分析轴承润滑的方式（共7篇）
分析轴承润滑的方式 篇1
摘要：分析了目前板材矫正机齿轮分配箱的基本润滑方式,介绍了本例高速板材矫正机的齿轮分配箱中轴承组合的润滑方式和供油机构,并论述了油路夹层板的特点和工艺性。
关键词：滚针轴承与推力球轴承组合的润滑方式,油路夹层板式供油机构及工艺性
0 引言
目前,根据“辊式板材矫正机”行业标准中规范的基本参数:钢板宽度在1000mm以上的辊式板材矫正机其最大矫正速度Vmax≤1m/s,(对应的钢板强度σs≤400N/mm2)按此速度设计的大多数矫正机的齿轮分配箱的齿轮最大圆周速度V≤12m/s。因此,按照“基本参数”所设计的各种齿轮分配箱均可采用浸油润滑的方式。
浸油润滑方式借助齿轮或其他辅助零件转动将润滑油带到啮合处,并将油甩到箱壁上面得以散热,同时部分润滑油又会落到箱内的油槽里去润滑轴承。由于齿轮轴的转速不太高,因此,浸油润滑方式中润滑的主体是各齿轮啮合副,而对轴承部分,或者依靠飞溅到油槽里的油去润滑,或者在一些较低速的齿轮分配箱内将油浸泡没过轴承来润滑,依靠飞溅方式的润滑其飞溅到油槽里的油量与转速和线速度有直接的联系,而完全浸泡的润滑方式其油的粘度、温度、及清洁又极易被箱内的工作环境所破坏。因此,浸油润滑方式对于高速重载荷的齿轮分配箱润滑不宜采用。
作者所在公司在承担为某钢厂的板材配送中心设计年产量10万吨的“板材矫平横切生产线”时所遇到的生产设计指标如下:
1)钢板宽度/厚度:1500mm/0.5~2.5mm
2)钢板强度:σs≤500 MPa/σb≤800 MPa
3)最大矫正速度:V≤150m/min(2.5m/s)
4)最大负荷特性:Wx≈4700N.m
5)工作辊数-辊径/辊距:21-60/63
6)工作辊最大扭矩:Mx≈630N.m
7)工作辊最大转速:n≤800 r.p.m
8)板材剪切精度:长度偏差±0.35mm/对角线偏差±0.50mm
在“板材矫平横切生产线”的生产设计指标超出行业标准规范的基本参数的情况下,经过调研和计算,针对齿轮分配箱的润滑设计,放弃了浸油润滑方式,而采用对轴承组合强制润滑并对齿轮啮合副喷淋润滑的“连续复合压力润滑“方式。(本文仅对轴承组合润滑方式进行工艺分析)
1 设计重点
1.1 轴承的确定
由于生产线对板材的剪切精度要求很高,为了尽量降低速度波动对剪切板材精度的影响,矫平机在方案设计阶段要求尽量减小齿轮分配箱上各输出轴与矫平机各工作辊之间装配万向联轴器后形成的扇形角度。为此重点要求控制齿轮分配箱输出轴之间的排距。在设计上,除了利用斜齿轮的特点通过加大齿宽来减小模数和齿数,从而控制分度圆以保证各分配齿轮轴之间的中心距和排距外;另一方面在支撑各分配齿轮轴的轴承选型方面作了多种的比较,根据斜齿轮的受力计算和润滑方式的特殊要求,确定了轴承选型的原则:
1)对斜齿轮在传动时所产生的径向力和轴向力,分别用滚针轴承和推力球轴承来加以克服;
2)利用滚针轴承较薄的特征可有效地减小轴承孔的直径,增加轴承孔之间材料的厚度,从而减小各轴承孔的排距;
3)在常用的轴径范围内,当滚针轴承的外径、宽度、额定负荷相同时,不带内圈的滚针轴承可配装更大的轴径,既相同直径的轴,配装不带内圈的滚针轴承所对应的轴承孔径为最小;
4)利用推力球轴承的座圈孔径大于轴圈孔径的环形间隙作为润滑油的流动通道;
1.2 润滑方式的分析
常用的润滑油路布置方式按油的流动方向大体可分为以下3种,如图1所示。
1)轴向供油方式:机构较为简单,一般在轴端的密封法兰盖上留出注油孔从外面接上管路即可,对于不贯穿箱壁的轴端上轴承多采用此种方式;
2)径向供油方式:机构较为复杂,需要沿轴承孔的径向(上方、下方或斜向)钻出注油孔,借助滚针轴承外圈上的油孔和环形油槽或者圆锥滚子轴承内外圈错开的台阶将润滑油引至滚动体内,对于贯穿箱壁的轴段上轴承多采用此种方式。由于各轴承孔距离箱壁边缘有一定的距离,因此,沿轴承孔的径向直接钻细的注油孔其深度会很长,这给加工带来一定的难度,如果改变钻细长孔的加工方式又会增加制造成本。
为此,在箱体设计上也采取一些办法来避免钻细长孔的工艺:一种方法是采用凸台式结构,在箱壁外侧轴承区域周边设置凸台,由于凸台厚度有限,因此,可缩短注油孔的深度,从而可以直接从外向内钻孔;另一种方法是采用分箱式结构,将箱壁沿中心轴线分开,(根据箱体结构可分为2层、3层甚至4层)从轴承孔内向外钻可控深度的盲孔,之后再通过钻横孔与其连通;
3)转向供油方式:是前两种方式的复合形式,往往布置在较特殊的部位,一般的形式是注油孔沿径向布置,而进入滚动体内的润滑油沿轴向流动,对于贯穿和不贯穿箱壁的轴上轴承均可以采用此种方式。
2 润滑方式和供油机构
在确定了轴承的组合形式后,如何将强制润滑的油路引至每个轴承点是箱体设计的重点和难点。由于齿轮分配箱是由减速箱、模块箱、分配箱及模块箱内的中部支架所组成,作为支撑轴承的箱壁就不仅只有前后2排,而是如下图2所示有5排。
综合分析5排箱壁上轴承孔的布置情况,因轴承孔较多、箱壁较高、空间较紧凑而不易直接设置注油通道的部位处在前部箱壁和中前部箱壁。结合供油的3种类型,专门设计了称为“油路夹层板”式的润滑供油机构。
油路夹层板式机构是在箱壁的一侧附加另一块板,在该板与箱壁的接合面上开有对应各轴承孔的油槽,油路夹层板上的油槽将供油通道引至箱壁的上部,而从箱壁的上部另外再钻出连通盲孔并与油槽相连通,从而构成完整的润滑供油通道。油路夹层板与分配齿轮轴端上的推力球轴承从两面夹住箱壁。从上方注入的润滑油经油封的阻挡继而转向沿轴向从滚针轴承的一端进入,自另一端经过推力球轴承后流出,形成转向供油润滑方式。其原理如图3所示。
注:当分配齿轮轴上的斜齿轮所产生的轴向力顶向某一端推力球轴承时,此端的推力球轴承和箱壁便会压紧互无间隙,从滚针轴承流过的润滑油必然要经过该推力球轴承的座圈与轴的环形间隙流至滚动体上润滑后再流出。而另一端的推力球轴承由于不受轴向力作用,其与箱壁之间会处于分离或临界状态,从此处滚针轴承流过的润滑油可以从推力球轴承与箱壁之间的微小缝隙流出,或是经推力球轴承的座圈与轴的环形间隙流至滚动体上润滑后再流出。由于此处的推力球轴承不受轴向力作用,因此,在此部位可以不用连续润滑。
3 特点和工艺性
采用“油路夹层板”式转向供油方式带来了如下的便利:
1)在箱壁上附带油路夹层板的结构虽然增加了一定的加工量,但是却将钻细长注油孔的较难度加工转变为铣长注油槽的简单加工,由于注油槽的长度不受加工方式的限制,因此,不论是处在箱壁中部还是处在边缘的轴承孔的注油通道都能够很简便地引至箱壁的顶部汇集;
2)附带油路夹层板的结构也使得各箱壁上的轴承孔群的加工变得简单了,由于不带油路夹层板的单一箱壁上的轴承孔需要作成台阶孔,这使得加工难度增加。而附带油路夹层板后,箱壁上的这些轴承孔可直接加工成通孔,挡住轴承的台阶可在油路夹层板上构成;
3)油路夹层板的可拆卸结构为注油通道堵塞、污染后的清洗带来方便。当然,油路夹层板与箱壁的接合面上需要密集的螺钉,在装配时在接合面上还要求涂抹密封胶,特别是油路夹层板周边的密封格外重要。(局部油槽和油槽之间的缝隙串流属于内部泄漏,并不影响油路夹层板整体的密封性)
4)直接利用滚针轴承外圈上的油孔和环形油槽进行径向供油,受到油孔小和环形油槽浅所形成的谜宫条件限制,供油的压力要提高、而流量却有限。另外,滚针轴承外圈上的小孔一旦堵塞,会对轴承润滑带来严重后果。而采用油路夹层板后,润滑油所通过路径简单、方式直接、润滑效果一步到位。油路夹层板的外形如图4所示。
分析轴承润滑的方式 篇2
1 润滑脂润滑
润滑脂是由基油、稠化剂和添加剂在高温下混合而成的一种半固体状润滑剂。润滑脂具有很强的粘附力, 其油膜的强度很高;在使用中, 密封性较好, 不容易发生泄漏;在供油中, 不需要特殊的设备, 所以具有很好的经济性;不需要对其进行经常性的更换, 更换一次以后, 可以坚持到设备的大修期。但是由于润滑脂的摩擦力比较大, 所以在轴承运转的过程中会产生很大的阻力, 造成一定的损失, 并且不具有冷却作用, 所以在轴承高速运转的过程中, 会导致轴承的温度过高, 缩短了使用寿命。
在轴承的运转温度超过一百二十度时, 润滑脂应该采用特殊型号的, 如果超过二百度, 那么填充方式就要有所改变, 不可一次性填满, 因为消耗量较大, 所以要定时的注入或者是在一定的压力下连续注入, 可以根据需求而定。
2 润滑油润滑
润滑油是呈液体状的润滑剂。滚动轴承用的润滑油是特制矿物油以及加人各种添加剂的制品, 高速滚动轴承有时还使用合成油。
2.1 油浴润滑
油浴润滑主要是在轴承下部的箱体内蓄积一定数量的润滑油, 然后在轴承转动的过程中, 滚动体就会将油箱内的油带动起来, 从而实现润滑的效果。这种润滑方式不需要油泵, 所以在运行成本上比较经济适用。但是也存在一定的缺点, 就是在轴承运转的过程中, 滚动体和油箱内的油之间因为摩擦而产生热量, 所以说不适合应用在转速较高的设备中。因为在转动的过程中, 滚动体带动油箱内的油会有搅拌现象, 所以油箱内油的表面不应超过轴承的中心位置, 以免转动的过程中, 因为搅拌过于强烈而使油温升高。
2.2 连续油流润滑
这种润滑方式可分为自由流动润滑、压力循环润滑和喷射润滑三种。
2.2.1 自由流动润滑。
自由流动润滑主要是利用油泵将油输送到高处的油池中, 然后再通过油管流向轴承。这种润滑方式比较经济简便, 但是进油量却不好控制, 因为如果轴承在高速转动的过程中, 润滑油是很难进入的, 所以说这种润滑方式不适合高速转动的轴承。
飞溅润滑在性质上来讲与自由流动润滑非常相似, 主要是利用轴上的零件将箱底的润滑油溅入轴承, 或者溅到箱内壁在通过一定的途径流向轴承。这种润滑方式要比自由流动润滑节省成本, 因为不需要油泵。但是对于溅油的零件线速度有一定的要求, 不能太快也不能太慢, 要合理的掌握速度。
2.2.2 压力循环润滑。
压力循环润滑是利用油泵将经过过滤的润滑油以0.15Mpa左右的压力输送到各个轴承部位, 通过轴承后再经过滤、冷却后循环使用。这种润滑方式虽然由于供油充分能带走轴承的部分摩擦热, 但也由于供油过多引起强烈搅拌而造成轴承附加温升, 所以也不适用于高速轴承。
2.2.3 喷射润滑。
对于速度很高的轴承, 可使用喷射润滑方式将润滑油输送到轴承中。其方法是将油泵输出的较高压力的润滑油通过位于轴承内圈和保持架之间的一个或几个小直径喷嘴, 喷射到轴承上并使之穿过轴承内部, 经另一端流出。
2.3 断续油流润滑
这种润滑方式具有自动定时定量功能, 分并列给油及顺序给油两种方式, 前者应用较为普遍。其工作过程是:油泵启动后, 将高压润滑油经主管道送至定量阀, 定量阀即将定量油液经支油管送至各轴承。油泵卸荷后, 定量阀在弹簧作用下储存好定量润滑油, 为下一次给油做好准备。两次给油的时间周期由电器控制系统实现定时控制。
自动定时定量断续油流润滑的优点是润滑周期及给油量可调, 润滑油消耗较少, 有关参数便于优选;系统发生故障时易于实现自动报替, 工作非常可靠。其缺点一是系统较为复杂;二是滚动轴承实际需要的给油量很小, 一般轴承所需的合理供油量仅为每分钟几滴, 一般定量阀是无法满足这种需要的。
2.4 滴油润滑
滴油润滑是依靠润滑油的重力滴入所需润滑的轴承部位而满足其润滑需要, 常用的润滑元件是针阀或滴油油杯, 也可利用浸人油杯或油池中的油绳的毛细作用将油吸到高处, 再依靠自重滴人滚动轴承, 或以极其微小的流量连续流人轴承。
3 主要技术经济指标综合评价
通过以上分析, 可对各种润滑方式的主要技术经济指标做出综合评价如下: (l) 喷射润滑的速度指标最高, 其次是弥散微滴及油雾润滑, 再次是滴油润滑。速度指标较低的是油浴润滑、飞溅润滑及润滑脂润滑。 (2) 润滑脂润滑的经济性指标最高, 其次是油浴、滴油及自油流动润滑, 再次是断续油流、压力循环润滑;经济性指标差的是油雾润滑、弥散微滴润滑及喷射润滑。 (3) 润滑剂的消耗量及其使用寿命指标以润滑脂为最好, 压力循环和喷射润滑的指标最低。 (4) 对环境的污染以油雾润滑最甚, 润滑脂润滑最低。
4 润滑方式的选择原则
在经过上述的分析之后, 对于各种润滑方式的优缺点都进行了综合评价, 所以在轴承的润滑方式选择方面, 就可以根据实际的运行状况来选择适宜的方式, 主要原则可以归结为如下几点:
4.1 如果轴承的运行速度以及温升指标都比较合理, 那么可以优先选择润滑脂的方式。
4.2 在所有的润滑油润滑方式中, 在技术以及经济方面综合指标较高的为滴油润滑, 所以在选择的过程中, 应该给予重视。
对于滴油润滑来讲, 如果说可以将自动化系统应用其中, 将滴油润滑控制的更好, 那么这种方式将会有很好的发展前途。
4.3 如果是转速不高的重载轴承或者是转速较高的空心轴承, 那么可以选择压力循环的润滑方式。
4.4 高速轻载轴承可选择弥散微滴或油雾润滑;高速重载应选择喷射润滑。
4.5 飞溅润滑与油浴润滑的综合技术经济指标较低, 应尽量少采用或不采用。
4.6 如果是成套的设备中的轴承, 在选择润滑方式的过程中, 应
该充分的考虑其他部件的润滑方式和特点, 尽量的采用同一型号或者是同一个品种的润滑剂, 这样在运行中, 就可以减少很多的运行成本。
摘要：在工业生产中, 轴承的应用非常普遍, 是机械设备运转中的重要组成部分, 由于长期高负荷的运转, 容易造成轴承的磨损, 所以需要对其进行润滑, 以延长轴承的使用寿命。文章根据轴承的使用状态以及性能等对其进行不同的润滑方式, 并且对润滑油进行了分类阐述, 对于轴承润滑的分类与选择提供了有利的依据。
关键词：滚动轴承,润滑方式,分类,选择
参考文献
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[2]孙军, 王震华, 桂长林, 等.轴承表面弹性变形对倾斜轴颈轴承润滑性能的影响[J].润滑与密封, 2007.[2]孙军, 王震华, 桂长林, 等.轴承表面弹性变形对倾斜轴颈轴承润滑性能的影响[J].润滑与密封, 2007.
[3]刘剑, 张卫正.转速对内燃机滑动轴承润滑性能的影响[J].计算机仿真, 2005.[3]刘剑, 张卫正.转速对内燃机滑动轴承润滑性能的影响[J].计算机仿真, 2005.
分析轴承润滑的方式 篇3
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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分析轴承润滑的方式 篇4
关键词：塑料轴承润滑,海水润滑,微观热弹流,连续波状粗糙度
0 引言
水润滑轴承一直以来都是国内外研究的热点[1,2],前人对纯微观热弹流问题研究得较多[3],而对海水润滑塑料轴承的微观热弹流问题的研究几乎没有涉足。王建章等[4]研究了超高分子量聚乙烯在海水润滑条件下的摩擦磨损性能,孙文丽等[5]研究了等温条件下的海水润滑赛龙轴承的摩擦与润滑性能,但没有考虑粗糙度和温度场的影响。用海水作为润滑介质,具有无污染、成本低、安全等优点[6,7],且在实际使用中,海面上航行的船舰用海水润滑轴承比淡水润滑更加方便。
工程实际中没有绝对光滑的表面。如果表面粗糙度远小于油膜厚度,那么把粗糙表面假设为光滑表面的研究结果是可以接受的。然而,弹流油膜的厚度通常只有几微米,这与轴承加工表面的粗糙度处于同一数量级,在这种情况下研究轴承表面粗糙度对润滑的影响就显得很有必要[8,9]。
本文选用耐腐蚀、低摩擦因数材料聚四氟乙烯作为轴承摩擦副材料,考虑热效应及轴承表面粗糙度的影响,利用多重网格法求得了轴承微观热弹流润滑的完全数值解,理论模型更接近实际。
1 几何分析
所选用塑料的弹性模量低,因而弹性变形比较明显,又水润滑塑料轴承的长径比一般介于2～4之间,因而可将其弹流润滑模型转化为无限长弹性线接触问题[10],根据线接触弹流润滑理论,建立无限长线接触轴承的接触模型,如图1所示。
2 基本方程及数值方法
2.1 润滑控制基本方程
2.1.1 Reynolds方程
根据Yang等[11]的研究,考虑热效应的广义Reynolds方程为
undefined (1)
式中,p为润滑膜压力;h为润滑膜厚度;U为卷吸速度;x为坐标变量;ρ*和(ρ/η)e为与流体黏度η和密度ρ有关的当量参数;下标e代表当量。
各参数表达式为
undefined
undefined
undefined
undefined
Reynolds方程的压力边界条件为
2.1.2 考虑表面粗糙度的膜厚方程
考虑表面的连续波状粗糙度,假设轴承孔的表面为粗糙表面,轴颈表面光滑,并设粗糙度纹理是横向的,即与表面运动方向垂直。粗糙度函数用余弦函数近似表示为
式中,下标a、b分别表示轴颈和轴承孔;Ab为轴承孔内表面的粗糙度波的幅值;lb为轴承孔内表面的粗糙度波的波长。
膜厚方程可表示为
undefined (4)
式中,h00为刚体中心膜厚;R为两表面的综合曲率半径;E′为两表面的综合弹性模量;积分上限“*”表示由相应条件计算出来的边界位置。
2.1.3 载荷方程
记w为外载荷(N/m),则载荷方程为
∫undefinedpdx=w (5)
2.1.4 黏度方程
润滑剂的黏压黏温关系采用Roelands的经验公式[12],用国际单位制可表示为
式中,η0为海水的环境黏度;T0为环境温度;α为黏压系数;β为黏温系数。
2.1.5 密度方程
润滑剂的密度也是压力和温度的函数,计算中所采用的Dowson-Higginson密压密温关系为[12]
式中,ρ0为海水的环境密度。
2.1.6 温度控制方程
在润滑过程中,润滑膜受到黏性剪切和压缩作用而发热,造成温度的升高,同时,所产生的热量通过对流和传导而散失。这种发热和散热的结果在达到热平衡后形成一稳态的温度场,该温度场由能量方程及其边界条件来确定。不考虑体积力和热辐射的影响,能量方程为
式中,c为流体的质量热容;k为流体的热导率;u为x方向流速。
流体能量温度方程的边界条件为:在u(xin,z)≤0及u(xout,z)≤0处,T=T0。
2.1.7 固体的热传导方程
固体a、固体b的热传导方程为
式中,c1、c2分别为两固体的质量热容;ρ1、ρ2分别为两固体的密度;k1、k2分别为固体a、固体b的热导率;u1、u2分别为两接触固体表面的速度;z1、z2分别为固体a、固体b内膜厚方向的坐标变量。
固体a的热传导方程的温度边界条件为
固体b的热传导方程的温度边界条件为
将能量方程与固体热传导方程联立求解时,海水润滑膜与固体界面上应满足的热流连续条件为
2.2 方程的量纲一化
定义量纲一参数如下:undefined。其中,综合曲率半径R=R1R2/(R1-R2);b为Hertz接触半宽,undefined;pH为最大Hertz接触压力。
为保证润滑状态,取边界坐标xin=-4.6b,xout=1.4b,z1、z2方向的求解域必须确定在固体的温度渗透层外,即固体a、固体b的求解边界上无热流。具体地,取边界坐标z1=-d,z2=d,其中d为固体a、固体b的温度渗透层厚度,此处取d=3.15b。
2.3 数值方法
用有限差分法进行离散分析。压力计算采用多重网格法[13],变形计算采用多重网格积分法[14,15],温度计算采用逐列扫描法。根据u表达式的特点采用迭代法进行求解:先给u一个初值,用数值积分和微分法求出u的新值,将新值再代入u的表达式中,如此迭代下去,直到达到规定的收敛精度为止。
3 结果分析与讨论
3.1 基本参数
本文所研究的是海水润滑条件下考虑表面粗糙度的无限长线接触微观热弹流问题,采用聚四氟乙烯轴承,轴径D=50mm,半径间隙为0.3mm,计算得到综合曲率半径R=2.058m。海水的环境黏度为0.0015Pa·s,质量热容为4096J/(kg·K),密度为1024kg/m3,热导率为0.58W/(m·K);钢的弹性模量为210GPa,泊松比为0.3,质量热容为470J/(kg·K),密度为7850kg/m3,热导率为46W(m·K);聚四氟乙烯的弹性模量为8×108Pa,泊松比为0.4,质量热容为1000J/(kg·K),密度为2200kg/m3,热导率为0.24W/(m·K)。由弹性模量公式可得到综合弹性模量E′=1.896×109Pa。入口参数Xin=-4.6,出口参数为Xout=1.4。黏压系数为α=2.2×10-8Pa-1,黏温系数为β=0.042K-1。
3.2 压力和膜厚分布
图2和图3分别为对应于量纲一速度参数U′=1.0×10-11、量纲一载荷参数W′=1.0×10-4的海水润滑聚四氟乙烯轴承在考虑表面连续波状粗糙度和不考虑连续波状粗糙度两种情况下的压力和膜厚分布比较图。
从图2和图3中可以看出,海水作为润滑剂时,压力的分布中没有出现第二压力峰,但膜厚的分布中有典型的颈缩现象。由于聚四氟乙烯的弹性模量比较小,故而弹性变形比较大,所以润滑膜膜厚也较大。考虑轴承孔表面连续波状粗糙度时,海水润滑膜的压力和膜厚都出现了明显的变化,由于粗糙峰的存在,压力和膜厚都出现了连续波状的变化,但压力和膜厚的总体变化趋势同不考虑粗糙度时基本一致,而最小膜厚有了一定的降低。
3.3 粗糙度幅值和波长对润滑膜的影响
图4和图5分别给出了在粗糙度函数取不同幅值和波长情况下的压力和膜厚比较图。
4为当粗糙度函数波长为0.1μm时不同幅值下的压力膜厚图,从图可知,粗糙度幅值对压力的影响较小,而对膜厚的影响很大。随着幅值的增大,膜厚的波动随之增大,并且由于粗糙度波谷的存在,最小膜厚随幅值的增大而减小,这对轴承的润滑是不利的。
图
图5为当粗糙度函数幅值为1μm时不同波长下的压力膜厚分布图,由图可知,波长对压力和膜厚的分布影响都比较小,压力和膜厚的变化都比较平缓。
3.4 转速和载荷对润滑膜的影响
图6给出的是当量纲一载荷W′=1.0×10-4保持不变而改变转速时的压力和膜厚分布,图7为当转速为2400r/min时不同载荷下的压力和膜厚的分布比较图。
从图6可看出:转速对压力的影响较小,在入口区压力随转速的增大而增大,而峰值有略微的减小;转速对膜厚的影响较大,随转速的增大膜厚及最小膜厚都有明显的增大,这说明转速的增大使得润滑膜更容易形成,弹流润滑特性更加明显,而利于轴承的润滑。
从图7a可知,在入口区膜压力随载荷的增大而减小,峰值随载荷的增大而增大;而由图7b可以看出,载荷的变化对于膜厚的影响是很明显的,随载荷的增大,膜厚及最小膜厚都有明显的减小,不利于轴承的润滑。
4 结论
(1)引入温度场和粗糙度函数考虑轴承弹流润滑问题,理论模型更接近实际。应用温度逐列扫描技术和压力求解的多重网格法得到了海水润滑条件下聚四氟乙烯轴承润滑的润滑膜压力和膜厚的分布,数值计算结果显示压力与膜厚分布曲线均表现出明显的弹流润滑特征,这表明海水润滑可以达到较好的弹流润滑效果。
(2)考虑轴承孔的表面粗糙度后,数值计算结果显示粗糙峰使润滑膜压力和膜厚的分布产生振荡,并使最小膜厚变薄但不十分明显,说明轴承孔表面的粗糙峰对轴承的润滑是不利的,所以工程实际中使用光滑解计算的最小膜厚对实际轴承润滑是偏于危险的。
(3)粗糙峰的幅值和波长对压力的影响较小,但幅值对膜厚的影响很大,是不可忽略的,随幅值的增大,膜厚的振荡也更加明显,且最小膜厚变薄,对轴承的润滑是不利的。
动压滑动轴承润滑状态与磨损分析 篇5
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
参考文献
[1]吴晓铃.润滑设计手册[M].北京:化学工业出版社,2006.
[2]张直明,张言羊,谢友柏,等.滑动轴承的流体动力润滑理论[M].北京:高等教育出版社,1986.
[3]温诗铸,黄平.摩擦学原理[M].北京:清华大学出版社,2002.
[4]许尚贤.液体静压和动静压滑动轴承设计手册[M].南京:东南大学出版社,1989.
[5]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社,2002.
分析轴承润滑的方式 篇6
1 故障原因分析过程
1) 下轴承烧坏是由轴承质量问题引起的可能性较小, 因为上轴承从来没有出现过烧坏的现象。
2) 装配或安装问题的可能性也较小。在磨机安装试车到正常运行初期, 均没有出现选粉机异常振动和细度控制困难的现象, 而均是在磨机运行一年左右才出现该故障。
3) 润滑不良以及密封效果差的可能性较大。选粉机上、下轴承是采用手动油脂润滑泵加油的。从损坏的轴承外观来看, 轴承上残留的油脂极少且已干涸, 轴承保持架和滚珠磨损严重。但是, 对于选粉机上、下轴承的润滑, 车间和班组一直都相当重视, 每班都严格地按照加油制度加注规定油脂, 而且油脂都是加入了油管的, 按理不应该出现轴承缺油。最后将选粉机锥体下方轴承以及轴承端盖拆掉后才发现, 油管的出口并没有到达轴承的位置 (相距50mm) , 更为重要的是油管和轴承没有统一的密封装置, 油脂虽不断地加入油管, 但并没有直接加到轴承上, 没有密封装置也就没有形成压力, 所加油脂根本没有进入到轴承内部, 而是在轴承外一层一层地垒起来了, 没有起到润滑的作用。
2 改进措施
改进的主要目的就是要把油脂加到轴承上, 还要使轴承能得到很好的密封从而使润滑脂形成压力顺利进入轴承内部。
1) 用焊接的方式把润滑脂的油管接长50mm, 使油管伸到轴承的位置。
2) 下轴承下方已经有了轴承端盖, 能起到密封的作用, 所以必须在下轴承的上方制作一个密封装置。测量选粉机中心轴作为内径、测量下轴承靠上方约30mm位置的锥体内圆作为外径, 用3mm厚的钢板制作一个密封环, 并沿中心线均分割成3块, 将其焊在锥体的内圆上。并保证密封环的内圆与中心轴有5mm的间隙, 在间隙中固定毛毡使其密封。同时润滑油管需穿过该密封环。
改进前后选粉机下轴承处结构见图1。
3 改进效果
分析轴承润滑的方式 篇7
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。”