穩態下多油楔浮動滑動軸承的潤滑狀況分析

饒霽陽,楊啟明

(西南石油大學,成都 610500)

穩態下多油楔浮動滑動軸承的潤滑狀況分析

饒霽陽,楊啟明

(西南石油大學,成都 610500)

對多油楔浮動滑動軸承的流體動力潤滑狀況進行理論分析,得出其在穩態下處于彈流動壓潤滑;通過對此狀態下的相關計算得出在小間隙下多油楔軸承有較好的彈流潤滑性能,并且隨著載荷的增加,膜厚比λ減小,軸承產生磨損的可能性增加。

多油楔;軸承;彈流動壓潤滑;膜厚比

Abstract:The thesis analyzed the state of hydrodynamic lubrication for the multi-oil wedge floating-ring sliding bearingwhich drew the conclusion that the bearingwas in the state of the elasto-hydrodynamic lubrication when itwas in the steady state.Based on the interrelated calculation,the resultwas that EHL has betterperformance in a small clearance,on the other hand,the film thickness ratio decreased and the wear of the bearing might reduce as the load increased.

Key words:multi-oilwedge;bearing;elasto-hydrodynamic lubrication;film thickness ratio

多油楔浮動滑動軸承實際上就是在軸和軸承座之間加入一個可以自由轉動的由多個變曲率曲面組成的浮環[1],由于自身能自動形成動壓潤滑以及其自動對中性,此類軸承在旋轉機械[2]中有很大的潛在應用價值。據了解,目前國內外還未見廣泛開展這方面的研究,尚無足夠的資料和實例可循。本文通過對多油楔浮動滑動軸潤滑過程的分析和計算,得出了一些有益結論,為其廣泛應用于工程實踐提供了一定的理論基礎。

1 軸承形成流體動力潤滑的過程

本文以 3油楔為例來分析多油楔浮動滑動軸承形成流體動力潤滑的過程。圖1為 3油楔軸承剖面,為方便說明問題,將此圖間隙放大。

當軸頸靜止時,軸頸處于軸承孔最下方位置,其與多油楔軸承在軸承曲率半徑最小點A處接觸,軸頸與軸承間形成 3個收斂的楔形空間,構成了流體動壓潤滑的條件。

圖1 3油楔軸承流體動力潤滑

軸頸開始轉動時,轉速極低,帶入軸承間隙的潤滑膜油量極少,此時軸承對軸頸摩擦力的方向與軸頸圓周表面速度方向相反,軸頸在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升。此階段完全是金屬直接接觸,因此軸承處于干摩擦狀態

隨著軸承的轉動速度升高,卷吸進入油楔空間的油量增加,3個油楔空間 (如圖1所示的ADEB、BEFC及CFDA區域)油膜產生的動壓力共同作用,將軸頸抬起;在此階段,軸頸與軸承摩擦面間的相對轉速仍較低,潤滑油膜并不能完全承擔外載荷,且由于零件加工精度的限制使摩擦表面間微凸體可能發生明顯的接觸,故此時軸承處于邊界潤滑狀態,軸承所受載荷由微凸體和邊界膜來承擔。

當主軸速度增加到一定值時,軸頸可帶入足夠油量把兩摩擦表面完全分開,并形成壓力油膜以承受外載荷。這時,3個油楔中油膜產生的動壓力矢量與外載荷F相平衡,即進入穩定運轉階段。如圖1所示的 3油楔浮動滑動軸承的內表面是由 3個變曲率曲面組成,在穩定運轉時,軸頸與軸承內表面曲率半徑最小的點 (如圖1所示A、B、C點)接觸 (從三維空間看是線接觸),因此,多油楔軸承在穩態運轉時處于彈性流體動壓潤滑狀態。

對于多油楔浮動滑動軸承而言,可以將其看作是 2個徑向軸承的組合:內軸承是由浮動套內表面與軸頸組成的多油楔軸承;外軸承是由浮動套外表面與軸承座組成的普通等徑滑動軸承。軸頸起動時,兩個軸承由干摩擦狀態向邊界潤滑狀態轉化,穩態運轉時,內軸承為彈性流體動壓潤滑狀態,外軸承為流體動壓潤滑狀態[3]。

2 軸承油膜潤滑承載分析

如圖2所示,3油楔軸承的每個變曲率曲面均有收斂油楔和發散油楔。當間隙中采用油潤滑時,就會形成如圖2所示的 3段承載油膜。順著軸頸方向 ,在由hmax1到hmin1、hmax2到hmin2以及hmax3到hmin3這3個收斂區域內,潤滑油膜產生壓力,如圖3所示,F1合、F2合、F3分別為 3段油膜力的合力 ,F合為F1合、F2合、F3合的合力。由于軸頸受垂直向下的徑向載荷,軸頸受載向下偏位,因此下段油膜力大于上段油膜力,故F1合＞F2合＞F3合。穩定運轉時,3段油膜產生的合力與外載荷F平衡,即F合=F。

由于多油楔浮動滑動軸承可看作是內、外 2個軸承的組合,故其油膜承載機理可分為內、外 2部分看,外軸承承載機理即為普通徑向滑動軸承油膜承載機理[4],內外油膜的共同作用使軸承能夠承受外載荷。

圖2 3油楔油膜承載機理

圖3 油膜受力示意

3 軸承彈性流體動壓潤滑

由于多油楔浮動滑動軸承的外軸承結構一樣(即普通等徑滑動軸承),為簡化問題,本文在對穩態下多油楔浮動滑動軸承的潤滑狀態進行分析時,認為外軸承的潤滑磨損狀況一樣,因此只分析內軸承即多油楔軸承的潤滑狀況。

對于多油楔軸承,如前所述,其軸承結構各處曲率半徑并不相同,因此在穩定運轉時,在軸承曲率半徑最小處軸承與軸頸為高副線接觸,此時軸承處于彈性流體動壓潤滑。對于不同油楔的多油楔軸承,其接觸線的條數與油楔的個數有關。如圖4所示的3油楔軸承,其高副接觸線有 3條。

圖4 3油楔軸承

在彈流潤滑狀態下,軸承受載變形線接觸都發生在一個窄小的面積上。其接觸區壓力很高,一方面使接觸表面產生彈性變形,接觸區增寬變平;另一方面也使其間潤滑劑粘度大為增加[5](往往增加成千上萬倍)。表面的彈性變形和潤滑劑的粘度增大會使潤滑劑膜的厚度大為增加,并在一定的條件下(高速、輕載),也可實現兩接觸面被潤滑劑分開的情況。

4 軸承潤滑狀態計算

多油楔浮滑軸承基本尺寸參數如下:軸承寬度L=14 mm;等效圓柱體半徑取軸承最小半徑,即,R1=20 mm;取間隙 0.23、0.12及 0.07 mm進行分析,軸承材料為磷青銅,軸頸材料為 Q235鋼,潤滑油采用 20號機械油,試驗所用多油楔浮動滑動軸承結構中浮動套的速度很低,其與軸頸轉速比一般在0.4～0.9之間變化,此處取浮環軸承轉速ur=0.4 m/s,軸頸轉速為 1.047 m/s。結合彈流潤滑理論,根據表1所示的計算公式,計算出多油楔軸承所處的潤滑狀態,計算結果如表2。

表1 多油楔軸承潤滑狀態計算公式[6]

表2 多油楔軸承潤滑狀態計算結果

根據表1可以看出,穩態運轉時,軸承均處于剛性等粘線接觸潤滑區 (R-I區),這主要是由于軸承所受載荷相對較輕。

軸承在間隙為 0.12、0.07 mm時,膜厚比λ基本大于 3,處于全膜彈流狀態,此種潤滑狀態下,可認為不發生磨損[7]。對于相同載荷而言,隨著間隙增大,膜厚比λ減小,軸承產生磨損的可能性增加。這主要是因為隨著間隙增大,摩擦面間的相對運動速度降低,油膜產生的動壓效應減弱,軸頸與軸承之間沒有足夠的油量進入并形成承受載荷的壓力油膜,此時軸承處于邊界潤滑狀態或部分膜潤滑狀態,可能會發生磨損。

對于同一間隙,隨著載荷的增加,λ減小。其原因在于軸頸所受的偏心載荷加大,浮動套軸承可能失穩,使產生磨損的可能性增加。

5 結論

1) 穩態運轉時,多油楔浮動滑動軸承的內軸承為彈性流體動壓潤滑狀態,外軸承為流體動壓潤滑狀態。

2) 載荷一定時,在小間隙下多油楔軸承有較好的彈流潤滑性能。

3) 載荷的減小可提高軸承的工作穩定性,減小磨損。

[1] 王國榮,劉清友,鄭加偉,等.流體動力潤滑狀態下浮動套滑動軸承工作機理研究[J].潤滑與密封,2004(5):13-15.

[2] 王國榮,李建偉,譙 英,等.仿真技術在牙輪鉆頭浮動套軸承設計中的應用[J].石油礦場機械,2006,35(6):8-10.

[3] 閻慶華,安 琦.三油楔固定瓦滑動軸承啟動過程的性能[J].華東理工大學學報,2007,33(4):569-572.

[4] 溫詩鑄,黃 平.摩擦學原理 [M].北京:清華大學出版社,2002.

[5] 吳 昊,安 琦.彈流潤滑圓柱滾子軸承徑向剛度的計算[J].軸承,2008(1):1-4.

[6] 周錫容,楊啟明.摩擦磨損與潤滑 [M].北京:石油工業出版社,1997.

[7] MokarMOA.Floating ring journal bearings theory[J].design and optimization.Teratology international,1981,14(2):113-120.

Analysis of Lubrication for Multi-Oil Wedge Floating-Ring Sliding Bearing in the Steady State

RAO Ji-yang,YANG Qi-ming
(Southwest Petroleum University,Chengdu610500,China)

TE9

A

1001-3482(2010)05-0007-04

2009-10-30

饒霽陽 (1983-),女,四川成都人,助教,從事機械設計及理論、摩擦學、石油化工機械的科研和教學工作,E-mail:raojiyang@sina.com。