CN100523532C - 推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种推力轴承锥滚与座圈挡边的油膜润滑方法。涉及机械传动的滚动轴承。本发明是针对滚动轴承中锥滚大端面与座圈挡边内表面的混合摩擦状态，使之成为油膜润滑的纯液体摩擦，从而提高轴承的整体性能。本发明是在滚子大端面和座圈挡边内壁间形成一个楔形间隙，并充满润滑油，当间隙形状、大小与滚子的轴向载荷、滑动速度、润滑油黏度相互匹配时，会在两个表面间形成动压油膜。所述的楔形间隙是由锥滚球形大端面与座圈挡边球形环间形成的，合理选择座圈、轴圈挡边内表面的球半径SR_Q和锥滚大端面的球半径sr_q，可使楔形间隙更易形成动压油膜。本发明具有降低摩擦系数、提高传动效率、降低能耗、提高轴承的承载能力及可靠性等优点。

Description

推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法

技术领域

本发明属于机械传动装置的滚动轴承，涉及改变滚动轴承中承受载荷的滑动部分的摩擦性质并形成动压油膜润滑(或称厚膜润滑)、提高传动效率与可靠性的设计方法；是对传统的机械传动装置设计思想与方法的突破与完善。

背景技术

推力圆锥滚子轴承是承受轴向载荷的；它由两片平圈、圆锥滚子和保持架组成；其中与座相配合的平圈叫座圈，与轴相配合的平圈叫轴圈，在它们中间的是滚动体—圆锥滚子(以下简称“锥滚”)，保持架是使锥滚的排列有序；座圈和轴圈只是一个不动，一个转动，而它们的结构和力素的分析方法完全相同，故本发明只述及座圈时也包含轴圈。推力圆锥滚子轴承的应用广、载荷大、重要性高，如石油钻采设备的大钩推力轴承、水龙头推力轴承，回转支承推力轴承，轧机压下轴承，电站吊装转子的吊钩及平衡梁吊具的推力轴承等等。这类轴承，由于锥滚是圆锥形的，所以锥滚的轴向力即为推力轴承工作载荷的一部分。这部分工作载荷，是由锥滚的压力角而形成的，指向为锥滚的大端。这个力，使锥滚的大端紧紧地顶住轴承座圈挡边的内表面；而锥滚无论是自转还是公转，它与轴承座圈挡边内表面的相对运动都是滑动的，成为滚动轴承中唯一一个直接承受工作载荷的滑动摩擦副。以石油钻采设备为例，其水龙头推力轴承(或大钩推力轴承)是设备的最关键的工作部件，由于它工作在环境差、载荷大、连续运转、装拆困难等苛刻条件下，故其易于发生故障或失效并同时将给生产带来很大损失。现场统计数据表明：该类轴承发生故障或失效的主要原因是锥滚的大端“啃边”，即是锥滚的大端面对轴承座圈挡边内表面的磨削，或是座圈挡边上缘对锥滚的大端面形成刮削，或者兼而有之，造成了轴承内部的磨损、转动阻力矩加大、发热、动力消耗增加，影响正常运行，最终导致失效。

这个问题虽然早已引起滚动轴承业界(包括设计、制造、研究等部门)的高度重视，但所开展的工作，都是从降低表面粗糙度、提高耐磨性、进行弹性流体动压润滑(或称薄膜润滑)理论分析等方面入手，只是做到了“知情”与“治标”，而不能从根本上解决问题。时至今日，这类轴承的摩阻、磨损问题、发热问题、载荷与速度问题、可靠性问题、寿命问题等都依然存在，限制了这类轴承的性能，影响了这类轴承的应用，其实也就降低了它对所应用行业发展的支持能力。

发明内容

本发明是针对滚动轴承中唯一一个不可回避的、直接承受工作载荷的滑动摩擦副进行流体润滑设计，使相对滑动的两个金属表面被一层完整的动压油膜分开—改变推力圆锥滚子轴承中锥滚的大端面与座圈、轴圈挡边内表面相对滑动的混合摩擦状态，使之成为润滑油膜层间的纯液体摩擦，将该滑动副的摩擦系数降低到滚动摩擦的水平，使滚动轴承从摩擦因数上讲更为名副其实，从而提高了轴承的整体性能。

本发明本着科学技术的“综合”原则，在重视强度、刚度、振动等传统的机械设计思想、方法的基础上，应用摩擦学原理，提供一种推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法，其技术方案的关键在于：

(1)将锥滚的大端面和轴承的座圈、轴圈挡边内表面的空间形状分别制造成球面与球形环；

(2)把锥滚的大端面和与其耦合的轴承的座圈、轴圈挡边球形环的球心偏置，以使锥滚无论是自转还是公转时在两相对滑动表面间都会形成收敛的楔形间隙；

(3)合理的选择轴承的座圈、轴圈挡边内表面的球半径SR_Q和锥滚大端面的球半径sr_q，以使承载区域的楔形间隙更易于形成具有承载能力的动压润滑油膜；

(4)向轴承内不间断地供给充足的、具有合适黏度的润滑油；

(5)在层流润滑条件下，可由雷诺方程求得在选定油膜厚度下的动压润滑油膜的分布压力，进而求得锥滚大端面的轴向承载力；这个承载力大于锥滚的实际轴向载荷，并选择适当的安全裕度。

所述的楔形间隙是由锥滚的球形大端面和与之相耦合的轴承的座圈、轴圈挡边内表面的球形环间形成的，其相关尺寸为：

锥滚的球形大端面的球半径为：

sr_q＝f(P，ω，η，λ，S)，

式中：P—锥滚轴向力，ω—轴承转动角速度，η—润滑油黏度，

      λ—表面形貌，S—轴承游隙；

座圈、轴圈挡边的球形环的半径为：

SR_Q＝sr_q+Δ′

式中：Δ′＝f(sr_q，α₀，β₀)，α₀—压力角，β₀—锥滚大端球面中心角。

所述润滑油的黏度是根据锥滚的轴向载荷、锥滚的大端面和座圈挡边内表面的相对滑动速度来选择的，要有专门的供油系统，供给充足的润滑油；也可共用主传动副的润滑油。

适应两种运动形式的油膜润滑设计原理：

·锥滚作公转运动时的油膜润滑设计

锥滚作公转运动时的油膜润滑设计原理，即当锥滚轴线绕与其垂直的轴承轴线旋转时，其大端面的前部与轴承的座圈挡边内壁间形成一个如图2中“a”所标示的、可以形成动压润滑油膜的、收敛的楔形间隙。由于主动(也称引导)的轴承轴圈挡边内壁的转速比锥滚公转的速度快，因而，在大端面的后部与轴承的轴圈挡边内壁间也形成一个相同的、具有动压效应的、收敛的楔形间隙。当间隙形状、大小、与锥滚的轴向载荷、相对滑动速度、润滑油黏度等相互匹配时，会在两个相对滑动表面间形成一个完整的、具有承载能力的动压润滑油膜。

·锥滚作自转运动时的油膜润滑设计

锥滚作自转运动时的油膜润滑设计原理，就是使其大端端面的前部与轴承座圈挡边内壁间形成一个如图3中“a”所标示的、具有动压效应的楔形间隙。而对于引导的轴承轴圈，同样会与锥滚大端端面的后部也形成一个同样的、具有动压效应的楔形间隙。这样，当锥滚在绕其自身轴线旋转时，锥滚大端端面就与轴承座圈及轴圈挡边内壁间形成一层油膜、产生流体动压力。

·两种运动形式的综合效果

由上述两个相伴生的运动，产生相互迭加的流体动压效应，动压润滑油膜将两个相对滑动的表面分开，变两个表面间的混合摩擦为润滑油膜层间的液体摩擦，摩擦功耗降低至滚动摩擦的水平，且油膜刚度大，抗冲击，确保了这个摩擦副的低耗、高效运行，提高了可靠性。

从分析可知，当锥滚运动为轴圈引导(即轴圈转动)时，无论自转还是公转，它与座圈挡边内壁产生的油膜动压力都处于锥滚端面运动方向的一侧；但对轴圈而言，锥滚端面与之所产生的油膜动压力却处于锥滚端面的另一侧，且两者关于锥滚球形端面的中心对称。这样，锥滚端面所受的油膜动压力对其轴线而言是平衡的。当锥滚在运行中发生歪斜时，这种平衡即遭到破坏；由于油膜动压力与油膜厚度呈反向变化，因而，失衡的油膜动压力即产生了与歪斜相反的恢复力矩，亦即对锥滚具有“扶正”作用，这就使得锥滚在运行中始终保持正确的姿态。

本发明的优点：在遵循传统设计原则的基础上应用摩擦学原理，完善设计方法，改进机构性能，主要表现在：

1、能改变滚动轴承中的滑动摩擦性质。将滚动轴承中唯一一个责无旁贷、直接承受工作载荷的滑动摩擦副的混合摩擦改进设计成纯液体摩擦；

2、能自动矫正锥滚的运动姿态。当锥滚在运行中产生歪斜时，将使得在歪斜一侧的油膜厚度减薄、从而油膜动压力增加，而另一侧的油膜动压力则减小，其共同作用的效果是产生矫正歪斜的力矩，矫正锥滚的运动姿态，而且转速越高，其响应的矫正作用也来得越快、越大；

3、减少锥滚与保持架间的摩擦。锥滚与保持架间的摩擦也是滑动摩擦，但不是由于载荷的作用而直接产生的；如果锥滚一直保持正确的运动姿态，则它们之间的作用力就很小；否则，由于锥滚的歪斜要由保持架来纠正，其运动的不一致性造成作用力大、摩擦、磨损、发热，以至发生故障、失效。

本发明的效果：本发明解决了至今仍然十分凸出的、滚动轴承中直接承受工作载荷的滑动摩擦副的混合摩擦的关键问题，对轴承整体性能的改善具有重要意义，主要表现在：

1、降低了该类轴承的摩擦系数，提高了传动效率，节省了能源；

2、提高了该类轴承的极限转速和平稳性、可靠性；

3、提高了该类轴承的极限承载能力，特别是轴向承载能力—单纯的轴向载荷或者锥滚的大锥角结构轴承的承载能力。

附图说明

图1为圆锥滚子推力轴承结构简图；

图2为一种圆锥滚子推力轴承当锥滚公转时的油膜润滑设计原理图；

图3为一种圆锥滚子推力轴承当锥滚自转时的油膜润滑设计原理图。

下面结合附图通过较佳实施例对本发明作进一步的说明。

具体实施方式

如图1所示，圆锥滚子推力轴承的结构，是在轴圈1与座圈3之间布置滚动体—圆锥滚子2，将圆锥滚子等距排布的是保持架(图中未显示)。轴圈、座圈与锥滚相配合的部分—即滚道与挡边等的设计制造对于轴圈、座圈来说完全相同。

如图2所示，一种推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法，当锥滚2相对于座圈3作顺时针公转(即为轴圈旋转、座圈不动的情况)时，锥滚大端面的前部与座圈挡边的内壁间就形成了一个如图中“a”所标示的前面大、后面小的楔形间隙(即为具有动压效应的、收敛的楔形间隙)，象前端翘起的滑水板一样，只要向前运动，就会产生浮力。而锥滚大端面的前部与座圈挡边内壁间的“浮力”，实际上是锥滚大端面的前部与座圈挡边内壁间的润滑油被挤压(油膜厚度进口厚，出口薄)而产生的。同时，锥滚的公转是由于轴圈的旋转而产生的(即所谓轴圈引导)，但锥滚的公转速度比轴圈的转动速度慢(即轴圈挡边内壁对于锥滚大端面的后部有超越式的相对滑动)，它们的相对运动，使得锥滚大端面的后部与轴圈挡边内壁间也形成了一个收敛的楔形间隙，也会产生油膜动压力，这个力与前部的力相等。其综合作用的结果，是使锥滚的大端面受到一个平衡的、与座圈及轴圈挡边内壁相分离的力。如果这个力大于锥滚工作时的轴向力，则这两个相耦合的表面就被彻底分开，形成了一个完整的压力油膜。

如图3所示，一种推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法，当锥滚2相对于座圈3作自转时，锥滚2大端面的前部与座圈3挡边内壁间的间隙形状是上大下小收敛的楔形间隙(图中标示“a”)，锥滚作图示方向旋转时，就把润滑油从大间隙处带入小间隙处，因油液被挤压而产生的抗力(流体动压力)将相对滑动的两个表面分开。由于锥滚(统称为滚动体)是置于轴承的座圈与轴圈之间的，如上分析，锥滚的自转，使其端面的后部与轴圈挡边的内壁也同样会产生流体动压力。其综合作用的结果，也是使两个相耦合的表面分开，在其之间形成了一层完整的压力油膜。

为保证形成一个合适的间隙形状与大小，其尺寸选择为：

座圈与轴圈挡边球形环的半径为

SR_Q＝sr_q+Δ′

式中：sr_q—锥滚球形大端面的球半径，Δ′＝f₁(sr_q，α₀，β₀)，

　　　α₀—压力角，β₀—锥滚大端球面中心角

锥滚的球形大端面的球半径为

sr_q＝f′(P，ω，η，λ，S)，

式中：P—锥滚轴向力，ω—轴承转动角速度，η—润滑油黏度，

      λ—表面形貌，S—轴承游隙；

锥滚球形大端面的球半径尺寸与座圈、轴圈挡边环形内壁的球半径尺寸是关键参数，它们提供了相耦合的两个曲面。但只有这些是不够的，还必须将两个球心偏置，以形成空间的楔形间隙。两个曲面的相对曲率与这两个球心的相对偏置所共同形成的间隙形状与大小、锥滚的轴向载荷、相对滑动速度、润滑油黏度等的诸多因素间有着密切的关系，并由一个流体动压润滑的基本方程—不可压缩油液的三维雷诺方程综合起来；

$\frac{\∂}{\∂x}\left(\frac{h^3}{\mathrm{\η}}\frac{\∂p}{\∂x}\right)+\frac{\∂}{\∂z}\left(\frac{h^3}{\mathrm{\η}}\frac{\∂p}{\∂z}\right)=6\frac{\∂}{\∂x}\left(\mathrm{uh}\right)+6\frac{\∂}{\∂z}\left(\mathrm{wh}\right)+12\frac{\∂h}{\∂t}$

式中：x—速度方向坐标，z—锥滚轴向坐标，h—分布的油膜厚度，

      p—分布的油膜压力，η—润滑油黏度，u—相对滑动速度，

      w—锥滚轴向移动速度，t—时间。

这个方程，已经把各相关参数的相互关系及相关度用数学语言表述清楚了。其分布的油膜厚度h包含了两层物理意义：一是锥滚球形大端面及座圈(轴圈)挡边环形内壁这两个相耦合的曲面形状的关系—也就是两个球半径尺寸SR_q与sr_q间的关系，这两个尺寸，正如上述方程所表示的，它与锥滚的压力角、锥滚大端球面中心角、锥滚轴向力、轴承转动角速度、润滑油黏度，锥滚表面粗糙度、轴承游隙等有关，要综合考虑并具体地确定下来；二是锥滚球形大端面球心相对于座圈(轴圈)挡边内壁球形环的球心偏离设置的情况，即确定这两个曲面的相对位置；有了这两个前提条件，就能唯一的确定两个曲面间的分布的间隙值—即h被唯一的确定下来。其它参数，皆按其明确的个体意义参与运算。足见，做一个具体设计时，须视该轴承的力参数、运动参数、轴承的具体结构(比如锥滚的锥角—即压力角、表面粗糙度等)而定，不是一个确定的量，具有个性化性质。这些参数的选择与运算是本领域的普通技术人员可以完成的。

本发明摈弃传统的滚动轴承的脂润滑，而采用优质的润滑油润滑。所述的润滑油是根据锥滚的轴向载荷、锥滚的大端面和座圈、轴圈挡边内表面的相对间隙、相对滑动速度等参数来选择的。如果，轴承润滑油为单独供给，其黏度可选范围为IS0VG 100，150，220，320，460；如果，轴承共用主传动摩擦副的润滑油，比如在齿轮箱内，则可共用齿轮油，不必另外单独供油；但此种情况，在设计计算时，润滑油黏度即为已知参数。

综上，如图2、3所示，一种推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法，在锥滚2的大端面和座圈挡边3内壁间形成一个空间楔形间隙，并在这个间隙内充满润滑油，当间隙的大小、形状与锥滚的轴向载荷、相对滑动速度、润滑油黏度等相互匹配时，就能在锥滚的大端面和座圈、轴圈挡边内壁间分别形成一个完整的、关于锥滚球形大端面中心点对称的、具有相同厚度和承载能力的动压润滑油膜。由于润滑油在两个金属表面上都形成牢固的吸附层，故当两表面相对滑动时，其摩擦即为润滑油膜层间的液体摩擦。这种润滑油膜层间纯液体摩擦的流体润滑，即为油膜润滑，或称厚膜润滑。

本发明是一个构想，旨在提高滚动轴承的传动效率；本发明是一种方法，用来将滚动轴承中的滑动摩擦理想化；但它更是一个方案，一个经典的应用摩擦学原理即可具体实施、直接导入产品设计制造的技术方案。

显然，本领域的技术人员可以对本发明进行改动和变形，倘若这些改动和变形不脱离本发明的原则和范围，即属于本发明的权利要求及其同等技术的范围之内，则本发明也包含这些改动和变形在内。

Claims (3)

1、一种推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法，其特征在于：轴承工作时，在锥滚大端面与座圈、轴圈挡边内壁之间形成一层完整的压力油膜、完全脱离金属接触，形成纯液体摩擦，其关键在于：

(1)将锥滚的大端面和轴承的座圈、轴圈挡边内表面的空间形状分别制造成球面与球形环，并按：

轴承的座圈、轴圈挡边内表面的球半径：SR_Q＝sr_q+Δ′，式中：Δ′＝f(sr_q，α₀，β₀)，α₀—压力角，β₀—锥滚大端球面中心角，sr_q—锥滚大端面的球半径，和

锥滚大端面的球半径：sr_q＝f(P，ω，η，λ，S)，

式中：P—锥滚轴向力，ω—轴承转动角速度，η—润滑油黏度，

λ—表面形貌，S—轴承游隙，

进行计算；

(2)把锥滚的大端面和与其耦合的轴承的座圈、轴圈挡边球形环的球心偏置，使锥滚的球形大端面和座圈、轴圈挡边的球形环间形成一个空间楔形间隙；

(3)向轴承内不间断地供给充足的、具有合适黏度的润滑油；

(4)在层流润滑条件下，由雷诺方程求得在选定油膜厚度下的动压润滑油膜的分布压力，进而求得锥滚大端面的轴向承载力，这个承载力大于锥滚的实际轴向载荷。

2、按照权利要求1所述的推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法，其特征在于：所述的雷诺方程为：

$\frac{\∂}{\∂x}\left(\frac{h^3}{\mathrm{\η}}\frac{\∂p}{\∂x}\right)+\frac{\∂}{\∂z}\left(\frac{h^3}{\mathrm{\η}}\frac{\∂p}{\∂x}\right)=6\frac{\∂}{\∂x}\left(\mathrm{uh}\right)+6\frac{\∂}{\∂z}\left(\mathrm{wh}\right)+12\frac{\∂h}{\∂t}$

式中：x—速度方向坐标，z—锥滚轴向坐标，h—分布的油膜厚度，

p—分布的油膜压力，η—润滑油黏度，u—相对滑动速度，

w—锥滚轴向移动速度，t—时间。

3、按照权利要求1所述的推力轴承锥滚大端面与座圈挡边的油膜润滑方法，其特征在于：所述润滑油的黏度是根据锥滚的轴向载荷、锥滚的大端面和座圈、轴圈挡边内表面的尺寸及相对滑动速度来选择的；要有专门的供油系统，供给充足的润滑油。

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