主轴润滑（精选3篇）
主轴润滑 篇1
摘要：针对天车油路润滑系统装配难的问题,提出了一种改进方案,该方案已处于观察试用阶段,效果很好。
关键词：天车,润滑,空心轴,润滑系统
0 引言
目前,与本单位合作的某公司生产的TC675天车,主要由天车架、快绳轮,主滑轮总成及辅助件组成,其中主滑轮总成由主轴、支座、6个滑轮、轴承等零部件组成。每个滑轮内均装有一付轴承,轴端设有给每个滑轮加注润滑油脂的M10×1黄油嘴,可方便的向轴承内加注润滑油脂。天车滑轮组的润滑方式目前主要采用的是空心轴+润滑系统的结构。
这种润滑方式优点是减轻了轴的重量,加油方便,润滑可靠,但在安装天车主轴内的油路系统时发现,把组装好的油路系统装入天车主轴内是很困难的,有时会出现“漏油”及油管破裂现象;影响了生产效率。后来经过现场实地测量和深入研究,针对天车油路润滑系统装配难的问题,提出自己的思路见解。现从以下三个方面分析。
1 影响因素
1.1 天车主轴的加工对其造成的影响
(1)由于轴太长(TC675天车主轴长度是1228mm),在车内孔时不可避免地会出现“让刀”现象,车出的内孔会带有不同程度的锥度。
(2)在车削内孔时,采用的从两头车削的方法,在接刀处会留有接刀台,这在机加过程中是难以避免的。
(3)天车主轴孔内装有油路,采用O型密封圈密封,密封性要好,这也要求轴的内孔粗糙度要高,设计者在设计主轴时要求是6.3,而在实际机加过程中是难以满足此要求的。况且从经济角度上来讲,内孔的粗糙度等级越高,加工的成本越高。
1.2 装配过程中出现的问题
(1)目前采用的油路系统,主要靠O型密封圈的预压量将型腔与油路隔离,形成轴的内孔与油路之间的过盈配合,保证润滑油能够顺利进入油管。
(2)储油腔之间的间距靠3个互成120°的螺栓保证,在实际上操作过程中,由于师傅的经验,技术等因素的影响,3个螺栓的长度不太可能保持一致,其平行度是难以保证的,这就势必会造成密封圈与孔之间配合过紧,甚至难以装配。
(3)由于是过盈配合,组装好的润滑系统长度较长,况且只是靠油管的拉力作为连接各储油腔的力量,在润滑系统装配的过程中,所施加的装配力难以掌握其真正的受力方向,导致安装困难,甚至造成油管破裂。
(4)在这种情况下即使将油路装入轴的内孔里,整个油路可能形成“麻花状”,容易“割”密封圈,有可能使密封圈失去密封作用,这些情况人为难以控制,且是观察不到的,如图1所示。
2 解决方案
针对以上在加工和装配过程中出现的问题,主要针对安装上的,本文提出以下三种方法可改变油路安装难的问题。
2.1 改进方案
2.1.1 加隔离套
由于使用互成120°的3个螺栓,其平行度很难保证,在改进的方案里将去掉螺栓,在储油腔之间利用平行度较好的隔套。
2.1.2 采用单根铜管长连接
将原来的7根油管做成长铜油管,与相应储油腔连接处攻扣,在其他储油腔上打上过孔,让其通过。
2.2 润滑系统内零部件更改
(1)为了适合本改进方案,其润滑系统内的相应的零部件也做更改,具体更改如下:
定距元件的更改——本方案中的隔套将采用PVC管,如图2所示。
(2)安装板的更改——安装板的更改是本方案中改动最大的零部件,因为分体安装,它的难点就是安装板在最后怎样装在主轴上。这次改进,把安装板原来的螺纹孔(包括锥螺纹)全部改成通孔,如图3所示。
(3)管接头——为了便于安装板的安装,本方案增加一个零件—管接头,目的使油管和油嘴直接连接,便于最后安装板的安装,如图4所示。
2.3 装配方案
安装将采用分体安装的方式,在安装一个储油腔之后加上隔套。将储油腔之间短钢管连接改成长的铜管连接。当装完全部储油腔后,使用管接头连接油管,并让管接头通过安装板,利用孔用弹性挡圈把安装板装在主轴上,最后把油嘴安装在管接头上,如图5所示。
在与安装板连接处采用接头连接如图6所示。
其最终润滑系统总成如图7所示。
2.4 此方案优点
(1)加隔套可校正整个管路整体的同轴度。
(2)采用分体安装,将安装时所施加的力全部作用在隔套上面,避免损伤油管,安装方便,可靠。
(3)采用铜的长油管,安装方便,不易影响整个油路的同轴度。
3 结束语
本文基于天车主轴润滑系统的改进设计,主要对油路总成进行了适应性改进。目前,此种改造方案已经在该公司观察试用,取得很好的效果。
参考文献
[1]池保忠,毛志江.钻机TC450天车设计及结构强度分析[J].常熟理工学院学报,2010,24(10):165-168.
[2]易先中,曹良波,等.TC225天车架结构强度的有限元分析[J].长江大学学报,2010,7(3):106-107.
[3]洪云霞.ZJ50LDB石油钻机天车设计[M].中国石油大学,2009.
主轴润滑 篇2
在精密加工中,由机床热变形所引起的制造误差占总误差的40%~70%[1]。主轴作为机床的主要部件,其性能的好坏直接影响机床的整体水平。因此,主轴尤其是主轴轴承的热特性研究对保证机床的精度至关重要。
张柏霖[2]、王保民[3]等对主轴系统的温度场进行了仿真分析,分析了转速和空气流量对主轴轴承温升的影响。Y-R Jeng[4]、Cheng Hsien Wu[5]等通过试验研究了转速、载荷、润滑油黏度等因素对主轴轴承温升的影响。国内外对主轴轴承的热特性影响因素已经进行了一定的研究,但是在载荷和润滑油黏度对轴承温升的影响方面研究较少,因此本文研究了转速、载荷、润滑油黏度对主轴轴承温升的影响,为降低主轴温升、改善主轴温度场分布提供了理论依据。
1有限元模型的建立及网格的划分
图1为某加工中心油气润滑机械主轴结构简图。主轴轴芯为空心轴,左端安装刀柄和刀具,右端通过联轴器与电机相连接,冷却套筒7的右端用螺钉通过电机板与电机连接成一体,这样,右端电机通过联轴器带动主轴高速旋转,进而带动刀具高速旋转。
图2为导入ANSYS后的主轴结构图。在ANSYS中建立主轴的简化模型后,接下来需要对主轴进行网格划分,考虑到轴承处的温度需要着重考查,故需要对轴承处的网格进行细化。网格划分方法[6]为:前后轴承处采用六面体单元,网格尺寸设置为2mm;其余各处采用四面体网格单元,网格尺寸设置为10mm。网格划分结果为538 778个节点,197 481个单元。主轴的网格划分模型如图3所示。
1-前轴承端盖;2-1-前轴承1;2-2-前轴承2;3-1-后轴承1;3-2-后轴承2;4-后轴承端盖;5-主轴轴芯;6-主轴外套;7-主轴冷却套筒
2 热分析边界条件的确定
2.1 主轴热源的计算
该机械主轴系统主要热源为前、后轴承的摩擦发热,根据palmgren提出的计算公式[7],轴承滚动体和滚道间接触区的摩擦发热量Q(W)为:
其中:n为轴承转速,r/min;M为轴承摩擦力矩,N·mm,M=M1+M2,M1为与轴承负荷有关的项,M2为与速度有关的项。
M1反映了弹性滞后和局部滑差的摩擦损耗,其计算公式为:
其中:f1为与轴承类型和所受负荷有关的系数;P1为确定轴承摩擦力矩的计算负荷,N;dm为轴承中径,mm。
M2反映了润滑剂的流体动力损耗,其计算公式为:
其中:μ为润滑油运动黏度,mm2/s;f0为与轴承类型和润滑方式有关的经验常数,一般取f0=1[8]。
实际加载的轴承热载荷为生热率形式,轴承滚动体生热率q(W/m3)的计算公式为:
其中:Db为轴承滚动体直径,mm。
2.2 对流换热系数的计算
2.2.1 轴承与油气润滑系统中压缩空气的对流换热系数
主轴轴承采用油气润滑方式进行润滑时,油气混合物中的润滑油含量极少,可以认为热交换只发生在轴承和压缩空气之间,而被润滑油带走的部分热量可忽略不计。压缩空气向轴承喷射时会在轴承腔中形成一个附加的轴向气流,轴向气流在内外圈之间流过轴承时的流动面积Aαx(m2)为:
其中:Δh为轴承内外圈与保持架之间的气隙,m。轴承中的空气平均速度u(m/s)可由附加的轴向和径向气流合成得到:
其中:v为作用于轴承的实际空气流量,m3/s;ω为主轴旋转角速度,rad/s。
轴承与压缩空气的对流换热系数α1常用以下的多项式经验函数拟合得到:
其中:c0、c1、c2为试验测得的常数,根据参考文献[9]依次取c0=9.7,c1=5.33,c2=0.8。
2.2.2 主轴外壳与冷却套筒之间油冷部分的对流换热系数
计算该对流换热系数首先需要通过计算雷诺数来判断流态,然后选用相应的公式进行计算。主轴外壳与冷却套筒之间油冷部分对流换热系数α2为:
其中:λ为冷却油的导热系数,W/(m·℃);Nuf为努谢尔特系数;D为定型尺寸,流通截面为矩形时,取为当量直径D=4AU,A为流道截面积,m2,U为流道截面周长,m。
2.2.3 主轴轴芯内表面及端面与空气之间的对流换热系数
主轴轴芯内表面及端面与周围空气之间的对流换热系数采用公式(7)进行计算,将其中的u换为轴端的圆周外圆速度,m/s。
2.2.4 主轴轴芯外表面和轴外壳内表面与压缩空气的对流换热系数
主轴轴芯外表面和轴外壳内表面与压缩空气之间为强迫对流换热,取对流换热系数为80W/(m2·℃)[10,11]。
2.2.5 主轴上静止表面与空气之间的对流换热系数
取静止表面与外界空气之间的自然对流换热系数为9.7 W/(m2·℃)[12,13]。
3 主轴温度场的热分析
3.1 主轴转速的影响分析
设定加载扭矩为5N·m,轴向力为100N,径向力为420N;主轴油气润滑系统所用润滑油的黏度为22mm2/s;主轴转速依次为2 000r/min、4 000r/min、6 000r/min、8 000r/min、10 000r/min、12 000r/min。
图4为当主轴转速为8 000r/min时的温度场分布图(其余转速下的温度场分布规律类似)。由图4可知,主轴温度最高处位于前轴承,温度最低处位于主轴后端部位,前轴承温度高于后轴承,这是由于前轴承所受载荷大于后轴承,生热较多。主轴冷却套筒部位由于采用冷却油进行冷却,因此温度较低,说明了采用油冷措施的良好效果。
图5为前、后轴承内圈温升θ随转速的变化曲线。图6为前轴承1和后轴承2内圈温差Δθ随转速的变化曲线。由图5可知,随着转速的增加,前、后轴承内圈温升均升高,这是由于随着转速的增加,轴承的摩擦加剧,发热量增加。比较前、后轴承温升可知,前轴承内圈温升高于后轴承内圈温升,且随着转速的增加,前轴承的内圈温升增加速度高于后轴承。由图6可知,较高温升的前轴承1和较低温升的后轴承2的内圈温差随着转速的增加而增加。前、后轴承内圈处的温度即反映主轴在该处的温度,因此前、后轴承存在温度差势必会造成主轴的温度分布不均匀性,从而造成主轴的热变形。
3.2载荷的影响分析
设定主轴转速为8 000r/min,油气润滑系统所用润滑油的黏度为22mm2/s,加载载荷按照表1取值,其中轴向力、径向力随扭矩呈比例关系取值。
图7为前、后轴承内圈温升随加载扭矩的变化曲线。图8为前轴承1和后轴承2内圈温差随加载扭矩的变化曲线。由图7可知,随着加载载荷的增加,前、后轴承的温升缓慢增加,增加量较小,在1℃以内。由图8可知,内圈温差变化值也较小。
3.3 润滑油黏度的影响分析
主轴油气润滑装置所用润滑油的黏度为10mm2/s~68mm2/s,研究转速分别为4 000r/min、8 000r/min和12 000r/min时各黏度值下的主轴温升情况,如图9~图13所示。
由图9~图13可知,润滑油黏度对各轴承温升和温差的影响规律类似,随着黏度的增加,前、后轴承的温升和温差均增加,低转速下,温升和温差随黏度的变化缓慢,说明此时润滑油黏度的影响较小;高转速下润滑油黏度的影响较大。因此,在高转速下应该选用低黏度的润滑油,在低转速下应该选用较高黏度的润滑油,这样能够确保形成稳定的润滑状态和较低的工作温度,并且能够充分发挥油气润滑系统的润滑和冷却优势。
4 结论
主轴润滑 篇3
在实际运行过程中,大功率柴油机由于主轴承往复运动回转,因此承受着巨大的气体高燃压力与运动惯性荷载。根据这一特点,可以结合柴油机主轴承负荷的分布情况,判断和分析其中的系统运行故障。本文所要研究分析的大功率船用柴油机主轴承相关技术参数性能指标如表1[1]所示,即通过采用简支梁计算方式得到具体的大功率船用主轴承运动负荷值。
经过数值计算分析发现,不同主轴承相邻气缸的发火间隔角和曲柄的排列顺序不同。所以,经过对不同主轴承系统负荷进行研究分析得知,该大功率船用柴油机主轴承负荷在不同运动转速下,系统的极值、主轴承的变化频率以及系统的运动变化幅度都发生了一定变化。经过相同内燃测试分析,随着主轴承系统运行转速的不断加快,在一个相继循环的主轴承中,最大的运行荷载值呈现出不断减小的趋势,其中转速的不同变化由系统主轴承受力情况决定。通过分析柴油机的主轴承,其在运行时由于受到的气压不同,活塞连杆组往复运动的旋转合力以及旋转惯性都会随着柴油机动力的下降而发生一定的变化。
2 大功率船用柴油机主轴承润滑性能的数值分析
通过上述对大功率柴油机的主轴承运动性能的分析以及主轴承的运动负荷变化的分析发现,在对系统的润滑性进行研究过程中,需要结合实际的二维偏微分方程中的有限差分法对其中的参数情况进行分析计算。本文根据表1中的大功率船用柴油机主轴承的相关参数,计算分析可以得到气缸的油膜压力值与柴油机的主轴承电磁扭矩、主轴承切向力、主轴承径向当量动负荷以及三维油膜压力分布变化情况,然后采用Holland法对系统的最小油膜厚度和柴油机的主轴承轴心轨迹变化值进行计算。
表2是对全负荷运行状态下的大功率柴油机主轴承不同转速润滑性能参数值的对比[2]。
从表2中可以看出,柴油机的各主轴承最小油膜厚度随着系统轴承的转速变化发生相应的改变。通过计算分析可知,柴油机的油膜厚度与大功率柴油机的主轴承运动承载力具有直接关系。除此之外,它还与主轴承的轴颈运动情况有关,与柴油机的油膜压力也具有直接的关联性。
如图1所示。从柴油机主轴承负荷与润滑性能的变化趋势曲线图中可以看出,在一个工作循环周期内,柴油机随着转速不断减小,各主轴承的最大油膜压力与最小油膜压力都会发生一定的改变。当大功率船用柴油机的主轴承处于高转速环境时,系统的最大油膜压力要高于系统在高转速环境下的最大油膜压力。另外,不同的主轴承在不同的运动负荷下,油膜的变化情况没有固定的运动变化规律。当主轴承在急速的离心运动状况下时,由于柴油机的系统运动惯性特征与油膜的粘性特征存在差异,就会导致柴油机中的润滑油来不及填充系统中不断扩展的主轴承负荷间隙,此时柴油机气缸中的油膜就会被迅速切断。当油膜被阻断后,在柴油机的局部会出现瞬时的低压运动状态。如果系统局部的瞬时油压值参数明显超过气缸中的气化压力参数值,经过物化作用的微气泡就会在液体中被析出,并且产生聚集的情况,最终导致柴油机气缸中出现油膜气泡。当油膜气泡受到柴油机主轴承运动的巨大压力后,会被击破,从而形成巨大的爆破压力。这种经过不断聚集的巨大能量会形成一种高频波,从而对主轴承造成反复的冲击作用,最终导致柴油机产生空蚀现象。
3 结束语
综上所述,本文重点以我国大型的船舶大功率船用柴油机为实际研究对象,通过对船舶柴油机的主轴承运行轨迹以及主轴承的各段承载负荷、最小油膜厚度进行分析计算,从而科学评估与分析大功率船用柴油机的各道主轴承润滑情况。希望通过精确的数据分析与计算,可以为我国大功率船用柴油机主轴承负荷润滑组件中存在的异常情况判断提供科学的理论依据。
参考文献
[1]欧大生,尹成彬,陈萍.船用柴油机曲轴轴心运动特性分析及试验研究[J].柴油机,2014,(1):34-37.