油膜轴承承载能力校核计算

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1、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

2、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，oo,=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tan一二-nro2，，厂井山山1几孟厂一几a二下十u,t宁tan--r2产t(BB+an2}-2)十a/tan-、。__一__了2、。兀，u,a}uauIr-I-

3、V,吮，I(1)JB/'2‘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,=(1一5B)/2B,D3=(1+3B)/2B}/-B-;。—压强幅值，。=6rltve.(6+e)3’图1油膜轴承压强分布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tan%达式P二{2rw[D1_，a、，十。，。·(tan号一D3合](ts+tan万厂十”3t(BB+anl办)112r}}v(一}-1一甲+一一1一，一;(2)】e5`

4、2(1一ocosay(1一Ocosa)轴颈上全部油楔承载力由式(2)在区间[0,司计算求出二6rauv，3Jl+1尸=一二:二育-1，:es，，:戈，一(3)叼‘一几t十叮(1一必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2a).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26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

5、。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。_6r"Lpv，3吵+1_11—---气气二产-.-丁丁一--丁二r—.21(4)吵d`“(1+吵厂(1一少)式中L-轴承宽度;A—修正系数，A=A,AvA,—压力边界端泄系数，1.0)A,)0.9;AZ—弹性变形修正系数。一般取A2=1.0.A:受油膜厚度、轴承长度、轴承中压强等因素影响AZ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

6、轴承公称直径(2r)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:14R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+1一一1仲

7、的两项同时趋于同阶无穷小的倒数，其差值为零。此时r(1+wtl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