油膜轴承承载能力校核计算.pdf

油膜轴承承载能力校核计算刘锗徐泥 武钢冷轧厂)基于流体动力润滑理论的油膜轴承应用十分广泛.由于其承载能力的影响因素较多，设计和 计算的程序需反复进行，十 分繁重。用有限元计算方法对雷诺方程求数值解的承载能力可以得到较精确的结果，但是只能对确定规格尺寸的轴承适用，失去了对一般油膜轴承通用规律的指导性。油膜轴承在生产使用过程中平均寿命的评估，寿命异常偏低时，除了检查分析安装、使用、维护方面的异常之外。常需对轴承受载情况进行粗略的计算分析，以确定轴承是否在安全状况运行.对于轴承的制造精度要求和主要零件报废标准，也要从成本经济节约的角度进行承载能力的校核后合理地确定。一种基于油膜轴承理论而又具有通用规律指导性的承载能力校核计算方法对于理论研究和实际应用都是十分有益的。对全封闭形油膜轴承，由油楔承载压强分布解析式积分即可粗略核算轴承承载能力。1 油楔承载压强分布公式 图1 中，o o,=e 为偏心距，R为轴承半径，r 为 轴颈半径。S=R-;为轴承半径间隙。lk=e/S为相对偏心 率。在稳定运行状态时，油楔中产生的压力合力与 外 载荷P相平衡.这个合力作用于最小油膜厚度处，作用线与轴颈偏心线重合，方向指向轴颈中心.油楔承载区压强分布表达式为 匡 ta n 一 二-nr o2，厂井 山山 1 几孟 厂 一几 a二 下 十 u,t宁 ta n-r 2 产(B(B+t a n 2-2)十 a /t a n-、。_ _ 一_ _了2、。兀，u,a u auI r-I-V,吮，I JB/2(1)式中B=(1 一 41)/(1+;P)无量纲数;D D D,由 相对偏心率沙决定的系数，D,=B-1,D,=(1 一 5 B)/2 B,D 3=(1+3 B)/2 B /-B-;=6 r lt v e.(6+e)3 图 1 油膜轴承压强分布。压强幅值，。u 动力粘度;。轴颈圆周速度。2 轴承轴向单位宽度上油楔承载力 轴向单位宽度上油楔的承载力由式(1)积分来计算并经进一步演算后得单位宽度上油楔在(0，二 区间承载力表达式tan%P 二 2 r w D1 _，a、，(ts+ta n 万 厂十”3(B(B+ta nlta n 号办)一 D 3 合 1 1 2 r v(一 -1一 甲+一 一1一】e 5 2(1 一 o c o s a y (1 一 O c o s a)十。，。(，一;(2)轴颈上全部油楔承载力由 式(2)在区间0,司计算求出二6 r a u v，3 J l+1尸=一 二:二育-1，:es，:戈，一 叼 一 几 t 十叮(1 一必(3)3 有限宽轴承承载能力 有限宽轴承承载力与压力在轴向的分布状况相关.在轴颈中心线平行于轴承中心线的情况下，当 压力还未大到使轴颈及轴承产生很大弹性变形的时候，压力的分布符合经典理论 (图2 a).这时在轴承中 部压力均匀分布，而在边界端面处，压力迅速降为零压.图2 压力的轴向 分布(a)无弹变;(b)有弹变 当 压力很大而使轴颈和轴承产生较大弹性变形的时候，压力的轴向分布如图2 6 所示.这时轴承中部压力由于轴颈的弯曲变形使油膜呈楔形。压力向油膜薄的一边逐渐增大.在边界 端 面 处，压 力 迅 速 降 为 零 压。在 粗 略 计 算 时 可 用 轴 向 中 部 压 力 作 为 平均当 量 压 力，并 对 计算结果考虑系数修正.有限宽轴承承载能力用式(3)乘以轴承宽度L计算。_6 r L p v，3 吵+1_11-气气 二产-.-丁丁 一-丁二r.2 1 吵 d “(1+吵 厂(1 一 少)(4)式中L-轴承宽度;A 修正系数，A=A,A v A,压 力边界 端泄系 数，1.0)A,)0.9;A Z 弹性变形修正系数。一 般取A 2=1.0.A:受油膜厚度、轴承长度、轴承中压强等因素影响 A Z 受轴颈、轴承变形程度和刚度等因素影响。4 轴承承载能力分析 由式(4)分析，处于某一相对偏心率状况下稳定运行的轴承承载力与轴承公称直径(2 r)的 平方 成 正比，与 轴 承宽 度 成 正比，与 轴 承 半 径间 隙 的 平 方 成 反比。这 些 参 数与 轴承的几何尺寸相关.对按轴承负荷设计和选择轴承几何尺寸大小有指导意义。在轴承润滑和工作速度方面.式(4)表示了承载能力与润滑油动力粘度及轴颈线速度均成正比的关系.这对于轴承设计及使用维护时选择润滑油及分析故障，确定安全运 行速度有指导意义。在轴承几何尺寸、润滑油均已确定，轴承处于稳定速度运行状态时，式(4)显示了轴承 承 载 能 力 大 刁、与 丰 3 架 一 二 共:1 4R 关.0 的 取 值 范 围 i-O O .当 0 值 趋 近 于。分分砂四 刀、劝L(1 十 讨(1 一 扔 份“r-一 一 一 下 一 J-一 一 一一时，系数3 沙+1r(1+一 一1 仲的 两 项 同 时 趋 于 同 阶 无 穷 小 的 倒 数，其 差 值 为 零。此 时 wt l 一甲)轴 承承载 力趋于 零。而当必值趋近 于t 时(油 膜最 小 厚 度 趋 于 零)，系 数 值 趋 于 1 一 1/无 穷 小】=负无穷大(负值含义仅表示承载力方向与由 轴 颈中 心向 外相反).所以，理论上当妙趋于t时，轴承承载力可趋于无穷大.由于锥、衬套无论制造如何精密，其工作表面粗糙度不可能为 零.所以油膜厚度不能为 零。当 载荷大到一定程度时即因纯液体摩擦状况失效而 烧坏。因而轴承实际运行时的沙值在(0 功1 0.1 0 m m,6 叨时油目轴承校核计算的分析及结论 由图3 分析，5 0 时油膜轴承在6 m 冶 的轧制速度下稳定运转时，轧制压力增加到1 4.8 8MN(已 超过设计最大压力的 一半1 2.5 M N)时，油膜厚度仍有0.1 5 m m.轴承在较高速运行时是安全的.在穿带速度(0.8 m/s)时，轧 制压 下力必须 小于图3 中P,点相应值的2 倍。穿带或压靠时常要 1 0 MN的压下力，因此，轧机在低速时设计有静压辅助增加轴承承载力.在使用最大轧制压力(2 5 M N)时，轧制速度必须大于图3 中P,点相应的值(4.7 2 5 m/s).图3中，h,h,表 示了 轴 承 在1 2.5 M N 承 载 力 时，速 度由6 m/.减 至3 m/s 时 油 膜 厚 度 减 少 值.由h,到k的 各点分布可以 着出，在轧制压力不 变的 情况下，油膜厚度随轧制速度的波动在油 膜厚 度为0.2 5 m m附近(相应的妙值为0.5)最大。以上分析与5 0 时轴 承的运行实际情况 基本吻合.说明轴承承载能力的粗略计算方法可行.