滑动轴承的润滑（精选11篇）
滑动轴承的润滑 篇1
0 引言
在冶金、食品工业中,广泛使用低速重载荷设备如热轧机、压榨机(如转速6~130r/m,功率300k W~1 500k W),这些设备的轴承一般采用滑动轴承,轴转速小于5m/s,轴承载荷平均压强较大(如大于10MPa),滑动轴承属于低速重载荷轴承[1];铝热轧机、压榨机等设备转速低,载荷大,承受冲击和振动,润滑油形成油膜较为困难,油膜的形成与轴瓦的材料、加工精度、油槽结构尺寸、轴承间隙、润滑油粘度等有密切的关系,在生产中,滑动轴承存在润滑油不能形成油膜润滑、油膜分布不均匀、轴承制造缺陷、轴承发热等问题,下面以铝热轧机、压榨机滑动轴承为例,对低速重载荷滑动轴承的油膜润滑和工程问题的解决方法进行分析探讨。
1 油膜厚度与轴瓦对油膜润滑的影响
滑动轴承具备高承载能力必须形成良好的油膜润滑,在低速重载荷的条件下,润滑油形成油膜较为困难,要使轴瓦形成大面积油膜并均匀分布与很多因素有关,包括轴转速、载荷、轴承间隙、轴瓦材料及表面粗糙度、润滑油沟的形状尺寸、润滑油选择和轴承温度等,低速重载荷下滑动轴承润滑的关键问题是使轴承形成油膜润滑并均匀分布,油膜厚度、油膜分布面积达到高承载能力的要求。
1.1 油膜厚度的分析
对尺寸一定的动压轴承,当轴运转速度降低时,油层承载能力降低,铝热轧机、压榨机等低速重载荷设备的转速较低而又载荷大,油层必须承受较大压力,为了提高轴承的承载能力,应减小轴承间隙,增大润滑油粘度,合理设置油槽使润滑油进入轴与轴瓦接触面并均匀分布。
滑动轴承工作时,轴颈和轴瓦接触面形成油楔,油楔的承载力与油楔的最小油膜厚度hmin有密切关系,在轴承包角α和轴颈的长颈比B/d一定时,hmin越小,轴承的承载能力越大。
式(1)中:c——轴承半径间隙;ε——偏心距(在0~1之间),可根据轴承承载量系数Cp、轴承包角α和轴颈的长颈比B/d查图得出。Cp越大,偏心距ε越大。
由(1)可知,轴承间隙越小,所需轴承承载量系数Cp越大,则最小油膜厚度hmin越小,但最小油膜厚度必须大于允许最小油膜厚度[hmin]。
为了保证最小油膜厚度能够覆盖轴与轴瓦的微观不平度,实现润滑油成膜润滑,如果轴、轴承经检修正常后投入使用,轴颈在轴承中挠度值、轴颈偏移量数值较小,可忽略不计,对铝热轧机、压榨机等低速重载荷轴承允许最小油膜厚度[hmin][2]为:
式(2)中:Rz1、Rz2——分别为轴、轴瓦的粗糙度。
因此,在轴承设计和运行管理中,轴承间隙、润滑油粘度等参数既要使润滑油膜厚度尽量减小,提高油层的承载能力,又要大于允许最小油膜厚度,确保轴承的安全运行。必须提高轴瓦的加工精度,降低粗糙度,减少允许最小油膜厚度[hmin],从而提高轴承的承载能力。
但是,滑动轴承的设计间隙(轴承运行的初始间隙)不能取得太小,这与轴瓦、轴承座、轴的加工精度和轴承安装精度有密切关系,加工费随加工精度呈指数曲线上升,轴承设计间隙应选取适当的经济间隙[3],以确保形成最小油膜厚度为宜,如φ550二辊式铝热轧机滑动轴承是剖分轴承,轴瓦为铜合金,轴颈的直径为286mm,轴承设计间隙为0.25~0.35mm。另外,轴承运行间隙是以设计间隙为初始间隙,间隙太小会导致轴承温度异常升高。
1.2 轴瓦与轴承润滑问题的分析处理
轴瓦加工精度、油槽结构尺寸、轴承间隙对轴承润滑状况有巨大的影响,很多轴承润滑故障与轴瓦有关,在工程实际应用上,对轴承润滑系统的状况可采用油液监测技术,如油样磨粒分析、油品变质程度分析技术检验轴承油膜润滑的好坏[4]。在企业生产中,对铝热轧机、压榨机等低速重载荷设备轴承润滑状况检测及润滑故障的处理方法,一般采用轴瓦油润滑分布直观检查、运行参数监测、轴承间隙实时监控等方法。
(1)在设备定期检修时,检查轴瓦磨损情况,油膜摩擦的接触面积、油膜的分布、缺油面积的大小和分布,如压榨机滑动轴承是上下两半的剖分轴承,如果轴和轴颈接触角达到80°~90°,轴瓦摩擦面油膜分布均匀,则可判断该轴承滑润油成膜状况良好,如果出现成片的缺油干摩、轴瓦两侧面油分布不均匀、油接触面积太小等,则油膜润滑状况不良,一般采用轴瓦刮研、调整上下轴瓦间隙、改变油槽结构尺寸、改变润滑油粘度等方法解决。
(2)监测轴承温度变化,磨合期后,轴承温度应达到正常稳定,如压榨机轴承温度在45℃~60℃之间,则认为该轴承润滑状况和冷却状况良好。如轴承温度异常升高,在排除冷却水问题后,按油润滑状况不良进行处理。
(3)实时监测轴承间隙。影响油膜厚度关键的因素是轴颈和轴瓦的间隙,特别对运行一段时间后,轴两端轴承磨损程度不同造成轴承异常,在排除其它因素造成润滑不良后,采用实时监测轴承间隙,解决疑难问题。广东洋港公司一台φ550二辊式铝热轧机设备已使用二年,发现主电机电流、轴承温度异常,减轻载荷后仍无法降低,且排泄的润滑油残油有变质情况,采取多个措施仍无法改善。最后采用安装电涡流传感器,实时监测并记录滑动轴承运行中的间隙,发现轧辊两边轴承运行的间隙相差较大,且最大间隙位置不同,通过调整两边轴承间隙使之趋于一致,刮研轴瓦,使轴承润滑正常,热轧机运行也正常。
(4)轴瓦滑润油槽的布置必须确保形成油膜润滑
低速重载荷轴承属于非完全液体摩擦轴承,其润滑油粘度较大,油槽必须能导入足够油量并均匀分布,才能形成良好的油膜润滑,减少摩擦功耗,带走摩擦产生的热量。虽然油槽会削弱轴承的承载能力,但使润滑油进入接触面并均匀分布,形成良好的油膜润滑是首要考虑的问题,必须合理设计油槽的结构尺寸和合理布置,在确保形成足够油膜润滑面积的前提下,尽量减少开油槽引起的承载能力损失。油槽设计和加工应注意以下这几个问题:
(1)加油孔位置应使油从非承载面区进入轴承摩擦界面;
(2)采用开环形油槽,改善轴承中部高压力区的油膜润滑,但环形油槽一般不要开在轴颈的轴向中部,减少轴承承载能力的削弱;
(3)防止出现切断油膜的锐边和棱角。φ550二辊式铝热轧机原轴瓦内面开了一个χ形油槽,深度和宽度较小,交叉点在轴瓦中央,设备经磨合期后,轴承温度始终高出正常值15℃以上,主电机电流较大,经检查发现,轴瓦内面有较大面积的干磨,尤其在轴中心处缺油更严重,后来对该轴承油槽进行改造,在距轴瓦轴向中心1/5L(L是轴瓦长度)增开一条最深处3mm、宽40mm的环形油槽,如图1所示。
经改造后,检查发现轴瓦内表面形成良好油膜,油膜面积覆盖整个摩擦面,特别是轴颈中央附近没有干磨面积,轴承温度稳定正常,主电机电流也降到正常值。
2 轴瓦的水冷却
轴承的冷却主要是轴瓦的冷却,轴承的温度指的是检测到的轴瓦温度,轴承温度太高,会导致润滑油无法进入轴颈与轴瓦的间隙,无法形成油膜润滑,甚至造成轴瓦被烧坏。低速重载荷轴承采用水流动冷却,轴承冷却水通道一般布置在轴承座上,必经尽量靠近轴瓦背面。同样尺寸轴承通过冷却水通道的结构设计和布置,增大冷却水通道的面积,能有效提高冷却速度,确保轴承的温度正常。例如,糖厂末座压榨机因提高榨蔗量,负荷增大,轴承温度升高超过正常值12℃以上(正常温度为45℃~60℃之间)),提高冷却水流量、润滑油加压供油也仅有所缓和。在修机期,对该压榨机轴承座冷却水通道进行改造,从原来单“蛇形”布置改为双“蛇形”布置,如图2所示(冷却水通道截面积大小不变)。
改造后增大了冷却水通道的面积,单位长度冷却水通道负担的传热面积大幅减小,加快了冷却速度,水冷却系统参数见表1。
由表1可知,改造后,出口水温提高了约10℃,冷却水传热量大幅度提高,轴承温度降低了约14℃,达到正常温度范围。
3 轴瓦减摩材料制造缺陷的解决
铝热轧机等低速重载荷设备很多采用巴氏合金作为轴瓦的减摩材料,其尺寸较大,轴瓦的制造质量问题将严重影响轴承的润滑,甚至导致轴承失效,最突出的制造缺陷在于轴瓦的衬层(即巴氏合金减摩层)浇注,衬层浇注到衬背上出现的制造缺陷及解决办法如下:
(1)出现巴氏合金衬层与衬背结合不良,很容易造成轴承润滑不良,无法形成油膜润滑,严重的导致轴承失效[5],这是浇注巴氏合金衬层出现的主要问题,采用在衬背结合面挂锡,严格控制衬背和衬层的温度,大尺寸轴瓦采用镀锡法挂锡,先用火焰将轴瓦加热,再把纯锡或焊锡涂在要挂锡的表面;
(2)大尺寸巴氏合金轴瓦浇注温度过低或预热不充分时,会出现浇注气孔,降低轴承性能。衬背预热要充分,合金浇注温度应适中;
(3)若合金冷却速度太慢,晶粒变粗大,出现粗大的锡锑晶粒破裂后进入润滑油中,造成轴承损伤,因此,浇注巴氏合金冷却速度要控制适中。
4 结论
低速重载荷滑动轴承必须形成良好的油膜润滑,油膜润滑与轴瓦的加工精度、结构、材料和轴承间隙等有密切的关系,在企业应用上,通过轴瓦直观检查、运行数据如轴承温度、电机电流的监测、实时间隙的测试等方法检测油膜润滑状况,解决出现的润滑问题。采用轴瓦润滑油槽的合理分布,冷却水通道的科学设置,提高轴承的润滑效能,延长轴承寿命。通过采用正确的制造工艺及参数选择,解决大尺寸巴氏合金轴承减摩材料的浇注缺陷。
参考文献
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滑动轴承的润滑 篇2
无润滑轴承的轴瓦材料都有哪些
无润滑轴承轴瓦材料主要有聚合物、碳石墨和特种陶瓷三大类。下面就具体介绍一下这些材料。
1、聚合物材料
聚合物又称塑料，作为机械工程材料使用的塑料称为工程塑料。它是以合成树脂为主要成分，还含有各种增塑剂、稳定剂、抗氧剂、防静电剂、阻燃剂、固化剂、增强料和填充料的有机高分子材料。
2.碳石墨材料
石墨是由碳元素组成的一类非金属材料。它是碳元素3种异构体中的一种，属六方晶系，各层面由六角形环构成，层面与层面平行，呈有序的重叠晶体结构。石墨按来源分为天然石墨和人造石墨两种。人造石墨是由碳质材料经2500℃以上高温石墨化处理而成。碳石墨一般导电性好、耐热、耐磨、有自润滑性、高温稳定性好，耐化学腐蚀能力强，热导率比聚合物高，线胀系数小。在大气和室温条 件下与镀铬表面的摩擦因数和磨损率都很低。但在湿度很低时会丧失润滑性。涂覆耐磨涂层能提高碳石墨的耐磨性。石墨不但可作固体润滑剂，可加入树脂、金属、陶瓷等材料中，增加这些材料的减摩性，还可直接作为摩擦副材料使用，如制作造纸、木 材加工、纺织、食品等忌油场所的轴承，高温滑动轴承，密封圈，活塞环，刮片等。机械工程用碳石墨材料的“类”代表符号为M，有4个系列：碳石墨材料、电化石墨材料、树脂碳复合材料和金属石墨材料。
3.陶瓷材料
陶瓷是以无机非金属天然矿物或人造化合物为原料，经粉碎、成形和高温烧结而成的，由无数无机非金属小晶体和玻璃相组成的非金属材料。以无机非金属天然矿物，如粘土、长石、石英等为原料制成的是传统陶瓷;以人造化合物为原材料制成的是特种陶瓷。机械工程采用的陶 瓷一般是以氧化铝、氧化镁、氧化锆、氧化铅、氧化钛、碳化硅、碳化硼、氮化硅、氮化硼等人造化合物为原料制作的特种陶瓷。陶瓷的性能在很大程度上决定于它们的显微结构，包括晶粒尺寸和分布，玻璃相的成分和含量，杂质的性质、含量和分布。而显微结构又 由原料、组成和制造工艺所决定。陶瓷的共同特性是硬度和抗压强度高、耐高温、耐磨、抗氧化、耐腐蚀性好、质脆、不耐冲击和无延展性。陶瓷是一种较新的无润滑轴承的轴瓦材料，特别是SiC和Si3N4，它们的强度、耐热性和耐蚀性都很好，摩擦学性能也很好。
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滑动轴承的润滑 篇3
关键词：水润滑轴承；瞬态分析；振动噪声；有限元分析
中图分类号：TB533.1文献标识码：A
Simulative and Experimental Research on Vibrational
Noise Produced by Waterlubricated Bearings
WANG Jiaxu1，2，QIU Qian1，ZHOU Guangwu2，LI Junyang1，XU Tao1
（1.State Key Laboratory of Mechanical Transmission， Chongqing Univ，Chongqing400044， China；
2.School of Aeronautics and Astronautics， Sichuan Univ， Chengdu，Sichuan610065， China）
Abstract：A finite element model of a waterlubricated bearing at low speeds， and heavy loads was established. The Explicit module of Abaqus was used to analyze the influence regularity of transient performance on the waterlubricated bearing with different friction factors， loadings and revolving speeds， and the vibrational frequency and acceleration RMS of the bearing were obtained. Finally， the results were validated with experiments. The results have indicated that the stability of the system reduces and more vibrational noises rise with the increase in friction coefficient， the vibration response of the bearing system increases with the increase in loading within a certain range， but there is less impact from revolving speeds on the vibration frequency of the bearing. However， the accelerated speed of the system is getting higher with the increase of revolving speed， and the simulation analysis results are consistent with the experiment results， and it provides a theoretical basis for the study of the vibrational noise mechanism of waterlubricated bearings.
Key words：waterlubricated bearing； transient analysis； vibrational noise； FEA
水润滑轴承由于采用水作润滑介质和具有特殊物理化学性质的橡胶合金材料，具有结构简单、摩擦系数小、减振降噪、可靠性高、清洁环保及经济性好等优点，因此是水下环境中应用最广泛的轴承之一[1].但是，由于橡胶合金材料非线性特性较强，各类水中航行器推进系统中的水润滑轴承长期处于低速、重载等复杂工况，使得轴与轴承之间难以形成全膜润滑，而是往往处于混合润滑、边界润滑甚至干摩擦状态，从而造成摩擦振动和噪声[2-4]，严重影响水润滑轴承的工作性能，因此水润滑轴承的振动噪声问题亟待解决[5-6].
近年来，国内外学者在水润滑轴承的摩擦噪声研究方面提出了张弛振动机理、摩擦力〖CD*2〗速度曲线负斜率机理以及模态耦合机理等摩擦噪声机理理论[7-9].其中复模态分析方法能够较容易地求解出轴承系统的固有频率，因此得到了广泛应用[10].但复模态有限元分析方法在分析水润滑轴承的摩擦噪声时，忽略了橡胶材料的非线性因素对振动噪声的影响，并且不能得到振动噪声的幅值和实时振动情况.而瞬态分析方法能够有效地考虑这些非线性因素的影响，并能够求解出系统的时域和频域振动噪声数据[11].Nagy等[12]考虑了制动盘〖CD*2〗制动块间摩擦的非线性作用并使用瞬态分析法研究了制动噪声，取得了较好的分析结果.Yitong Chern等[13]利用非线性瞬态分析方法建立了包含制动盘、制动块、减振垫片、制动钳和活塞的制动噪声数值仿真模型，确定了制动噪声的频率.Abdelounis等[14]利用Abaqus的Explicit模块分析了两个粗糙和干燥表面之间的摩擦噪声.但关于运用瞬态动力学和实验论证相结合的方法，分析水润滑轴承的振动噪声，目前尚无相关文献发表.
有鉴于此，本文旨在综合考虑水润滑轴承材料的非线性和运行工况等因素的影响，采用Abaqus软件的Explicit模块对轴承系统模型进行瞬态动力学分析，确定出轴承系统的振动频率和幅值，研究不同摩擦系数、载荷、转速对轴承系统振动噪声的影响，并进行实验验证.
1水润滑轴承系统有限元模型的建立
1.1轴承系统的几何尺寸
根据规格为40 mm×60 mm×80 mm的板条式水润滑轴承实际尺寸作为基准，建立了轴承系统的实体模型.轴承的几何参数如表1所示.
1.2单元网格的划分
由于轴承的橡胶部分有许多凹槽，而对于曲线较多的模型比较适合采用楔形网格，因此对轴承的橡胶部分采用楔形网格划分.单元类型：C3D6，单元数：47 628，节点数：30 140.对轴承外部的铜套采用结构化六面体网格划分，单元类型为C3D8R八结点线性六面体单元，单元数：20 160，节点数：27 440.对轴采用结构化六面体网格划分，单元类型为C3D8R八结点线性六面体单元，单元数：12 320，节点数：14 329.轴承有限元网格模型如图1所示.
1.3模型材料的确定
轴承由两部分组成，外圈为铜套，内圈为橡胶，两者通过高强度粘接剂粘接为一体.轴承系统的材料参数如表2所示，其中轴材料选用45钢，轴承中的橡胶为典型超弹性材料，通过单轴拉伸实验获得材料特性，选用MooneyRivlin模型，得到橡胶材料参数为C10=0.794 MPa，C01=0.139 MPa，密度为1 500 kg/m3.
1.4接触、边界条件和载荷设置
轴承部分，轴套的内表面跟橡胶部分的内表面采用绑定约束使其结合在一起.对轴和轴承采用Abaqus/Explicit的面面接触形式定义接触状态.由于轴的刚度远大于轴承的刚度，因此选取轴的外表面为主面，轴承的对应表面为从面，摩擦系数设置为常数.
约束轴后端x，y，z三个方向的平动自由度和x，y两个方向的转动自由度.轴承外圈与轴承座间用弹簧单元来模拟其连接关系，约束弹簧一端的六个空间自由度，另一端与轴承外圈连接.根据实验值对其进行微调，得到弹簧刚度为1.328 3×1012 N/m，阻尼系数为21 120 kg/s.
载荷以力的形式施加在轴的前端面，方向为y轴负方向，并在该端面施加转速.
2仿真结果分析
2.1摩擦系数对振动噪声的影响
摩擦是引起振动噪声的根源，因此摩擦系数是振动噪声分析中一个至关重要的参数.本文分析了不同摩擦系数对轴承系统运转过程中振动噪声的影响.由于篇幅有限，而轴承Y方向的振动大于X和Z方向，具有代表性，因此文中所有分析均以轴承的Y方向的振动噪声进行分析和研究.此外，瞬态响应的时间在0.1 s以后，有限元模型基本达到稳定状态，因此文中所有分析均选取0～0.1 s的时间段进行分析和研究.观测点均选取为轴承节点19，如图1所示.
图2（a），（b）和（c）分别为摩擦系数为0.1，0.2和0.3时轴承节点19在Y方向的振动加速度位移和频谱图.分析时取名义载荷为0.4 MPa，轴转速为60 r/min.由图2可知，摩擦系数为0.1和0.2时，加速度峰值频率分别为4 136 Hz和4 096 Hz，加速度幅值为1.085 m·s-2和1.305 m·s-2.当摩擦系数增大到0.3时，系统的振动大大增强，峰值频率为3 287 Hz，加速度幅值为2.89 m·s-2.由此可见，随着摩擦系数的增大，系统的振动加速度明显增大，峰值频率减小，而振动加速度的大小不仅代表了振动系统的振动幅度，也反映了系统的噪色分贝，所以轴承系统的噪声也随着摩擦系数的增大而增大.因此，合理选择摩擦系数可以有效减小轴承系统的振动噪声.
2.2载荷对振动噪声的影响
影响轴承系统振动状态的另一个因素就是轴与轴承的接触面积，而载荷会改变轴承的接触状态，如载荷增大，接触面积也将增大.因此，本文讨论了不同载荷对水润滑轴承振动噪声的影响.图3（a），（b）和（c）分别为名义载荷为0.5 MPa，0.6 MPa和0.7 MPa时轴承节点19在Y方向的振动加速度位移和频谱图.分析时取摩擦系数为0.1，轴转速为60 r/min.对比图2（a）和图3可以看出，在摩擦系数和转速一定的情况下，振动峰值频率主要集中在3 800 Hz附近.载荷从0.4 MPa增大到0.6 MPa时，轴承系统的振动加速度呈增大趋势，而当载荷继续增大到0.7 MPa后，系统的振动出现小幅度的减小.因此，载荷对水润滑轴承振动噪声的影响存在一个临界点.
2.3转速对振动噪声的影响
在水润滑轴承实际运行过程中，转速会引起摩擦系数的变化，而有限元分析中难以模拟计算转速引起摩擦系数的改变，故本文只考虑了转速对水润滑轴承振动噪声的影响.图4为不同转速时轴承节点19在Y方向的振动加速度位移和频谱图.分析时取名义载荷为0.4 MPa，摩擦系数为0.1.从图2（a）和图4可以看出，在不考虑摩擦系数变化的情况下，转速的变化对振动加速度峰值频率影响较小，频率主要集中在4 000 Hz附近，且随着转速的增大，轴承的振动加速度也增大，即系统的振动越强烈.
3实验验证
3.1水润滑轴承振动测试设备
为了验证仿真模型的正确性，本文采用NI振动噪声测试仪在MPV20D摩擦磨损实验台上进行水润滑轴承的振动噪声实验，传感器采用PCB三轴加速度传感器.MP20D摩擦磨损实验台及NI仪器如图5所示，轴承试件及测点布置如图6所示.
3.2水润滑轴承振动测试结果
图7为水润滑轴承转速分别为60 r/min，120 r/min，180 r/min，240 r/min时，测点位置Y方向的振动加速度位移和频谱图.表3为不同转速下实验值和仿真值的对比分析.测试时名义载荷设置为0.4 MPa.〖FL）〗
从图2（a），图4，图7以及表3可看出，仿真加速度峰值频率主要出现在4 000 Hz附近，实验加速度峰值频率主要出现在3 800 Hz附近，峰值频率的最大误差为7.45 %.不同工况下，仿真与实验振动加速度有效值的最大误差为7.71 %，整体误差较小.随着转速的增大，仿真与实验的振动加速度都随之增大，而峰值频率的变化趋于平缓.由此可得，实验振动测试的结果与仿真分析的结果吻合度较高，说明运用瞬态动力学方法研究水润滑轴承的振动噪声具有一定的合理性，分析结果具有较高的参考价值.
4结论
1）水润滑轴承在低速重载的条件下，产生振动噪声的频率主要集中在3 200 Hz到4 200 Hz这个频率段.
2）摩擦系数越大，轴承系统的振动加速度越大，振动噪声越大，系统的稳定性越低.
3）载荷对振动噪声的影响存在一个临界点，在一定范围内，载荷越大，轴承系统的振动加速度越大，噪声越低，稳定性越低.当载荷增大到一定值之后，系统的振动开始减小，系统的稳定性得到小幅度增强.
4）转速越大，轴承系统的振动加速度越大，但是转速对轴承系统的振动频率影响较小.
5）实验验证表明：运用瞬态动力学方法研究水润滑轴承的振动噪声具有一定的合理性，分析结果有较强参考性.
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滑动轴承的润滑 篇4
曲轴-轴承系统是内燃机中最重要的结构单元之一, 主要包括曲轴、连杆、活塞以及与其密切相关的主轴承、连杆轴承。由金属瓦背及减摩层构成的滑动轴承被广泛的应用于高速内燃机中, 其可靠性直接关系到内燃机的安全运转。近年来, 随着内燃机的发展, 强化指标 (平均有效压力和转速) 的不断提高, 曲轴-轴承系统的工作条件更加恶劣, 主轴承的润滑问题更加严峻。为了适应内燃机发展的要求, 保证曲轴-轴承系统工作可靠、耐久, 有必要进行相关的研究工作。
滑动轴承在完全液体摩擦状态下工作时, 轴颈与轴承被一层足够厚的润滑油膜互相隔开, 两工作表面间的外摩擦变为油膜中各层液体间的内摩擦, 因此摩擦阻力和发热量都很小, 工作表面几乎没有磨损。轴承设计应能保证实现这一理想的工作状态, 而这就要求首先必须掌握出现在滑动轴承中的润滑理论。
1 内燃机滑动轴承润滑分析研究现状
1886年Reynolds在Tower的机车轮轴轴承试验的基础上, 根据流体力学的基本理论, 导出了流体润滑的基本方程, 为现代流体润滑理论奠定了基础。自Reynolds方程出现到上世纪50年代, 受当时计算工具的限制, 只能把动载荷轴承简化为稳定载荷轴承计算, 并按比压或比压与轴颈速度的乘积作为滑动轴承的设计条件。
内燃机轴承承受冲击性的交变载荷, 其方向和大小都随时间呈周期性变化, 是一种典型的动载荷轴承。随着数值计算技术的提高和流体润滑理论本身的发展, 上世纪50年代以后, 人们开始进行研究动载荷轴承的油膜压力和轴心轨迹。内燃机工作状况稳定时, 曲轴轴承的轴心轨迹是一条封闭曲线。内燃机主轴承的轴心轨迹计算在数学上属于初值问题。由给定的轴心初始位置, 采用步进方法逐点求出各瞬时的轴心位置, 再把这些瞬时轴心连接起来得到轴心运动轨迹, 具体分析方法按轴承轴颈中心的运动物理模型的不同, 主要分为静力学法和动力学法两类。静力学法中最具代表性的算法有Hahn提出的压力叠加法、Holland提出的承载力矢量叠加法和Booker提出的迁移率法 (Mobility Method) [1]。
1、静力学法:
(1) Hahn方法是德国学者于1957年提出的, 现行《内燃机设计》教科书中大多采用这种方法。其基本思路是将动载荷Reynolds方程分为旋转效应和挤压效应两个部分, 采用了统一的边界条件, 分别求出油膜承载力并进行矢量合成, 在建立总承载力与外载静力平衡的方程后, 求出轴心运动轨迹。Hahn法的求解精度较高, 但计算速度较慢。
(2) Holland方法是德国学者Holland教授于1959年提出的。该方法为克服对动载Reynolds方程在数学上求通解的困难, 将旋转运动和挤压运动分开, 按各自的边界条件独立求解, 再将旋转油膜力和挤压油膜力迭加而与外载平衡, 从而导出轴心运动微分方程, 求得轴心轨迹。该方法由于根据各自不同的边界条件计算压力分布, 忽略了两种工况下油压负值区的相互影响及对总承载力的影响, 因此误差较大。
(3) Mobility法是美国康奈尔大学布克 (Booker) 教授于1965年提出的。其基本思路是应用无限窄轴承理论求出油膜压力的解析解, 根据油膜承载力与外载平衡求出轴心运动方程。在求解轴心运动方程时采用一种巧妙的处理办法, 即观察者站在以一定的角速度旋转的动坐标上观察轴承运动, 这时相对观察者来说, 轴颈和轴承没有旋转角速度, 载荷也没有旋转, 相当于在稳定载荷作用下轴颈在间隙中作挤压运动, 大大简化了运动方程, 将求得的迁移率矢量与观察坐标的相对运动根据一定对应关系迭加, 便求得轴心运动速度, 从而确定任意时刻轴心的位置。该方法求解速度快, 并具有一定的精度, 所以在英美等国普遍应用。但Mobility法只能适用于轻载轴承, 不适用于重载轴承。
2、动力学法:
静力学法在计算轴心轨迹时不考虑运动件的惯性质量, 认为在任一瞬时外载荷与油膜承载力满足静力平衡方程.但是, 内燃机的实际工作表明, 连杆轴承载荷变化十分激烈, 忽略惯性项的影响将导致计算结果与轴承的实际情况差异较大。动力学法在分析计算中计入了轴系惯性影响, 通过Reynolds方程和动量方程联立求解, 计算轴心轨迹。
采用上述方法进行内燃机轴承润滑分析, 都需要预先确定轴承载荷, 最简单的方法是简支梁法[2], 即将曲轴人为的分割为若干段刚性支承的简支梁, 完全不考虑相邻段曲轴上受力的影响, 分别计算各个轴承的载荷, 这种方法与实际工况相差甚远。后来提出了连续梁法[3,4]求轴承载荷, 即将曲轴各部分转换为具有等效刚度的连续梁, 并支承在同轴的刚性支承上, 利用补充的三弯矩或五弯矩方程算出连续梁支承处的弯矩, 再以单个曲拐为研究对象计算轴承载荷。连续梁法考虑了相邻曲拐上的作用力对轴承载荷的影响, 比简支梁法更接近实际。
2 国内外轴承润滑分析的研究进展
内燃机主轴承广泛采用滑动轴承, 其工作时承受着气缸爆发压力和往复惯性力等随时间变化的力的作用, 因此对内燃机主轴承的润滑研究应属于瞬态润滑问题。对内燃机主轴承的润滑设计研究同流体润滑理论的发展是密不可分的。由于受理论发展和计算能力的限制, 早期内燃机轴承润滑设计都建立在理想工况简化假设的基础上, 没有考虑内燃机工作时各种复杂因素的影响。如将曲轴截成多个曲拐, 用简支梁代替连续梁计算轴承的负荷;将轴承视为刚性、表面光滑的圆形轴承;认为润滑油供应充足, 润滑剂为等粘度的牛顿流体等。文献[5]指出, 随着内燃机性能要求的提高和计算能力的增强, 许多原来被认为是次要的因素被逐步考虑进来, 如改用刚性或弹性支撑连续梁法计算轴承载荷;在进行润滑分析时逐步将一些影响相对较小的因素也考虑进来。
滑动轴承油膜润滑性能分析需求解Reynolds方程以获得润滑油膜压力分布。而Reynolds方程的数值求解首先要确定其润滑边界条件。对于滑动轴承, 如何确定油膜压力的起点和终点, 一直是一个极为复杂的问题。到目前为止使用较多的边界条件主要有以下三种:
(1) 全Sommerfeld边界条件, 认为收敛区为正压力, 发散区为负压力, 而且压力分布是反对称。该边界条件的优点是求解方便, 可做定性分析。缺点是实际的润滑油膜不可能承受较大且持续时间长的负压作用, 在物理上是不满足的。
(2) 半Sommerfeld边界条件, 认为收敛区压力分布与全Sommerfeld边界条件相同, 但发散区内的压力全部取为零。该边界条件的优点是使用方便, 所求得的压力分布与实际相近且偏于安全, 常用于工程计算。缺点是收敛区和发散区的流量不相等, 质量不连续。
(3) Reynolds边界条件, 认为油膜的起始点在最大间隙处, 而终止点则需要根据油膜的自然破裂确定。该边界条件的优点是既克服了发散区的负压问题, 又满足流量连续条件。缺点是仅在油膜破裂边界满足流量的质量守恒条件, 在起始边界则不满足, 而且计算过于繁琐。
此外, 还有双Reynolds边界条件、质量守恒边界条件、Floberg边界条件和再生成边界条件等多种边界条件。
双Reynolds边界条件是在油膜形成和破裂处都采用Reynolds边界条件。1999年, 崔升等证明了双Reynolds边界条件与Reynolds边界条件的双重变分形式是等价的。2002年, 张青雷等根据双Reynolds边界条件计算了滑动轴承在各种偏心率下的轴承性能, 结果表明由于双Reynolds边界条件考虑了油膜破裂对上下游边的影响, 因此比半Sommerfeld边界条件和Reynolds边界条件更适合非稳态工况。
一般认为Reynolds边界条件比较合理, 因而被广泛采用。然而实际上, Reynolds边界条件仅在油膜破裂边界满足流量的质量守恒条件, 而在起始边界不满足。Elord[6]于1981年提出质量守恒的空穴算法, 该方法克服了Reynolds边界条件的缺点, 保证了油膜边界的质量守恒, 使得润滑分析中的流速、流量和功耗计算更加合理。1990年, Paranjpe[7]首先应用质量守恒法对内燃机曲轴轴承进行性能分析, 并与Reynolds边界条件下的计算结果相比较, 发现两种算法所计算的最大油膜压力与最小油膜压力厚度都很相近, 但用质量守恒法计算出的空穴要大得多, 且流量也大不相同。实验证明, 质量守恒法可以精确地预测流速、流量及功耗。现代内燃机采用润滑剂往往可视为非牛顿性流体, 主要有粘度的剪切变薄和粘弹效应。
1992年Paranipe[8]研究了剪切变薄效应对内燃机轴承润滑性能的影响, 结果表明:对于一个存在典型剪切变薄效应的非牛顿润滑油, 当采用非牛顿模型进行计算时, 其功耗比牛顿流体模型减少25%, 最小油膜厚度减少30%, 最大油膜压力增加15%, 流量增加了25%~35%。而计算时间仅增加了50%。此外, 该文中还采用Maxwell模型探讨了粘弹效应对润滑性能的影响, 但作者为简化本构方程, 限制松弛时间为10-5s, 所以由粘弹效应带来的计算结果上的差别不甚明显。2001年王晓力[5]首次推导出基于应力偶流体模型的动载荷轴承Reynolds方程, 研究表明与牛顿流体相比, 应力偶流体的润滑油利于增大油膜厚度, 提高动载荷轴承的承载能力, 降低摩擦系数, 从而提高轴承运转的可靠性。
由于曲轴和轴承座的受载变形、轴承制造和装配误差等因素的影响, 工作中曲轴轴颈在轴承中一般处于倾斜状态。1988年Maspeyrot等[9]分析了一定大小的连杆轴颈水平和垂直倾斜对轴承润滑的影响, 轴承最小油膜厚度减小了50%左右;1990年[10]他们又对工作循环中轴颈倾斜为变化的情况进行了研究。1999年Garnier等[11]针对铝材料机体变形大的情况, 分析了内燃机机体变形导致轴颈倾斜时的轴承特性。2000年Lahma等[12]分析了一台四行程汽油机主轴承轴颈倾斜角一定时的情况, 结果表明曲轴轴颈很小的倾斜量可能导致轴承边缘金属间的直接接触;2002年他们又研究了轴颈倾斜角一定时的连杆轴承润滑特性, 表明轴颈倾斜对轴承最小油膜厚度和轴心轨迹有明显影响, 周向供油槽可能使轴承产生金属间接触。
国内对于发动机曲轴轴承润滑状况的研究起步相对较晚。1993年复旦大学裘祖干[13]等在Sinha工作的基础上分析研究了内燃机动载有限长粗糙轴承, 获得一维粗糙度 (或者是纵向或者是横向) 动载轴承润滑分析方法, 得到了粗糙度对轴承承载力、流量系数和摩擦系数的影响及一定工况下保证轴承处于完全流体润滑下轴颈与轴承表面粗糙度的临界值。1999年张朝[14]等分析了剪切变薄的非牛顿流变学特性和表面粗糙度对动载荷轴承的综合影响, 对比研究了不同粗糙结构条件下牛顿流体和非牛顿流体的名义最小油膜厚度。
综上所述, 内燃机轴承润滑分析在近20年来取得了令人瞩目的成就, 对理想的牛顿流体动载荷轴承的计算模型做出了许多重要修正, 使得内燃机轴承的润滑分析更接近于工程实际。
3 内燃机主轴承润滑研究意义
内燃机曲轴轴承, 包括连杆轴承和主轴承, 在工作中受到的冲击性气体爆发压力和活塞连杆组件惯性力的动载荷作用, 其最高平均比压达200~300bar左右, 润滑油膜中局部最高油膜压力可达平均比压的6~10倍, 是一种典型的动载荷滑动轴承。近年来随着新型内燃机性能要求的提高, 内燃机轴承的设计也在不断更新和完善。现代内燃机设计追求的目标是:提高工作寿命和可靠性, 降低燃油耗, 尽可能地提高输出功率, 降低摩擦损失等等, 对应于轴承来说, 就要求使用低粘度润滑油, 减小尺寸, 承受更高载荷, 在更薄的油膜下工作。所有这些将使轴承工作处于更加苛刻的状态, 因此对内燃机曲轴滑动轴承的摩擦学性能进行研究、确定影响其性能的各种因素、精确地预测轴承性能, 对于改善内燃机的工作性能及可靠性、延长寿命, 具有十分重大的意义。
摘要：曲轴-轴承系统是内燃机的关键部件, 其摩擦学、动力学性能直接影响到内燃机工作的可靠性和耐久性, 对其进行流体动力润滑和弹性流体动力润滑研究具有重要的意义。本文从流体动力润滑理论出发论述了内燃机滑动轴承润滑研究的现状和进展, 讨论了近年来曲轴润滑研究的意义。
滑动轴承的润滑 篇5
冷轧主电机止推轴承润滑分析及故障实例
通过对冷轧主电机滑动轴承润滑系统的分析,指出了止推轴承动压润滑系统中的最小流量需求值计算方法,以及与相应径向轴承流量分配的`计算公式,并通过两个故障实例说明了止推轴承动压润滑系统中总流量和流量分配的重要性.
作 者：周为民 作者单位：宝钢股份公司本部冷轧厂,上海,00 刊 名：科技创新导报 英文刊名：SCIENCE AND TECHNOLOGY INNOVATION HERALD 年，卷(期)： “”(26) 分类号：V51 关键词：滑动轴承 止推轴承 动压滑动轴承的润滑 篇6
【关键词】数控重型卧式车床；尾座；主轴轴承；润滑油路；改进措施
CK61160×8M/32T数控重型卧式车床在参与我公司日常生产工作的过程当中，有极为突出的应用优势：包括精度高，设备运行期间稳定可靠；吃刀量到，结构布置合理，整体布局科学；数控操作系统简便精确，加工效率高；控制面板设计科学，节约人力、时间消耗等，因此得到了广泛的应用。具体至该数控车床尾座部分，主轴轴承运行期间，为避免其与尾座套筒因频繁摩擦出现磨损问题，就需要依赖于润滑油路对两者之间的润滑关系进行改进。换句话来说，一旦润滑油路出现运行问题，则将直接对整个尾座部分的运行产生影响，干预主轴轴承的平稳运行，带来严重的经济损失，需要改进润滑条件，提高运行稳定性。
1、润滑油路问题表现
唐山钢铁集团重机装备有限公司所使用CK61160×8M/32T数控重型卧式车床为重型机床，该机床正常运行状态下所加工工件的极限长度为12000.0mm，过刀架最大工件回转直径尺寸为φ1250.0mm，机床整体中心高度为900.0mm，主轴转动速度承载标准为（按每分钟计）1.0～200.0r。分析该CK61160×8M/32T数控重型卧式车床尾座部分可知：从结构组成的角度上，主要由上尾座、以及下尾座这两个部分所构成。其中，上尾座的主要价值在于：确保在整个车床的正常运行状态下，尾座套筒能够以机动运行方式快速响应操作指令并接近工件，同时对工件进行必要的预紧处理。该部分主要由电子测力计、以及主轴套筒部件等构成。而下尾座的主要价值则在于：确保在整个车床的正常运行状态下，尾座移动的到位，尾座下体放松、卡紧等动作相应的可靠。整体运行期间，尾座上体结构、下体结构、乃至螺母丝杠的润滑完全取决于尾座主轴轴承的运行，在尾座启动前，需要预先对油泵进行启动。但在该CK61160×8M/32T数控重型卧式车床的实际运行过程当中发现：受到尾座主轴轴承润滑条件的限制性因素影响，因无法及时获取可靠的润滑保障，从而频繁性的出现设备因故停台的问题，对数控车床的正常运行产生了极为不良的影响，一方面造成了主轴轴承的严重损坏，另一方面经济损失严重。为解决这一问题，我公司对该CK61160×8M/32T数控重型卧式车床进行停机处理，拟对在尾座主轴轴承润滑油路中存在的问题进行根除。
2、润滑油路缺陷机制分析
从该CK61160×8M/32T数控重型卧式车床尾座对应的结构图纸当中分析不难得知：在数控车装尾座当中，套筒座体上方仅对应有一个与套筒移动所使用螺母部件连接的润滑油孔，即在整个数控车床的运行过程当中，仅该润滑油孔能够面向支持套筒移动的螺母丝杠提供润滑作业。但与之相对应的运行工况在于：只有在该车床尾座套筒处于移动状态的情况下，该润滑油路能够实施润滑动作。从实际运行的角度上来说，主轴前后轴承仅能够依托于螺母丝杠研磨处理基础之上的微量机油发挥润滑功效。这一实际情况所造成的问题在于：在车床尾座主轴轴承处于正常运行的状态下，受到较差润滑条件的因素影响，主轴轴承的研磨与损坏问题在所难免，且会对润滑油路的正常运行产生极为不良的影响。基于上述分析可知：整个CK61160×8M/32T数控重型卧式车床尾座主轴轴承润滑油路所存在的最主要问题，以及改进的核心内容在于：对车床尾座主轴轴承对应润滑条件进行改进，优化螺母丝杠的润滑供应条件，最大限度的控制轴承磨损问题。
3、润滑油路改进思路及其措施
结合上述分析，对CK61160×8M/32T数控重型卧式车床尾座进行如下改进：第一步，需要在车床尾座套筒部件上选择合理的钻孔，定位钻孔与隔套能够保持良好的贯通状态。在反复的观察与比选后，借助于套筒导向槽内既有的螺纹孔，使用任意螺纹孔进行钻孔钻通作业，避免在钻进期间对螺纹孔产生损伤。借助于此种方式，以本数控车床既有供油油路，将主轴轴承润滑油集中引流至定距隔套部件当中；第二步，以引流后的定距隔套为对象，在其辅助作用之下加工润滑油油槽，油槽加工标准为：长度300.0mm。同时，为面向主轴轴承提供可靠的润滑油保障，需要在所加工油槽的左右两端分别钻标准孔，确保能够有效的改善车床尾座主轴轴承所对应的润滑条件。
结合上述改进思路，在将该思路实际作用于CK61160×8M/32T数控重型卧式车床尾座主轴轴承润滑油路改进的过程当中，依照如下方式实施：首先，需要在停机状态下，对车床尾座套筒进行拆卸处理，同时分解相关零部件。观察可知：在该车床尾座套筒导向槽内部设置有两个M8标准尺寸的螺纹孔。选取前端螺纹孔，使用φ6钻头钻通该螺纹孔，钻进期间对螺纹孔螺纹进行必要防护；其次，在划线操作平台上，按照定距隔套φ320变径过渡设置标准位置，标注中心线，并根据中心线在操作平台上画出油槽加工线（油槽加工尺寸的控制标准为：长度300.0mm，宽度10.0mm，高度5.0mm），镗床加工完成润滑油油槽加工作业；再次，油槽底部两端位置钻孔，钻孔控制标准尺寸为：φ6钻头，钻进角度45.0°；最后，完成对所拆卸尾座套筒零部件的装配工作，并恢复车床的正常运行。
4、结束语
通过对主轴轴承润滑油路的改进与优化，重新装配与开机后，整个CK61160×8M/32T数控重型卧式车床的运行稳定性得到了保障。通过在运行期间的动态观察可知：该车床尾座主轴轴承的润滑条件较改进前明显好转，极大程度上的避免了因尾座润滑失效而对主轴轴承外观产生的磨损或性能产生的影响，降低了机损率，提高了车床运行的经济性、安全性。总结本次改进的主要经验在于：以钻通导向槽内部前端螺纹孔，设施油槽加工线的方式，优化螺母丝杠的润滑供应条件，最大限度的控制轴承磨损问题。该经验可为后续同类事故的处理与优化提供一定的参考、借鉴。
参考文献
[1]陈佰江，高中庸，李书平等.齿轮啮合中的摩擦激励频率分析与润滑降噪特性研究[J].润滑与密封，2009，34（6）：66-69.
滑动轴承润滑油膜测量综述 篇7
滑动轴承 (sliding bearing) , 在滑动摩擦下工作的轴承。滑动轴承工作平稳、可靠、无噪声。为了改善轴瓦表面的摩擦性质而在其内表面上浇铸的减摩材料层称为轴承衬。轴瓦和轴承衬的材料统称为滑动轴承材料。滑动轴承应用场合一般在低速重载工况条件下, 或者是维护保养及加注润滑油困难的运转部位。高速流体动压滑动轴承广泛用于高速机床等大型机械设备中而滑动轴承作为一种关键的基础零部件, 对设备的正常运行起着至关重要的作用。因此, 为保证轴承的正常运行而对润滑油膜进行在线监测和控制就尤为必要。
二、国内外研究现状
早在上个世纪的七.八十年代, 人们就对润滑油膜的压力分布, 以及润滑油的进出口温度等参数进行了有效地监测.但以往由于检测手段的限制, 往往通过对轴承的振动监测等分析方法来间接控制设备运行。但对滑动轴承润滑油膜厚度这一重要参数的动态变化信息进行有效检测, 至今并未找到完善的方法。目前, 测量摩擦副间微小区域内的油膜厚度已有多种测试手段, 诸如电阻法、放电电压法、电容法、X光透射法、激光衍射法和干涉法等等。
最早采用的方法是测量油膜的电阻, 但油膜的电学性能极不稳定, 不能定量地反映油膜厚度的数值。故一般只进行定性测量。
Brix1947年提出的放电电压法是利用电压击穿的原理根据电压与电流的关系来推算出代表油膜的放电电压。然而, 由于润滑剂的性质和纯洁程度对放电电压的影响, 所以此法也不能满意地用作油膜厚度的定量测定。
电容法测量油膜厚度是指当润滑油的介电常数已知后, 根据油膜的电容值随油膜的厚度增大而降低的变化关系, 由所测得的油膜电容数值和油膜间隙形状即可计算出油膜厚度。采用此法的主要困难在于建立电容值和油膜厚度的关系时油膜间隙形状不明确。
X光透射法被Sibley等人于1960年首先用来测量弹性油膜厚度, 并取得了与电容法同样可靠的测量结果。但在测量时, 必须对射向油膜的光束以及它与油膜的相对位置进行精确的调整。
Willis和Seth 1977年提出用激光衍射法测量两个圆盘间的油膜厚度。但当缝隙中充满润滑油时, 衍射宽度将受到油的密度, 粘度和折射率等因素的影响。此外, 该方法的主要困难是所测缝隙的下限值较大。
此外也有通过测量转轴的静态工作点, 再经理论分析来估算油膜的厚度。这种方法有明显的不足。1) 在静态工作点测量时, 没有考虑转轴和轴瓦的静变形。2) 无法实现对油膜厚度的动态及其振动的测量也没有考虑故障诊断的要求。
因此, 由于检测手段的限制, 至今人们并没有找到一种成熟地实现对滑动轴承润滑膜的厚度动态变化信息进行有效检测的方法。
随着光纤及其传感技术的发展, 为实现对油膜的直接动态测量开辟了一条新的途径, 从而为滑动轴承润滑油膜厚度动态变化信息的检测带来了新的希望。与传统的传感器相比, 光纤传感器具有灵敏度高、频带宽、测量范围大、抗电磁干扰、耐高压、耐腐蚀、在易燃易爆环境下安全可靠、便于与计算机等智能设备相连接、在线测量和自动控制等优点。
三、结语
综上所述, 把光钎位移传感器应用到滑动轴承运行状况的在线监控中, 无疑将会大大提高我国设备状态监测与故障诊断技术水平。
参考文献
[1]郭力, 李波.高速流体动压滑动轴承的润滑分析[J].湖南轻工业高等专科学校学报, 2002, 14 (2) :1-3.
[2]吴良.高速回转件润滑状态测量方法的研究[J].润滑与密封, 2003 (1) :67-69.
动压滑动轴承润滑状态与磨损分析 篇8
动压滑动轴承以流体润滑理论为基础,用借助于两个作相对运动物体间的相对速度而产生的黏性流体膜使两摩擦表面完全分离,由流体膜产生的压力来平衡外载荷。
轴承的失效形式之一就是因为磨损导致轴承建立流体动压润滑的必备条件遭到破坏而无法建立起完全油膜润滑状态。由于摩擦与磨损问题的复杂性与轴承本身运行状态的复杂性,用磨损量作为衡量依据来对滑动轴承的寿命进行计算很难有一个准确的结果,因此对生产实践也就没有什么实际的意义。而对于滑动轴承运行中润滑状态与磨损过程的研究,却可以帮助我们对滑动轴承的运行过程有一个更深入的了解,对生产实践也有重要的指导作用。
2 润滑状态的物理分析
润滑状态是由美国的Rober H.Thurston于1985年首次提出的,当时他观察到径向滑动轴承随着载荷转速增加出现较小的摩擦因数,并认为它是流体动压润滑与混合润滑的转化点。随后Gvmbel将这一现象与Streibeck试验曲线相结合,提出如图1所示的润滑状态图。滑动轴承的承载能力取决于相对运动面之间所形成的流体膜的种类,该流体膜的形成不仅与滑动轴承的结构设计有关,而且与轴承支撑的转轴的转速有关。轴承具有以其在被称为完全油膜、混合膜和边界润滑的三种方式或领域的运行状态[1]。
2.1 完全油膜润滑状态
润滑产生一个相对滑动面的完全物理分离,运动副两摩擦面间完全被一层润滑膜隔开,润滑膜的厚度一般在2.5μm以上。相对运动的两表面彼此分离,导致相对运动面间较低的摩擦系数和长时间的无磨损工作寿命。
根据相关试验数据与实际经验其表面相对滑动速度一般应超过0.13m/s。相对摩擦面之间的摩擦系数与ηω/ρ成正比,数值一般在0.001~0.005之间。
2.2 边界润滑状态
边界润滑其相对滑动面间只有一层极薄的边界膜存在,特征在于摩擦表面上生成一层与润滑介质性质不同的薄膜,其厚度一般处在1.25μm以下,强度很低,不能避免相对滑动两表面凸峰的直接接触,因此摩擦系数比较大。通常其相对速度小于0.05m/s。运动副两表面间的摩擦系数一般在0.05~0.15之间。
2.3 混合膜润滑状态
这是处于完全油膜与边界润滑极限状态之间的运行方式,润滑薄膜使相对滑动面有一部分分离,部分仍然直接接触。此种润滑状态其润滑膜厚度一般在1.25μm~2.5μm之间,此厚度不能完全使滑动面分离,其接触程度取决于摩擦副表面的机加工粗糙度,也有可能处于部分间歇接触状态。
混合润滑状态下,轴承的运行工况比边界润滑已有明显的改善,但其运行速度与承载能力仍然受到滑动面接触摩擦的制约。这种润滑状态要求滑动面间相对滑动速度范围在0.05~0.13m/s之间,两表面间的摩擦系数一般在0.005~0.05之间,轴承运行过程中温升比较高,功耗比较大,轴承寿命受到明显的限制。
对于实际运行中的摩擦副往往总是几种润滑状态同时存在的。转轴从静止启动开始,逐步从边界润滑到完全油膜润滑,以完全油膜润滑经混合润滑直到停止。其稳定运行于完全油膜润滑状态下的轴承实质是处于无磨损工作寿命的工作状态。在边界润滑状态与混合润滑状态下运行才会对轴承造成损伤,甚至造成致命性损伤。
因此对于动压滑动轴承来说,为保证轴承的可靠稳定运行与延长轴承的使用寿命,必须减少轴承在非完全油膜润滑状态下的运行时间,频繁的启停轴承以及频繁的转轴换向,都会对轴承造成严重的损伤,应该避免这种轴承运行工况的出现。
3 理论基础与基本方程
3.1 计算油膜厚度的基本表达式
建立如图2所示的坐标系。
当不考虑由于制造安装等因素造成转轴轴颈在运行过程中的倾斜时,轴承运行其油膜厚度表达式[2]为:
其中:c为轴承半径间隙;e为轴心的偏心距;β为Z坐标轴沿旋转角速度方向的计量角度;θ为两轴心连线与Z轴所夹偏位角。
而当轴承运行时轴颈倾斜对运行不能忽略时,由于转轴倾斜使轴心各点偏心距e和偏位角θ成为沿坐标Y轴变化的函数e(y)与θ(y)。则实际轴心各点偏心距和偏位角变成空间内沿各自分量的矢量和,即:
其中:e(y)为考虑轴颈倾斜时的轴心偏心距;θ(y)为考虑轴颈倾斜时的偏位角;ex(y)与ez(y)为偏心距沿另外两轴线的分量。
式中:ax与az分别为轴颈沿X轴与Z轴的偏斜角度。
当考虑轴颈倾斜的影响时油膜厚度的计算公式为:
3.2 有限宽径向轴承雷诺方程
由润滑理论基础得知有限宽径向轴承雷诺方程式[2]为:
3.3 无量纲雷诺方程及求解
引入下列无量纲变换式:
把上式代入方程后得无量纲雷诺方程的表达式为:
其中:R为轴承半径;μ为润滑介质粘度;c为半径间隙;ω为轴颈相对于轴承旋转角速度;φ*为轴颈中心绕轴承中心回转变位角速度;ε*为偏心率ε的增长速率。
对于雷诺方程相关文献[3,4]已有非常清晰的求解过程,本文不再赘述。通过对雷诺方程的求解可清楚地解得轴承油膜的压力分布、温度与粘度分布,以及求得轴承的静态及动态特性。
其中可得轴颈表面摩擦力的表达式为:
3.4 边界条件
润滑油膜压力边界条件应满足以下连续性条件:
在油膜起始端:P(θ1,y)=0;
其中:θ1为压力油膜起始角度;θ2为压力油膜终止角度。
4 启动时轴心的运动轨迹与运行分析
本文所关心的是轴承在启动与停止过程中所处不同润滑状态下,轴承相对滑动面间形成油膜的情况以及磨损情况。在这个轴承启动与停止的过程中由油膜厚度的变化引起轴颈偏心率的变化是巨大的,它也直接决定着轴承运行的可靠性及稳定性,本文以轴承启动过程为例说明轴承在此过程中轴颈轴心的运动轨迹[5]。
如图3所示:静止时轴颈处于轴承孔中心的最低位置并与之接触,轴心处于如图3所示O1的位置。启动后低速阶段带入间隙的润滑油较少,轴瓦对轴颈的摩擦力方向与轴颈表面圆周速度相反,迫使轴颈沿孔壁向左爬升,轴心处于如图3所示O2的位置。随着转速增加与带油量也增加,动压作用逐渐形成,承载的油膜厚度增加将轴颈向右浮起,使其稳定运转在一定的偏心位置上,轴心处于如图3所示O3的位置。
结合图3对处于不同润滑状态的轴承的性能分析如下:
轴颈轴心由静止于O1位置开始启动时,两滑动面间是完全的刚性接触,此时两表面间自然形成一收敛的楔形间隙,没有润滑油膜的存在使得此时的接触摩擦力处于极大状态。随轴颈的转动,有少量润滑油被带进轴承间隙,改善完全刚性接触的恶劣条件,使轴承压力与温度场的分布不再陡峭,摩擦力F也明显降低,轴承性能得到明显的改善。
随轴颈转速的增加使带进间隙的润滑油增多,也使得动压效应更为明显,此时轴承已由边界润滑状态过渡到混合润滑状态,承载油膜的起始角θ1进一步缩小,终止角θ2进一步扩大,轴承压力与温度场的分布趋于平缓,最终由动压效应完全平衡外载荷使摩擦力F达到最低值,轴承稳定运行于完全油膜润滑状态。
5 示例计算与分析
5.1 允许最小油膜厚度[hmin]
根据润滑膜厚度鉴别润滑状态的方法是可靠的,但由于测量困难,往往不便于采用。为保证轴承能在完全油膜润滑条件下运行,应使最小油膜厚度hmin大于允许最小油膜厚度[hmin]。
允许最小油膜厚度[hmin]等于轴颈、轴瓦工作表面不平度与轴颈挠度之和,即:
式中,S-安全系数,对轻载荷机械用轴承取S=1.1~1.5,对轻载机械用轴承取S=2~3;R1、R2-对轴颈和轴瓦摩擦表面不平度平均高度;y1-轴颈在轴承中的挠度;y2-轴颈偏移量,见图2。
5.2 示例计算
下面以某电机厂在我公司选用准200×200轴承为例,对该轴承的最小油膜厚度进行计算与校核。其中已知参数:转轴公称直径DJ=准200mm,轴瓦宽度B=200mm,转轴转速n=1000r/min,计算得承载系数S0=1.42,取相对间隙为0.0019,计算得相对偏心率ε=0.66,转轴挠度y1=0.01568mm,配合表面粗糙度加工要求为R1=R2=0.0016mm。
最小油膜厚度hmin的计算公式[6]:
最小允许油膜厚度[hmin]的计算:
轴承应用于轻载工况故安全系数选取S=1.5,由于轴瓦采用球面结构具有自动调心功能,故轴颈偏移量y2=0。
通过计算得知由于hmin≥[hmin],故该轴承在设计上应能满足使用要求,但该轴承在实际投入运行的过程中,却因轴颈与轴瓦的快速磨损而导致烧瓦事故使轴承失效。
5.3 事故原因分析
发生事故的轴瓦如图5所示,下面结合图3对本次事故的原因进行分析。
如图3所示,在轴承启动运行的过程中,轴颈轴心位置在没有形成动压油膜之前,由于对轴瓦的摩擦力使其沿孔壁爬行,即轴心位置由O1点运行到O2点,如图4所示。在此阶段轴承运行于边界润滑与混合润滑阶段,轴承摩擦力非常大,并且温升迅速,属于轴承运行的最危险、最脆弱阶段。在图4所示状态下虽然形成动压效应必需的楔形间隙,但由于进油槽的存在或者由于制造加工存在的隐性缺陷,使得轴承运转形成动压油膜的条件及其微弱甚至遭到破坏,故无法正常建立动压效应,因轴瓦温度迅速升高而导致烧瓦事故。
5.4 混合摩擦造成轴瓦损伤的分析
在主负载区和受压处粗糙度尖峰在轴承处于混合润滑状态时被磨平,合金厚度的减少有的刚好可见但测量不出,有的可见可测量,这些痕迹都具有柔和的出口和入口。经相应的运行时间后会在滑动面造成光亮的区域,且光亮的摩擦痕迹和滑动层的移动呈舌状(见图5)。当轴瓦磨损严重并过热时,从滑动面棱边磨蚀下来的滑动层被推涂在沿滑动方向的滑动面上或者油槽与油囊的棱边。在极端运行状态下发生的混合摩擦,其发热升级造成滑动面的严重和不规则的合金磨蚀、拉脱和流动,导致咬粘并使滑动面相对运动停止。和轴颈发生咬粘的合金被转轴带动旋转,使磨蚀现象迅速由承载区和高温区沿滑动方向扩展,直至整个滑动面。
经边界与混合润滑状态运行的轴承,其滑动面粗糙度尖峰被磨平而变成粒子或颗粒被压入滑动面,其中有的脱落而留有压痕,有的在沿着滑动方向产生纹痕。硬的粒子多次连续压入,一般斜向轴瓦边缘散开并使滑动面发生变异无光泽并有个别细裂纹。
6 结语
(1)轴承所处的润滑状态对其磨损和寿命有着直接的关系,各种润滑状态所形成的润滑膜厚度不同,但是单纯由润滑膜的厚度还不能准确地判断润滑状态,尚需要与相对滑动面的表面粗糙度进行对比,只有当润滑膜厚度足以超过两表面粗糙度的尖峰高度时,才会避免峰点接触实现完全油膜润滑。
(2)轴瓦在安装投入运行前必须要刮瓦,务必保证进油槽入口与轴颈合适的间隙,改善轴承的润滑性能。
摘要：运用物理分析与理论计算的方法对动压滑动轴承的不同润滑状态进行分析,说明轴承在不同润滑状态下运行时的磨损情况及其对轴承运行性能的影响。文中结合具体实例进行计算并对引起轴承损伤的原因进行分析,说明轴承所处的润滑状态对其磨损和寿命有着直接的关系。
关键词：润滑状态,动压滑动轴承,磨损,寿命
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滑动轴承的润滑 篇9
一、机械强制油润滑轴承的基本原理与应用效果
按结构和承载的不同, 滚动轴承可分为向心轴承、向心推力轴承、推力向心轴承和推力轴承等。在机械设备中, 滚动轴承必须有较高的可靠性, 要求有较大的适用温度, 且在此工况下有较长的使用寿命;滚动轴承必须具有一定的径向或同时径向和轴向或轴向的承载能力, 同时轴承必须具有足够的刚度以保证轴到轴承座之间的平稳传力[5]。
(一) 油膜润滑基本原理。
如果正常运转时, 轴颈和轴瓦被一层油膜完全隔开, 并在油膜中产生流体动压力, 借以平衡外载荷。流体动压润滑是依靠被润滑的一对固体摩擦表面间的相对运动, 使介于固体间的润滑流体膜内产生压力, 以承受外载荷而免除固体摩擦副表面相互接触, 从而起到减少摩擦阻力和保护固体摩擦副表面的作用[6]。油膜润滑的工作原理图如图1所示。在外载荷F的作用下, 轴颈中心相对于轴承中心在一偏心位置上, 偏心距为e, 偏位角为θ。在轴承中心和轴颈中心连心线的延长线上, 一端有最大间隙hmax, 另一端有最小间隙hmin。其中c为半径间隙, R为轴承孔半径。r为轴颈半径。顺着轴颈旋转方向, 由hmax到hmin的半圈内, 间隙是由大变小的收敛楔形, 这就是润滑油膜能产生压力以承受载荷F的主要几何条件。在由hmin到hmax的半圈内, 则为由小变大的开阔楔形, 其作用正好相反, 因此, 润滑油膜中压力分布在hmin以后急剧下降。
(二) 机械强制油润滑轴承的应用效果。
油膜厚度的大小是滑动轴承的要害所在, 为确保轴承在液体润滑条件下安全运转, 轴承边缘处的油膜厚度应不低于最小安全值, 其中轴承在三个不同转速下的安全值如表1所示。
通过分析, 在固定载荷下, 转速越高最小油膜厚度越大;随着转速的增加, 粘性力增大, 轴承平均温度升高;转速不变, 油流量增加, 轴承平均温度降低。
二、机械强制油润滑轴承的载荷分布
作用于轴承的载荷是通过滚动体由一个套圈传递到另一个套圈, 滚动轴承的载荷分布就是指将确定外载荷作用时轴承内部各滚动体所受载荷, 通常轴承内各滚动体所受的载荷是不同的[7]。载荷分布主要研究的就是轴承的承载情况和变形情况, 承载和变形的大小, 直接影响着滚动体与套圈之间的接触应力、润滑状态等, 即决定轴承的实用性能和寿命[8]。因此, 滚动轴承中的载荷分布分析是研究滚动轴承的力学基础。
(一) 低速时滚动轴承的载荷分布。
轴承在低速或静止时, 计算和分析可以不计及离心力和陀螺力矩的影响。球与内外套圈的接触角相等, 并随轴向载荷的增加而增大。其中接触角的大小直接影响轴承性能, 同时载荷的变化又将引起接触角的变化。因此接触角是滚动轴承设计和使用的重要参数之一[9]。图2表示了低速或者静止时, 轴承接触角随轴向载荷下的变化规律。随着轴向载荷的增加, 轴承的接触角增大原始接触角越大, 轴承越难变形, 接触角越难改变;对同一接触角而言, 接触角随载荷的增加初始变化较大, 之后趋于平缓。
(二) 高速时的载荷分布。
很多机械设备主轴轴承工作转速往往相对较高, 其载荷分布将有别于低速轴承, 且随着转速的升高, 轴承内外圈的载荷也随着改变, 计算和分析时必须考虑球的离心力和陀螺力矩的影响。图3表示了高速滚动轴承旋转时的几何关系示意图。其中, x, y, z为固定坐标系, x轴与轴承的轴线重合;x', y', z'是以滚珠中心o'为原点的相对坐标系, 该坐标系以滚珠的公转角速度bω绕x轴旋转, x'轴与x轴平行, z'轴指向轴承的外部;u, v, w是以滚珠中心o'为原点的局部坐标系, o'u为滚珠的自转轴线。
根据推理与计算, 并以某型主轴轴承为例, 计算了计及离心力下某受载情况下的变形位移。计及离心力时, 滚子与外滚道接触的变形位移比与内滚道接触的变形位移大, 由数据也可以看出, 滚子与滚道接触的变形量都是比较微小的。
三、机械强制油润滑轴承的润滑状态分析
润滑技术主要包括润滑剂和润滑方法, 目的是在轴承的接触面形成润滑膜, 防止磨损, 提高轴承性能。润滑剂除了形成润滑膜之外还能带走轴承热量, 去除接触表面上的磨粒。润滑方法是轴承形成润滑膜的手段, 依轴承的工况和润滑剂种类而定[10]。
(一) 油浴润滑。
油浴润滑是将轴承部分侵入油池中进行润滑。油位的高低直接影响轴承的能耗及温升, 一般油位高度为轴承最下部滚动体的中心线[11]。DN<1.5×105mm·r min时, 油位可高一点, DN>5×105mm·r/min时, 油池温升将明显上升。油浴润滑有的更新周期可由油品的理化性能变化决定, 同时可由图4根据油池的容量及轴承大小来决定。循环给油润滑是一种对轴承部位进行积极润滑的形式, 在使用循环给油润滑时, 轴承可以得到充分润滑及冷却, 同时轴承的DN值可达到2×106mm·r/min。
(二) 喷油润滑。
当DN>2×106mm·r/min时, 润滑油需要起到冷却兼润滑的作用, 此时采用喷油润滑比较合适。
(三) 油雾润滑。
喷油润滑虽有良好的润滑作用, 但是存在润滑油量过量的问题。近年来高速运行的轴承趋向采用微量润滑, 其中油雾润滑就是一种很好的微量润滑方式。其原理是润滑油随着压缩空气 (压力一般≤0.5MPa) 一起吹进轴承内部, 被雾化的油 (油雾粒度约为0.005㎜) 在轴承表面再次凝结形成油膜, 起到润滑作用。油雾润滑主要用于转速在5×104r/min的高速轴承或DN值在6×105mm·r/min以上的轴承进行有效润滑。
(四) 油气润滑。
油气润滑是近年来出现的一种新兴的润滑技术, 与传统的润滑技术相比, 具有很多突出的优点。目前关于油气润滑项技术的研究较少, 如供油量对润滑方式的影响及供油量的确定等, 尚未有人进行研究, 大都是参照稀油润滑或油雾润滑和凭经验加以确定。
四、结语
当前机械轴承的发展趋势是高速、高温、耐腐蚀, 要达到长寿命和高可靠性等要求。希望本文的分析能够对轴承材料的制备与发展提供参考。
摘要：机械强制油润滑轴承在当前工业应用中意义重大, 对于因速度过高破坏了层流、膜厚过小而发生咬死, 引起润滑失效;对于若速度或载荷随时间变化, 流体润滑不仅有楔入效应, 而且还有挤压效应。本文首先具体分析了机械强制油润滑轴承的基本原理与应用效果, 探讨了机械强制油润滑轴承的载荷分布, 最后详细进行了机械强制油润滑轴承的润滑状态分析。
关键词：润滑状态,基本原理,载荷分布,机械强制油润滑
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滑动轴承的润滑 篇10
本刊讯 (记者申海鹏) 在8月8~10日举行的2013第十届北京国际轴承工业装备展览会上, 全球领先的润滑油供应商埃克森美孚展示了其适用于各种轴承的工业润滑脂产品系列和解决方案, 吸引了参会企业和观众的热切关注。
高品质的润滑脂和专业的润滑管理能够保护轴承在运行过程中免受环境、污染物等的影响, 在恶劣条件下有效提高轴承可靠性和使用寿命。作为领先的润滑油品牌, 美孚工业润滑油凭借丰富的从业经验和强大的专业技术, 为轴承产业研制了一系列高品质的润滑脂:美孚力富SHC系列、美孚滑脂XHP系列、美孚SHC宝力达系列。在展会中美孚还全面展示了包括现场工程服务和Signum油品分析系统在内的美孚润滑解决方案。
“埃克森美孚与世界各地多家知名设备制造商紧密合作, 充分了解各行各业轴承应用的特点和发展方向, 为其提供有针对性的高效专业保护, 也因此得到了设备制造商的广泛认可和信赖。”埃克森美孚 (中国) 投资有限公司副总经理岳春阳先生说道, “美孚工业润滑油将继续致力于加速提升轴承的可靠性和使用寿命, 为轴承产业实现增速发展注入强劲动力。”
滑动轴承的润滑 篇11
应用起动机发电机一体化(ISG)技术的轻度混合动力汽车(ISG-MHV),混合程度小,电机功率低,最容易在轿车上实现[1]。本文所研究的混合动力系统由ISG电机转子代替飞轮刚性连接到曲轴输出端形成。和传统的曲轴系统相比,混合动力系统轴系的结构形式和外载荷都发生了变化———曲轴输出端和电机转子刚性连接形成机电耦合轴;机电耦合轴曲轴端承受着原发动机施加的载荷,转子端承受着电机的电磁力。文献[2,3]对混合动力结构形式改变引起的轴系振动和应力分布的变化情况进行研究,没有考虑轴承的润滑特性改变;文献[4,5]对曲轴系统轴承的润滑性能进行了研究,没有考虑曲轴和缸体对轴承的相互作用。由于轴系结构和外载荷的变化会改变轴承的润滑情况,严重时甚至会造成混合动力系统轴系(特别是电机转子部分)的损伤和断裂,而且混合动力系统在电机轴承及电机的设计和选型时主要依靠经验判断,还没有明确理论依据支撑,因此对混合动力系统滑动轴承进行润滑分析非常必要,尤其是对混合动力系统的电机选型和设计具有重要的意义。本文建立了包括机电耦合轴模型、发动机缸体模型和滑动轴承润滑模型在内的混合动力系统轴系模型;计入发动机缸体、机电耦合轴和轴承的相互作用的同时,分析了在不同混合动力工况和电机功率情况下轴承的动力润滑特性。
2 建立混合动力系统轴系模型
混合动力系统由滑动轴承、机电耦合轴和发动机缸体共同组成。机电耦合轴和缸体对轴承润滑性能均有影响,要分析混合动力系统轴承性能首先要建立包括滑动轴承、机电耦合轴和缸体在内的混合动力系统轴系模型。
2.1 轴承润滑模型
2.1.1 雷诺方程
轴承润滑油为牛顿流体,用湍流的平均运动方程雷诺方程(1)对润滑油的液体动力润滑特性进行分析[6],从而描述油膜的压力分布
其中,p(z,θ,t)为油膜压力;h(z,θ,t)为油膜厚度;z为油膜的轴向位置;θ为油膜的周向角度;t为时间;油膜压力和油膜厚度均是油膜位置和时间的函数;μ为润滑油粘度;R为曲拐半径;ω为机电耦合轴角速度。由于混合动力系统中轴承承载大,精度高,选择合理的气穴边界条件,对轴承的润滑分析有重要的实际意义[7],本文应用的是Gümbel气穴边界[8]条件。
2.1.2 雷诺方程的数值分析
本文应用沙漏控制的双线性矩形单元来离散油膜区域。将油膜区域沿圆周方向划分为m等份,沿轴向划分为n等份,所有的网格尺寸均为(△z,△θ),其中△θ=2π/(m-1);△z=L/(n-1)。
用摄动法改写雷诺方程,保留方程一阶项,并按照变量分解得到如下两个方程
用Galerkin法得到式(2)、(3)的弱形式
其中单元油膜厚度取同一单元四个节点处油膜厚度的平均值(6)
油膜厚度变化速率为同一单元两个相邻时间步上的厚度差在时间上的平均值
其中下标k表示时间步;上标e表示单元号。将式(6)和式(7)代入雷诺方程弱形式(4)、(5)积分后,整理得到包含待求参数初始压强和扰动压强在单元上的等式,将所有单元等式组合起来得到对应的总体方程:
其中,[K]为油膜刚度矩阵;{f0}为载荷向量;{f1}为载荷增量。在每个时间步解方程(8)得出油膜初始压力P0,解方程(9)得到油膜扰动压力△p,直到总压力p=p0+△p可以承受外载荷为止。用牛顿迭代法进行非线性迭代来计算各个时间步的油膜厚度变化量△h。
2.1.3 轴承模型求解步骤
轴承液体动力润滑分析的目标是求解一个载荷周期内的油膜压力、油膜厚度和轴心轨迹,其中油膜厚度和轴心轨迹都可以通过偏心率计算出来。在每个时间步,应用有限元法结合摄动法和Galerkin法对雷诺方程进行迭代求解油膜压力和偏心量。
2.2 机电耦合轴模型
机电耦合轴是指ISG电机转子代替飞轮刚性连接到曲轴输出端后形成的轴。用有限元法将机电耦合轴划分为39164个六面体单元,包括47320个节点和141960个自由度。
基于哈密顿原理和有限元法建立机电耦合轴的运动方程(12)
其中:[Mc]和[Kc]分别为质量和刚度矩阵,来源于有限元模型;[Cc]为阻尼矩阵,应用瑞利阻尼;{Fc}是载荷向量,来源于混合动力系统轴系多体动力学分析;{uc}为位移向量;上标c表示机电耦合轴。{Fc}和{uc}都是时间t和空间s的函数。
2.3 发动机缸体模型
为了减少计算量用沿轴承轴向分布的三个线形弹簧来等效替代缸体的分布刚度。三个线形弹簧分别位于轴承的两端和中间,沿竖直和水平方向。缸体刚度为K,则两端弹簧的刚度均为K/6,中间为K/3。
缸体运动方程在旋转坐标系下表示为
其中,{Urb}是缸体的和轴承接触处的界面位移;{Fb}是作用在缸体上的外力;[Kb]是刚度矩阵;[Cb]是阻尼矩阵;上标b表示发动机缸体。
2.4 混合动力系统轴系模型
机电耦合轴的位移{uc}经过简化可以表示为{uic|Urc}T。其中{uic}是简化后的机电耦合轴内部位移;{Urc}是机电耦合轴和轴承接触处的界面位移。简化后的机电耦合轴运动方程可以表示为
主轴承的偏心量可以定义为机电耦合轴的位移和缸体位移在轴承处的偏移:{ε}=[Urc]-[Urb](15)
由机电耦合轴、发动机缸体在主轴承处的作用力与反作用力关系可得出:[Frc]=-[Fb](16)
综合式(13)、(15)和(16)有
将式(17)代入式(14)得到
对式(18)进行积分,求解混合动力系统轴系简化系统的动力学响应。由于轴承油膜润滑性能的非线性,包含油膜非线性参数偏心量{ε}的式(18)也具有非线性,所以在求解方程时应用Newton-Raphson法结合Newmark法进行迭代求解。
3 混合动力系统轴承润滑分析结果
3.1 不同混合动力工况对轴承润滑性能的影响
当系统处于混合动力工况时,相当于在机电耦合轴转子端施加了一个和旋转方向相同或者相反的力矩。该力矩直接作用在机电耦合轴上,会改变轴系受力从而影响系统轴承的润滑情况。
3.2 不同功率电机对轴承润滑性能的影响
对于混合动力系统来说,选用不同功率电机相当于在机电耦合轴转子端施加不同的电磁力矩,也会影响轴承的润滑情况。本节以不同功率电机对第二主轴承和电机输出端轴承垂直方向偏心率和油膜压力的影响,来说明电机不同功率情况下对混合动力系统轴承润滑性能的影响。模型机为1.6L直列四缸水冷汽油机,工作转速为3000r/min,混合动力系统分别选用15k W、30k W、45k W的电机。
综上所述,混合动力工况改变和电机功率变化对主轴承的偏心率和油膜压力影响不大,不会影响轴系的正常运行;电机助力工况增大了电机输出端轴承油膜压力,发电工况则减小;电机处于助力工况时功率越大,轴承油膜压力越高,但是增大幅度不足以影响轴承的正常工作;当混合动力工况和电机功率改变时,电机端轴承偏心率发生了明显变化,即电机转子轴心轨迹发生变化。
4 结论
建立了包括轴承润滑模型、机电耦合轴模型和发动机缸体模型在内的混合动力系统轴系模型。依此模型,对系统轴承润滑性能进行计算,分别计算了在一个发动机工作循环内,不同混合动力工况和不同功率电机情况下轴承的油膜压力和轴承偏心率,通过对计算结果分析比较,得出以下结论:
(1)通过建立混合动力系统轴系模型,可以分析混合动力系统不同混合工况和不同功率电机情况下系统轴承的润滑性能;
(2)不同混合动力工况和不同功率电机对主轴承的油膜压力和偏心率影响都很小,不会影响轴系的正常工作。1.6L发动机选择功率在45k W以内的ISG电机形成混合动力系统都可以安全运行;
(3)电机输出端轴承的油膜压力和偏心率都小于主轴承,润滑情况良好。根据计算出的油膜压力可以优化电机轴承的选取;
(4)求解轴系模型可以计算出混合动力不同工况和电机不同功率情况下的电机转子轴心轨迹,从而为混合动力系统电机设计、选型以及控制策略提供可靠的依据。
摘要：建立了包括滑动轴承、机电耦合轴和发动机缸体在内的混合动力系统轴系数学模型,依此模型对混合动力系统轴承液体动力润滑性能进行分析,分别计算了一个工作周期内不同混合动力工况和不同电机功率情况下滑动轴承的偏心率和油膜压力。计算结果的分析表明,混合动力工况改变和电机功率的增大不会明显影响混合动力系统轴承的偏心率和油膜压力;根据机电耦合轴电机端轴承的油膜压力和偏心率可以优化电机轴承以及电机的选型和设计。
关键词：ISG,混合动力,滑动轴承,液体动力润滑
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