油膜軸承承載能力校核計(jì)算

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1、油膜軸承承載能力校核計(jì)算劉鍺徐泥‘武鋼冷軋廠)基于流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論的油膜軸承應(yīng)用十分廣泛.由于其承載能力的影響因素較多，設(shè)計(jì)和計(jì)算的程序需反復(fù)進(jìn)行，十分繁重。用有限元計(jì)算方法對(duì)雷諾方程求數(shù)值解的承載能力可以得到較精確的結(jié)果，但是只能對(duì)確定規(guī)格尺寸的軸承適用，失去了對(duì)一般油膜軸承通用規(guī)律的指導(dǎo)性。油膜軸承在生產(chǎn)使用過(guò)程中平均壽命的評(píng)估，壽命異常偏低時(shí)，除了檢查分析安裝、使用、維護(hù)方面的異常之外。常需對(duì)軸承受載情況進(jìn)行粗略的計(jì)算分析，以確定軸承是否在安全狀況運(yùn)行.對(duì)于軸承的制造精度要求和主要零件報(bào)廢標(biāo)準(zhǔn)，也要從成本經(jīng)濟(jì)節(jié)約的角度進(jìn)行承載能力的校核后合理地確定。一種基于油膜軸承理論而又具有通用

2、規(guī)律指導(dǎo)性的承載能力校核計(jì)算方法對(duì)于理論研究和實(shí)際應(yīng)用都是十分有益的。對(duì)全封閉形油膜軸承，由油楔承載壓強(qiáng)分布解析式積分即可粗略核算軸承承載能力。1油楔承載壓強(qiáng)分布公式圖1中，oo,=e為偏心距，R為軸承半徑，r為軸頸半徑。S=R-;為軸承半徑間隙。lk=e/S為相對(duì)偏心率。在穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)時(shí)，油楔中產(chǎn)生的壓力合力與外載荷P相平衡.這個(gè)合力作用于最小油膜厚度處，作用線與軸頸偏心線重合，方向指向軸頸中心.油楔承載區(qū)壓強(qiáng)分布表達(dá)式為匡tan一二-nro2，，廠井山山1幾孟廠一幾a二下十u,t寧tan--r2產(chǎn)t(BB+an2}-2)十a(chǎn)/tan-、。__一__了2、。兀，u,a}uauIr-I-

3、V,吮，I(1)JB/'2‘式中B=(1一41)/(1+;P)—無(wú)量綱數(shù);D=D=D,—由相對(duì)偏心率沙決定的系數(shù)，D,=B-1,D,=(1一5B)/2B,D3=(1+3B)/2B}/-B-;?！獕簭?qiáng)幅值，。=6rltve.(6+e)3’圖1油膜軸承壓強(qiáng)分布u—?jiǎng)恿φ扯??！S頸圓周速度。2軸承軸向單位寬度上油楔承載力軸向單位寬度上油楔的承載力由式(1)積分來(lái)計(jì)算并經(jīng)進(jìn)一步演算后得單位寬度上油楔在(0，二〕區(qū)間承載力表tan%達(dá)式P二{2rw[D1_，a、，十。，?！?tan號(hào)一D3合](ts+tan萬(wàn)廠十”3t(BB+anl辦)112r}}v(一}-1一甲+一一1一，一;(2)】e5`

4、2(1一ocosay(1一Ocosa)軸頸上全部油楔承載力由式(2)在區(qū)間[0,司計(jì)算求出二6rauv，3Jl+1尸=一二:二育-1，:es，，:戈，一(3)叼‘一幾t十叮(1一必3有限寬軸承承載能力有限寬軸承承載力與壓力在軸向的分布狀況相關(guān).在軸頸中心線平行于軸承中心線的情況下，當(dāng)壓力還未大到使軸頸及軸承產(chǎn)生很大彈性變形的時(shí)候，壓力的分布符合經(jīng)典理論(圖2a).這時(shí)在軸承中部壓力均勻分布，而在邊界端面處，壓力迅速降為零壓.圖2壓力的軸向分布(a)無(wú)彈變;(b)有彈變當(dāng)壓力很大而使軸頸和軸承產(chǎn)生較大彈性變形的時(shí)候，壓力的軸向分布如圖26所示.這時(shí)軸承中部壓力由于軸頸的彎曲變形使油膜呈楔形

5、。壓力向油膜薄的一邊逐漸增大.在邊界端面處，壓力迅速降為零壓。在粗略計(jì)算時(shí)可用軸向中部壓力作為平均當(dāng)量壓力，并對(duì)計(jì)算結(jié)果考慮系數(shù)修正.有限寬軸承承載能力用式(3)乘以軸承寬度L計(jì)算。_6r"Lpv，3吵+1_11—---氣氣二產(chǎn)-.-丁丁一--丁二r—.21(4)吵d`“(1+吵廠(1一少)式中L-軸承寬度;A—修正系數(shù)，A=A,AvA,—壓力邊界端泄系數(shù)，1.0)A,)0.9;AZ—彈性變形修正系數(shù)。一般取A2=1.0.A:受油膜厚度、軸承長(zhǎng)度、軸承中壓強(qiáng)等因素影響AZ受軸頸、軸承變形程度和剛度等因素影響。4軸承承載能力分析由式(4)分析，處于某一相對(duì)偏心率狀況下穩(wěn)定運(yùn)行的軸承承載力與

6、軸承公稱直徑(2r)的平方成正比，與軸承寬度成正比，與軸承半徑間隙的平方成反比。這些參數(shù)與軸承的幾何尺寸相關(guān).對(duì)按軸承負(fù)荷設(shè)計(jì)和選擇軸承幾何尺寸大小有指導(dǎo)意義。在軸承潤(rùn)滑和工作速度方面.式(4)表示了承載能力與潤(rùn)滑油動(dòng)力粘度及軸頸線速度均成正比的關(guān)系.這對(duì)于軸承設(shè)計(jì)及使用維護(hù)時(shí)選擇潤(rùn)滑油及分析故障，確定安全運(yùn)行速度有指導(dǎo)意義。在軸承幾何尺寸、潤(rùn)滑油均已確定，軸承處于穩(wěn)定速度運(yùn)行狀態(tài)時(shí)，式(4)顯示了軸承承載能力大刁、與豐[3架一二共:14R關(guān).0的取值范圍[i-O>O].當(dāng)0值趨近于。分分砂四刀’、‘~勸L(1十討(1一扔’份“’r-一’一‘一下一J-一『一一一時(shí)，系數(shù)[3沙+1一一1仲

7、的兩項(xiàng)同時(shí)趨于同階無(wú)窮小的倒數(shù)，其差值為零。此時(shí)r(1+wtl一甲)軸承承載力趨于零。而當(dāng)必值趨近于t時(shí)(油膜最小厚度趨于零)，系數(shù)值趨于〔1一1/無(wú)窮小】=負(fù)無(wú)窮大(負(fù)值含義僅表示承載力方向與由軸頸中心向外相反).所以，理論上當(dāng)妙趨于t時(shí)，軸承承載力可趨于無(wú)窮大.由于錐、襯套無(wú)論制造如何精密，其工作表面粗糙度不可能為零.所以油膜厚度不能為零。當(dāng)載荷大到一定程度時(shí)即因純液體摩擦狀況失效而燒壞。因而軸承實(shí)際運(yùn)行時(shí)的沙值在(0<功