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滑动轴承计算报告2

来源:博高科技发布时间:2021/6/26

         压缩机转子滑动轴承的设计计算报告2
                        上海大学轴承研究室
                                   2003.02.12

1.轴承的选型
本次设计所针对的轴承属于支撑高速轻载转子的情况,所以选型时应以稳定性方面的考虑为主,承载能力的考虑为次。最为恰当的轴承形式,就是可倾瓦轴承。据此,对左右两个支承均采用5瓦可倾瓦轴承。

2.轴承几个主要参数的确定
比照原有转子的结构,并经与委托方商定, 取左轴承直径为55mm,右轴承直径为100mm。取定轴承的长径比为0.4,因此左轴承轴瓦长度为22 mm,右轴承的为40mm。
五块瓦的布置方位采取“支点上”型。瓦的支点位于瓦张角的中央。
其余参数需按静、动特性的优化来确定。

3.轴承性能分析
油膜的流体动力学行为用变粘度紊流流态雷诺方程表达:


式中,p-油膜压力;μ-润滑油动力粘度;h-油膜厚度;R-轴颈半径;ω-轴颈角速度;φ-周向角坐标,由垂直向上的方位起,顺转动方向计量; z-轴向坐标; Vx和Vy-轴颈中心相对于轴瓦中心的变位速度在水平方向和垂直方向的分量;Kφ和Kz-油膜中发生紊流流态时应用的周向和轴向紊流系数,采用Ng-Pan紊流润滑理论(以壁面定律为理论依据)来确定:


式中,Re为雷诺数:Re=ρUh/μ,U为轴颈的圆周速度。
计算静特性时,上式中的轴颈变位速度等于零:Vx=0, Vy=0。
雷诺方程取其定常态形式:


     计算静特性时用的压力边界条件为:
    在进油边处,p=pin,其中pin为进油压力;
    在油膜破裂处,采用雷诺边界条件:p=p/Φ=0。
在上述压力边界条件下,用ADI法(交叉方向迭代法)在不超出0.0001的相对误差下解出雷诺方程,来计算油膜压力分布。


润滑油的温粘关系用Glienicke-Han类型的公式表达:


式中El-幂指数。对于#22透平油,根据其温粘关系[1],经最小二乘方优化拟合,软件中取El=2.2。
联立解出能量方程和温粘关系,来计算温度分布和粘度分布。
在上述两大计算(压力分布计算和温度-粘度计算)之间进行交替迭代直到收敛,即:粘度场相对误差不超出0.003,求出定常工况下的油膜压力分布、温度分布和粘度分布。
油膜合力的计算公式为:
式中,Fx和Fy分别是沿水平方向和垂直方向的轴承承载力分量。
油膜合力必需与载荷平衡:
式中,W为载荷,α为载荷角。
由上述平衡关系,在力平衡关系的相对误差不超出0.001的条件下,迭代确定定常工作时的轴颈偏心距e和偏位角θ。此时的膜厚场、压力场、温度场、剪应力场和速度场,即用以确定润滑油流量、摩擦阻力和功耗、最高油膜温度、最高油膜压力、和最小油膜厚度。这些就是静特性。
扰动雷诺方程是动特性计算的基础。扰动雷诺方程是由雷诺方程对轴颈在静平衡位置邻域内的微小扰动(位移扰动Δx和Δy,速度扰动Vx和Vy)进行偏导而获得:
式中,

为压力p对各个扰动参数的偏导数,称为扰动压力。
由这些扰动雷诺方程可解出各项扰动压力分布,然后积分求出轴承的4个刚度系数和4个阻尼系数:


这些就是动特性。

4.静特性计算设计
计算采用本研究室根据上述原理编制的程序“JB2002”进行。
    考察了间隙、预负荷系数、瓦张角对于最高油膜温度和最小油膜厚度的影响,其结果如下两表所列。


由上可见,左轴承宜选用方案15,其油膜厚度为各方案中最大,油膜温度亦较低。右轴承宜选用方案14,其油膜厚度为各方案中最大,油膜温度也较低。
它们的动力特性是否合适,则需经转子轴承系统的动力学计算来考核,见另一份报告。
5. 温度膨胀补偿
    工作时轴颈的温度大约是48℃,而测量尺寸和安装时大约是20℃,其间有约28℃的温差,引起间隙的变化,应当予以补偿。
    据[3],可假设轴承直径不变,而轴承直径膨胀。于是,
        左轴颈直径膨胀量=dT=11×10-6×55×28=0.017mm
        右轴颈直径膨胀量=11×10-6×100×28=0.031mm
    所以,在室温下制造和安装时,轴承的间隙应放大为:
        左轴承最小直径间隙=0.11+0.017=0.127mm; 最小半径间隙=0.064mm
        右轴承最小直径间隙=0.2+0.031=0.231mm; 最小半径间隙=0.116mm

6. 结论
拟选用下列轴承参数:

                        左轴承参数
五瓦可倾瓦轴承,“支点上型”方位布置,支点位于瓦张角中央。
直径d=55mm, 长度l=22mm, 安装后的最小半径间隙cmin=0.064mm, 预负荷偏心量=0.055mm, 瓦的制造半径间隙c=0.055+0.064=0.119mm, 瓦张角=60°。
特性:
进油量=7.98 l/min;圆周摩擦阻力=41.00N;摩擦功耗=1316.61W;最大油膜压力=2.690MPa;最大压力位置角=180.0°;最高油膜温度=56.64℃;最高温度位置角=210.0°;最小油膜厚度=32.2μm;最小膜厚位置角=205.7°。
油膜刚度kxx=0.3857×108N/m;kyy=0.5324×108N/m; kxy=kyx=0;
油膜阻尼bxx=0.3501×105N·s/m;byy=0.4182×105N·s/m; bxy=byx=0。

                        右轴承参数
五瓦可倾瓦轴承,“支点上型”方位布置,支点位于瓦张角中央。
直径d=100mm, 长度l=40mm, 安装后的最小半径间隙cmin=0.116mm, 预负荷偏心量=0.1mm, 瓦的制造半径间隙c=0.1+0.116=0.216mm, 瓦张角=60°。
特性:
进油量=43.14 l/min;圆周摩擦阻力=117.41N;摩擦功耗=6854.28W;最大油膜压力=1.480MPa;最大压力位置角=180.0°;最高油膜温度=53.39℃;最高温度位置角=210.0°;最小油膜厚度=72.1μm;最小膜厚位置角=210.0°。
油膜刚度kxx=0.5023×108N/m;kyy=0.5334×108N/m; kxy=kyx=0;
油膜阻尼bxx=0.4632×105N·s/m;byy=0.4782×105N·s/m; bxy=byx=0。

    上述轴承参数已经根据转子-轴承系统的动力性态计算结果核定为合适,见“转子-滑动轴承系统动力学分析计算”。

                       参考文献
张直明主编:《滑动轴承的流体动力润滑理论》,中国高等教育出版社,1986。
D.C. Han: Statische und dynamische Eigenschaften von Gleitlagern bei hohen Umfangsgeschwindigkeiten und bei Verkantung, Dissertation, Universitaet Karlsruhe, 1979.
Dubbel Taschenbuch fuer den Maschinenbau, 14. Auflage, Springer-Verlag, 1981.

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