影响

在保护轴承使用过程中，滚动体材料的密度、热膨胀系数、热导率等属性对轴承的传热影响较大，分别选取钢球（GCr15）和陶瓷球（Si3N4）进行仿真，材料属性见表1。滚动体材料对保护轴承不同位置温升的影响如图6所示。

由图6可知，随着转速的增大，采用不同滚动体材料的轴承内圈端面处温升均明显高于轴承座上表面温升，采用陶瓷球的轴承内圈端面处温升高于钢球的温升，而轴承座上表面温升低于钢球的温升。这是因为轴承端面摩擦生热量远大于轴承功率损耗，且热量需要经过多个零件才能传递到轴承座上表面，由于陶瓷球的热导率极低，其散热速率小于钢球的散热速率，因此采用陶瓷球的轴承端面的摩擦生热量较难通过滚动体传递至轴承座，而更集中在碰撞面附近，导致轴承内圈端面处温升高于钢球，而轴承座上表面温升低于钢球。采用陶瓷球虽然不能有效降低保护轴承温升，但陶瓷为耐高温材料，不易发生烧伤，热膨胀系数较小，受热所产生的热应力也小，且陶瓷球的密度较小，抗压强度高于其他钢材，因此，采用陶瓷球更适用于磁悬浮轴承转子跌落的工况。

1.3.3  轴承端面摩擦因数的影响

不同轴承端面摩擦因数对保护轴承不同位置温升的影响如图7所示。

由图7可知，保护轴承内圈端面摩擦因数对跌落过程的温升影响较大，摩擦因数由0.1增大至0.3，轴承座上表面温升仅呈现小幅增加，而轴承内圈端面处温升由117.09 ℃增大至304.16 ℃。这是因为转子跌落过程中，高速转子首先同轴承内圈端面发生剧烈的相对滑动摩擦，碰撞面之间的摩擦发热为此阶段的主要热源，该热源具有功率大持续时间短的特点，导致碰撞面迅速升温，但该热量来不及向轴承座等零件传递，随后便进入保护轴承内圈和转子同速、减速阶段，该阶段轴承功率损耗为主要热源，该热源功率较小但持续时间较长，热量具有足够时间传递至轴承座，达到生热和散热相对平衡状态，并被传感器测得。因此，当轴承内圈端面摩擦因数增大时，温升主要集中于碰撞面处，但仍有少部分热量传递至轴承座，使得轴承座上表面温升有小幅度增加。由此可知，通过减小碰撞面摩擦因数能够减少碰撞面摩擦生热，有效降低转子跌落过程中轴承内圈端面的溫升，从而增长轴承服役寿命并提高可靠性。

1.3.4  润滑剂黏度的影响

保护轴承内部润滑剂黏度直接影响轴承摩擦力矩和轴承功率损耗，根据保护轴承的服役工况，润滑剂黏度一般选取范围为10～50 mm2/s，润滑剂黏度对不同位置温升的影响如图8所示。

由图8可知，当润滑剂黏度由10 mm2/s增大至50 mm2/s时，轴承内圈端面处的温升变化不大，但轴承座上表面处的温升从16.77 ℃增至40.89 ℃，增幅明显。这是由于轴承内圈端面处的温升主要受第一阶段热源即轴承端面摩擦生热的影响，增大润滑剂黏度并不影响端面的碰撞摩擦生热量，而润滑剂黏度主要影响轴承内部摩擦力矩，进而影响轴承功率损耗，因此，改变润滑剂黏度对轴承座上表面温升影响较大，而对轴承内圈端面温升影响较小。保护轴承的可靠运转需要以充足及合适的润滑为前提，良好的润滑可防止滚动体与保护轴承内外圈直接接触造成磨损，因此对保护轴承进行适当的润滑至关重要。由上面的研究发现，采用较低黏度的润滑剂有利于降低保护轴承温升，然而在实际跌落工况下由于保护轴承受到高速转子跌落的冲击，碰撞面产生大量摩擦热，保护轴承转速在短时间内迅速增加，极易使低黏度润滑剂挥发或受惯性作用被甩出滚动区域，使保护轴承失去可靠润滑从而导致保护轴承烧伤甚至报废。

2  保护轴承减摩设计

2.1  制备自润滑保护轴承

轴承的润滑方式主要有油润滑、脂润滑和固体润滑［19］，采用固体润滑方式的轴承称为固体润滑轴承或自润滑轴承，已被广泛应用［20-22］。由于保护轴承服役于高转速、高冲击、高温升工况，故当转子跌落时，碰摩所产生的巨大热量会使润滑油或润滑脂瞬间挥发，导致保护轴承沟道、滚动体和端面严重烧伤，从而丧失保护作用，这也是普通保护轴承服役寿命短、可靠性差的主要原因。为此，考虑在保护轴承关键表面制备一层固体润滑薄膜，以减少转子与保护轴承高速碰撞产生的摩擦热。类石墨碳基薄膜（graphite-like carbon，GLC）是一种以sp2键为主的碳基薄膜，具有低摩擦因数、高硬度和良好的化学惰性等优点，被广泛应用于航空航天、海洋装备、机械工程等领域［23-25］。结合磁悬浮轴承系统转子跌落工况，本文将GLC薄膜沉积在保护轴承关键表面，制备自润滑保护轴承。前期通过大量基础试验对镀膜工艺进行优化，优化后的镀膜工艺参数见表2。

采用UDP-700型闭合场非平衡磁控溅射镀膜系统制备自润滑保护轴承。轴承选用71913AC，P4级精度满装角接触陶瓷球轴承，滚动体为Si3N4陶瓷球。针对跌落工况，选择内圈沟道、内圈两侧端面为镀膜表面。先将保护轴承拆套，将内圈依次放入配制的清洗剂和防锈剂中进行前处理，随后将内圈装炉。当真空腔内真空度达到1.5×10-3 Pa时，选择相应的程序开始镀膜，镀膜程序主要包括基体清洗，靶清洗，制备打底层、过渡层和工作层。采用优化后的工艺在保护轴承内圈表面制备GLC薄膜，薄膜厚度为2.41 μm。将镀膜后的内圈装配成套，外观如图9所示。

2.2  转子跌落试验

为研究不同条件下保护轴承的抗跌落性能，并验证仿真模型的正确性，搭建了立式磁悬浮轴承系统转子跌落试验台（图10），该试验台能够模拟立式转子跌落到保护轴承上的工况，评价跌落后保护轴承的损伤情况，并通过传感器实时检测跌落过程中的主轴转速、温升等参数。其中温度传感器采用无锡亿度达生产的HX-WB型温度传感器，测量范围0～150 ℃，精度0.5%FS（full scale）。上保护轴承为两套试验轴承，下保护轴承为一套陪试轴承，转子质量为45 kg，出于安全考虑，试验中设定转子的初始转速不超过

20 000 r/min。

2.3  试验结果分析

首先对未镀膜保护轴承在不同初始转速下进行试验，通过温度传感器测量轴承座上表面处的温升，并与仿真值进行对比，结果如图11所示。由图11可以看出，仿真值和试验所测得的温升存在一定的误差，主要原因为仿真模型忽略了实际试验台的零件加工误差、试验轴承的安装误差、保护轴承多次碰摩后的状态变化以及实际跌落过程的高度非线性等，但最大误差不超过2 ℃，在趋势和数值上两者具有较好的一致性，验证了发热量计算模型以及仿真模型的正确性。

随后对未镀膜的普通保护轴承和镀有GLC薄膜的自润滑保护轴承在20 000 r/min的初始转速下进行跌落试验。由于保护轴承为两套角接触轴承“面对面”成对安装，上方保护轴承直接同高速跌落的转子接触，损伤较大，而下方保护轴承情况良好，因此后续的试验结果仅对上方保护轴承进行分析。

图12所示为试验后两种保护轴承内圈沟道外观对比，可以看出，未镀膜的普通保护轴承内圈沟道、引导面等部位蓝色烧伤痕迹明显，烧伤严重。分析原因可能是：转子跌落过程中，普通保护轴承所使用的润滑油由于高转速带来的惯性作用被甩出沟道，同时碰摩所产生的高温也会使润滑油挥发而丧失润滑作用，导致滚动体和沟道之间产生异常磨损。另外，沟道与滚动体接触部位存在均匀分布的细长点状等球距轴向压痕，这可能是由于跌落过程中高温造成轴承产生负游隙，导致轴承出现运转不畅，并在巨大轴向冲击载荷作用下，滚动体和套圈沟道面产生摩擦，从而出现等球距轴向压痕。而镀有GLC薄膜的自润滑保护轴承内圈沟道和引导面均较完好，未出现变色烧伤和薄膜大范围剥落现象，表明薄膜对轴承仍具有良好的保护和自润滑作用；仅在内圈沟道靠近下端面一侧观察到轻微的运转磨损痕迹，这是由于保护轴承为角接触球轴承，并采用“面对面”安装方式，轴承运转时滚动体与内外圈沟道单侧接触，导致沟道单侧磨损。

图13为两种保护轴承内圈端面对比图，可以看出，两种保护轴承内圈端面均存在不同程度的环状磨损痕迹，其中镀有GLC薄膜的自润滑保护轴承磨损环宽度较窄，而未镀膜的普通保护轴承端面磨损环较宽，且伴有严重的变色烧伤。产生环状磨损和烧伤的原因是转子跌落后，圆形碰撞环同保护轴承内圈端面产生相对运动而形成异常磨损，接触面产生较高的热量，导致接触面发生烧伤。而镀有GLC薄膜的自润滑保护轴承由于对摩面之间存在一层性能优异的固体润滑薄膜，尽管转子跌落过程的碰摩对薄膜造成了一定的破坏，但并未导致轴承烧伤，且磨损程度明显轻于未镀膜的普通保护轴承，起到了较好的

保护作用。

表3所示为跌落试验后两种保护轴承内圈端面硬度值对比，其中对照组为一套未进行跌落试验的新保护轴承，采用HVS-10Z型维氏硬度计，参考GB/T 34891—2017《滚动轴承高碳铬轴承钢零件热处理技术条件》进行检测，硬度标准值为59 HRC～64 HRC。由表3可知，未镀膜的普通保护轴承试验后表面硬度值为44.5 HRC，远低于标准要求，而镀有GLC的自润滑保护轴承硬度值为58.9 HRC，仅略低于标准要求，这也表明保护轴承内圈端面发生了不同程度的二次回火，而固体润滑薄膜的应用使保护轴承在跌落工况中承受的二次回火效应减弱，烧伤程度明显改善，起到了较好的防护作用。

图14所示为采用不同保护轴承时转子的质心轨迹和轴向位移，可以看出，采用未镀膜保护轴承时的质心轨迹和轴向位移更杂乱，而采用镀有GLC薄膜的自润滑保护轴承的转子质心轨迹和轴向位移更加有序，转子在更小范围产生涡动，转子与保护轴承之间的径向碰撞和轴向弹跳均有明显减小，说明固体润滑薄膜的应用减小了转子与轴承之间的剧烈碰撞和弹跳，转子运动幅度有所减小，固体润滑薄膜起到了一定的减振作用。而未镀膜保护轴承由于内圈端面同转子组件碰撞环的摩擦因数较大，导致碰撞环与轴承内圈端面相对滑动的切向加速度较大，

碰撞運动更为剧烈，使得转子质心轨迹更加混乱，轴向弹跳较高。

图15所示为试验采集的轴承座上表面温度变化（由于试验时的初始环境温度不同导致两种保护轴承的起始温度略有不同）。转子跌落到保护轴承上，剧烈的碰摩使保护轴承和转子组件发热明显，随着跌落时间的推移，热源处的热量传递至轴承座上表面，轴承座上表面的温度开始逐渐升高，随后当发热量低于散热量时，温度开始逐渐降低。试验过程中普通保护轴承温升约为17.8 ℃，而表面镀有GLC薄膜的自润滑保护轴承温升为10.5 ℃。这是由于GLC薄膜对保护轴承起到了良好的减摩作用，使得保护轴承运转更加平稳，发热量减少，从而降低了温升。

3  结论

（1）保护轴承的最高温度出现在转子与轴承内圈端面高速碰摩阶段，为210.60 ℃，该温度远高于轴承钢的回火温度160 ℃，导致轴承端面硬度降低甚至轴承烧伤而失效。随后经过空气对流换热以及各零件之间热传导，稳定状态时保护轴承的最高温度为53.885 ℃。

（2）随着转速的增大，无论采用钢球还是陶瓷球，轴承内圈端面处的温升均明显高于轴承座上表面的温升，采用陶瓷球更适合磁悬浮转子跌落的工况；增大轴承内圈端面摩擦因数对轴承座上表面温升影响较小，而轴承内圈端面处温升增幅较大；当润滑剂黏度由10 mm2/s增大至50 mm2/s时，轴承内圈端面处温升变化不大，但轴承座上表面温升从16.77 ℃上升至40.89 ℃，增幅明显。

（3）相同试验条件下，镀有GLC薄膜的自润滑保护轴承试验后沟道和端面外观明显优于未镀膜的普通保护轴承，由碰摩发热导致的内圈二次回火效应也较轻，质心轨迹和轴向位移更加平稳，温升更低，表明在保护轴承关键表面涂覆固体润滑薄膜的减摩方法是行之有效的，这为增长保护轴承服役寿命和提高其可靠性提供了一种新方案。

参考文献：

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（编辑  袁兴玲）

作者简介：

李迎春，女，1969年生，副教授。研究方向为表面工程及摩擦学。E-mail：lyc2004henan.china@126.com。

邱  明（通信作者），女，1969年生，博士研究生导师、教授。研究方向为轴承设计及摩擦学。E-mail：qiuming69@126.com。