CN101504035B - 一种重载滑动轴承及其抗磨损修形方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种重载滑动轴承及其抗磨损修形方法，涉及轴承修形的技术领域，是为减缓滑动轴承轴的磨损，而对轴承轴向进行轮廓修形。该重载滑动轴承包括轴承和轴颈，轴颈按间隙配合安装在轴承孔内，轴颈为圆柱形；轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线修形为从两端到中间逐渐增大的倒锥形或圆弧形，两端最大径向修形量h＝Δh，Δh＝h₂-h₁，

，，修形方法是沿轴向将轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线修形为从两端到中间逐渐增大的倒锥形或弧形。本发明由于轴承端面修形技术的引入，可以改进滑动轴承的抗磨损效果，减缓轴承端面的早期磨损，提高滑动轴承的使用寿命。

Description

一种重载滑动轴承及其抗磨损修形方法

技术领域：

本发明涉及轴承端面轮廓修形，特别是涉及一种重载工况下滑动轴承端面轮廓修形的技术领域。

背景技术：

工作在重载条件下的滑动轴承，由于润滑油膜和摩擦副表面弹性变形的双重作用，轴承或轴颈的轴向两端面有可能产生早期磨损或偏磨，进而影响到轴承的寿命。

传统的滑动轴承采用沿轴向呈圆柱形的摩擦表面结构，在重载工况下，由于摩擦副表面的弹性变形，轴承摩擦副的两表面间隙分布沿轴线不再是刚性情况下的直线，而是两端凸出，中间内凹的弧形，这样将使轴承两端油隙变小，加剧了轴承两端的磨损。

端面轮廓修形与否，以及修形量的大小对滑动轴承的润滑油膜厚度和压力分布都有很大的影响。研究表明，采用适当的修形参数对轴承端面轮廓进行修形，可以有效地改善滑动轴承的整体润滑效果，减缓轴承两端面的早期磨损和偏磨，提高滑动轴承的使用寿命。

发明内容：

本发明的目的是提供一种重载滑动轴承抗磨损修形方法，通过对轴承沿轴向修形，有效减缓轴承早期运行的端面磨损，提高滑动轴承的使用寿命。

本发明为有效地改进滑动轴承的抗磨损效果，减缓轴承端面的早期磨损，提高滑动轴承的使用寿命，通过对轴承进行修形，修形后的轴承孔沿轴向不再是传统的圆柱形，而是沿轴向，轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线修形为从两端到中间逐渐增大的倒锥形或弧形。

本发明是通过以下技术方案来实现的：

一种重载滑动轴承，包括轴承和轴颈，轴颈按间隙配合安装在轴承孔内，轴颈为圆柱形；轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线修形为从两端到中间逐渐增大的倒锥形或弧形，两端最大径向修形量h＝Δh，Δh＝h₂-h₁， $h_1=\frac{{\mathrm{\μ}}_0\mathrm{URL}}{W},$ $h_2=2.65\frac{{\mathrm{\α}}^{0.54}{\left({\mathrm{\μ}}_{0}U\right)}^{0.7}{R}^{0.43}{L}^{0.13}}{E^{\′0.03}{W}^{0.13}},$ 其中，μ₀为润滑油初始粘度，α为粘压系数，R为当量曲率半径，R＝R₁R₂/(R₁-R₂)，R₁为轴承孔半径，R₂为轴颈半径，L为轴承的轴长，E‘为当量弹性模量， $\frac{1}{E^{\′}}=\frac{1}{2}(\frac{1-v_1^2}{E_1}+\frac{1-v_2^2}{E_2}),$ E₁、E₂分别为轴承和轴颈的材料弹性模量，v₁、v₂分别为轴承和轴颈的泊松比，U为轴颈速度，U＝ω×R₂，ω为轴颈转速，W为载荷；

所述轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为倒锥形，锥形长度L₁优选为轴承轴长L的1/5～1/3.

所述锥形长度L₁进一步优选为轴承轴长L的L的＝1/4。

所述轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为圆弧形，圆弧优选沿轴向中心对称，在中心面径向修形量为零。

一种重载滑动轴承的抗磨损修形方法，沿轴向将轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线修形为从两端到中间逐渐增大的倒锥形或弧形，包括如下步骤：

a、确定轴承两端最大的径向修形量h

(1)计算不考虑摩擦副表面弹性变形时的油膜厚度，采用Martin刚性等粘度润滑公式计算出的刚性最小油膜厚度h₁：

$h_1=\frac{{\mathrm{\μ}}_0\mathrm{URL}}{W}---\left(1\right)$

(2)计算考虑摩擦副表面弹性变形时的油膜厚度，采用Dowson-Higginson弹性流体变粘度润滑公式计算出的弹性最小油膜厚度h₂：

$h_2=2.65\frac{{\mathrm{\α}}^{0.54}{\left({\mathrm{\μ}}_{0}U\right)}^{0.7}{R}^{0.43}{L}^{0.13}}{E^{\′0.03}{W}^{0.13}}---\left(2\right)$

(3)计算摩擦副表面的最大弹性变形量Δh，Δh为弹性最小油膜厚度h₂与刚性最小油膜厚度h₁之差，Δh＝h₂-h₁(3)

其中，μ₀为润滑油初始粘度，α为粘压系数，R为当量曲率半径，R＝R₁R₂/(R₁-R₂)，R₁为轴承孔半径，R₂为轴颈半径，L为轴承的轴长，E‘为当量弹性模量， $\frac{1}{E^{\′}}=\frac{1}{2}(\frac{1-v_1^2}{E_1}+\frac{1-v_2^2}{E_2}),$ E₁、E₂分别为轴承和轴颈的材料弹性模量，v₁、v₂分别为轴承和轴颈的泊松比，U为轴颈速度，U＝ω×R₂，ω为轴颈转速，W为载荷；轴承两端最大的径向修形量h为Δh；

b、确定倒锥形或圆弧形修形长度

(1)如轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为倒锥形，锥形长度L₁为轴长1/5-1/3；

(2)如轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为圆弧形，抛物线沿轴向中心对称。

本发明与现有滑动轴承结构相比，具有如下优点和有益效果：

采用适当的修形参数对轴承端面轮廓进行修形后，由于相对增大了轴承端面区域的油隙和工作时的润滑油膜厚度，可以有效地改进滑动轴承的抗磨损效果，减缓轴承端面的早期磨损，提高滑动轴承的使用寿命。

附图说明：

图1是目前应用在重载工况下的传统滑动轴承结构示意图；

图2是实施例1倒锥形修形后滑动轴承结构示意图。

图3是传统滑动轴承磨损示意图，横坐标为轴承轴长，纵坐标为磨损量；

图4是实施例1修形方案滑动轴承磨损示意图，横坐标为轴承轴长，纵坐标为磨损量。

图5是实施例2圆弧形修形后滑动轴承结构示意图。

图6是实施例2修形方案滑动轴承磨损示意图，横坐标为轴承轴长，纵坐标为磨损量。

具体实施方式：

下面结合附图和实施方式对本发明作详细说明，但本发明要求保护的范围并不局限于实施方式表述的范围。

不同工况下运行的滑动轴承由于摩擦副表面弹性变形不同，轴承端面区域修形参数也有所不同，首先需计算出摩擦副表面的最大弹性变形量，然后对轴承端面区域进行倒锥形或圆弧的轮廓修形。其中，摩擦副表面最大弹性变形量确定可采用以下方法：

(1)首先计算不考虑摩擦副表面弹性变形时的油膜厚度，此时可采用Martin刚性等粘度润滑公式计算出的刚性最小油膜厚度h₁，即

$h_1=\frac{{\mathrm{\μ}}_0\mathrm{URL}}{W}---\left(1\right)$

(2)然后计算考虑摩擦副表面弹性变形时的油膜厚度，此时可采用Dowson-Higginson弹性流体变粘度润滑公式计算出的弹性最小油膜厚度h₂，即

$h_2=2.65\frac{{\mathrm{\α}}^{0.54}{\left({\mathrm{\μ}}_{0}U\right)}^{0.7}{R}^{0.43}{L}^{0.13}}{E^{\′0.03}{W}^{0.13}}---\left(2\right)$

(3)最后计算摩擦副表面的最大弹性变形量Δh，由于刚性润滑计算出的刚性最小油膜厚度h₁沿轴向是相等的，而弹流润滑计算出的弹性最小油膜厚度h₂是在考虑摩擦副弹性变形时求得的，因此，Δh为弹性最小油膜厚度h₂与刚性最小油膜厚度h₁之差，即：

Δh＝h₂-h₁(3)

其中，μ₀为润滑油初始粘度，α为粘压系数，R为当量曲率半径，R＝R₁R₂/(R₁-R₂)，R₁为轴承孔半径，R₂为轴颈半径，L为轴承的轴长，E‘为当量弹性模量， $\frac{1}{E^{\′}}=\frac{1}{2}(\frac{1-v_1^2}{E_1}+\frac{1-v_2^2}{E_2}),$ E₁、E₂分别为轴承和轴颈的材料弹性模量，v₁、v₂分别为轴承和轴颈的泊松比，U为轴颈速度，U＝ω×R₂，ω为轴颈转速，W为载荷。

以下是一种重载工况下滑动轴承端面修形的具体实例，用以说明滑动轴承的修形方法以及论证修形对减缓轴承端面磨损的有效性和优越性。

实施例1

如图1所示，传统滑动轴承结构包括轴承1和轴颈2，轴颈2按间隙配合安装在轴承1孔内，即轴颈2位于轴承1间，轴颈2与两侧的轴承1形成间隙。轴颈2为圆柱形。为减缓轴承早期运行的端面磨损，提高滑动轴承的使用寿命，如图2所示，对轴承1端面区域进行倒锥形修形，修形后的轴承结构中主要改变在于轴承1两侧修形后轮廓曲线3为倒锥形，轴颈2按间隙配合安装在轴承1孔内，轴颈2与两侧的轴承1形成间隙。

本实施例中，选取载荷W＝10000N、转速ω＝2000r/min的运行工况，滑动轴承具体参数如下：轴承孔半径R₁＝10mm；轴颈半径R₂＝9.98mm；轴承轴长：L＝10mm。μ₀为润滑油初始粘度，α为粘压系数，润滑油选用一般矿物油，取μ₀＝0.05Pa·s，α＝2.2E-8m²/Pa；E‘为当量弹性模量， $\frac{1}{E^{\′}}=\frac{1}{2}(\frac{1-v_1^2}{E_1}+\frac{1-v_2^2}{E_2}),$ E₁、E₂为轴承和轴颈的材料弹性模量，v₁，v₂为轴承和轴颈的泊松比，轴承材料为巴氏合金，取E₁＝140GPa，v₁＝0.3，轴颈材料为钢，取E₂＝210GPa，v₂＝0.3。

对轴承端面进行倒锥形轮廓修形时，首先，根据公式(1)、(2)、(3)计算此工况下摩擦副表面最大变形量Δh，此时

$h_1=\frac{{\mathrm{\μ}}_0\mathrm{URL}}{W}=0.05\×19.96\×4990\×10\×{10}^{-6}/10000=4.98\×{10}^{-6}m=4.98\mathrm{\μm}$

$h_2=2.65\frac{{\mathrm{\α}}^{0.54}{\left({\mathrm{\μ}}_{0}U\right)}^{0.7}{R}^{0.43}{L}^{0.13}}{E^{\′0.03}{W}^{0.13}}$

$=2.65\×{(2.2\×{10}^{-8})}^{0.54}\×{(0.05\×19.96)}^{0.7}\×{4.990}^{0.43}\×{(10\×{10}^{-3})}^{0.13}/({(185.2\×{10}^9)}^{0.03}\×{10000}^{0.13})$

$=2.9492\×{10}^{-6}m=29.492\mathrm{\μm}$

可得，Δh＝h₂-h₁＝29.492-4.98＝24.5μm

其中，R＝10×9.98/(10-9.98)＝4990mm

$\frac{1}{E^{\′}}=\frac{1}{2}(\frac{1-{0.3}^2}{140}+\frac{1-{0.3}^2}{210})=0.0054,$ E‘＝185.2GPa

U＝ω×R₂＝2000×9.98×10^-3＝19.96m/s

在重载工况下，由于摩擦副表面的弹性变形，轴承摩擦副的两表面间隙分布沿轴线不再是刚性情况下的直线，而是两端凸出，中间内凹的弧形，这样将使轴承两端油隙变小。为了减少这种不利的影响，可以采用摩擦副表面最大弹性变形量Δh确定轴承1外端面的最大径向修形量h，即取h＝Δh，通过以上计算可知，h＝24.5μm。

同时，滑动轴承在实际工作中的高磨损区域在外端面至轴向(1/5-1/3)L的范围内，本发明可取锥形长度L₁为轴承轴长的1/5-1/3；本实施例优选锥形长度L₁取轴承轴长1/4，即L₁＝1/4L。轴承轴长L是指轴承1沿轴向的长度。

然后，在原有轴承1结构的基础上，根据以上h和L₁参数值，在轴承1端面高磨损区域沿轴向和径向进行倒锥形轮廓修形3。

测试：将传统滑动轴承和本实施例修形的局部倒锥形滑动轴承分别在滑动轴承磨损试验机上进行磨损试验。试验条件为2000r/min，载荷10000N，运转600小时后，取试件对其进行光谱法测量磨损量，得出其磨损情况分别如图3和图4所示。

通过对比图3和图4可以看出，轴承两端的最大磨损量由修形前的26μm减少到修形后的12μm，虽然轴承中间区域磨损量有所增加，从无磨损增加到6μm，但是影响轴承使用寿命的最主要因素是其最大磨损量，中间区域磨损增加对轴承寿命不会有太大影响。因此，采用端面修形后的滑动轴承能够有效减缓轴承端面的磨损，磨损率减低了50％左右，大大延长滑动轴承的使用寿命。

实施例2

如图1所示，传统滑动轴承结构包括轴承1和轴颈2，轴颈2按间隙配合安装在轴承1孔内，即轴颈2位于轴承1间，轴颈2与两侧的轴承1形成间隙。轴颈2为圆柱形。如图5所示，对轴承1端面区域进行圆弧修形，修形后的轴承结构中主要改变在于轴承1端面修形后轮廓曲线3为圆弧，即轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为圆弧形，圆弧沿轴承中部对称，本发明中部是指沿轴向轴承中心点附近部分，本实施例优选圆弧沿轴承中心点对称，在中心点的中心面面径向修形量为零。轴颈2按间隙配合安装在轴承1孔内，轴颈2与两侧的轴承1形成间隙。

本实施例中，选取载荷W＝10000N、转速ω＝2000r/min的运行工况，滑动轴承具体参数如下：轴承孔半径：R₁＝10mm；轴颈半径：R₂＝9.98mm；轴承轴长：L＝10mm。μ₀为润滑油初始粘度，α为粘压系数，润滑油选用一般矿物油，取μ₀＝0.05Pa·s，α＝2.2E-8m²/Pa；E‘为当量弹性模量， $\frac{1}{E^{\′}}=\frac{1}{2}(\frac{1-v_1^2}{E_1}+\frac{1-v_2^2}{E_2}),$ E₁、E₂为轴承和轴颈的材料弹性模量，v₁，v₂为其泊松比，轴承材料为巴氏合金，取E₁＝140GPa，v₁＝0.3，轴颈材料为钢，取E₂＝210GPa，v₂＝0.3。

对轴承端面进行圆弧轮廓修形时，首先，根据公式(1)、(2)、(3)计算此工况下摩擦副表面最大变形量Δh，此时

$h_1=\frac{{\mathrm{\μ}}_0\mathrm{URL}}{W}=0.05\×19.96\×4990\×10\×{10}^{-6}/10000=4.98\×{10}^{-6}m=4.98\mathrm{\μm}$

$h_2=2.65\frac{{\mathrm{\α}}^{0.54}{\left({\mathrm{\μ}}_{0}U\right)}^{0.7}{R}^{0.43}{L}^{0.13}}{E^{\′0.03}{W}^{0.13}}$

$=2.65\×{(2.2\×{10}^{-8})}^{0.54}\×{(0.05\×19.96)}^{0.7}\×{4.990}^{0.43}\×{(10\×{10}^{-3})}^{0.13}/({(185.2\×{10}^9)}^{0.03}\×{10000}^{0.13})$

$=2.9492\×{10}^{-6}m=29.492\mathrm{\μm}$

可得，Δh＝h₂-h₁＝29.492-4.98＝24.5μm

其中，R＝10×9.98/(10-9.98)＝4990mm

$\frac{1}{E^{\′}}=\frac{1}{2}(\frac{1-{0.3}^2}{140}+\frac{1-{0.3}^2}{210})=0.0054,$ E‘＝185.2GPa

U＝ω×R₂＝2000×9.98×10^-3＝19.96m/s

在重载工况下，由于摩擦副表面的弹性变形，轴承摩擦副的两表面间隙分布沿轴线不再是刚性情况下的直线，而是两端凸出，中间内凹的弧形，这样将使轴承两端油隙变小。为了减少这种不利的影响，可以采用摩擦副表面最大弹性变形量Δh确定轴承1外端面的最大径向修形量h，即取h＝Δh，通过以上计算可知，h＝24.5μm。

然后，在原有轴承1结构的基础上，沿轴向采用两外端面修形值为最大修形量h，中间面修形量为零的圆弧轮廓3进行修形，此时从轴承两端到中间的修形长度L₃＝L/2。

测试：将传统滑动轴承和本实施例修形的圆弧滑动轴承分别在滑动轴承磨损试验机上进行磨损试验。试验条件为2000r/min，载荷10000N，运转600小时后，取试件对其进行光谱法测量磨损量，得出其磨损情况如图3和图6所示。

通过对比图3和图6可以看出，轴承两端的最大磨损量由修形前的26μm减少到修形后的11μm，虽然轴承中间区域磨损量有所增加，从无磨损增加到5μm，但是影响轴承使用寿命的最主要因素是其最大磨损量，中间区域磨损增加对轴承寿命不会有太大影响。因此，采用端面修形后的滑动轴承能够有效减缓轴承端面的磨损，磨损率减低了50％左右，大大延长滑动轴承的使用寿命。

本发明在缓解重载工况下运行的滑动轴承端面早期磨损具有明显的优越性，通过对不同工况下滑动轴承修形参数的确定，可以改进滑动轴承配合间隙的润滑效果，减缓轴承端面磨损，延长滑动轴承的使用寿命。

Claims (5)

1.一种重载滑动轴承，包括轴承和轴颈，轴颈按间隙配合安装在轴承孔内，轴颈为圆柱形；其特征在于：轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线修形为从两端到中间逐渐增大的倒锥形或圆弧形，两端最大径向修形量h＝Δh，Δh＝h₂-h₁，

其中，μ₀为润滑油初始粘度，α为粘压系数，R为当量曲率半径，R＝R₁R₂/(R₁-R₂)，R₁为轴承孔半径，R₂为轴颈半径，L为轴承的轴长，E‘为当量弹性模量，E₁、E₂分别为轴承和轴颈的材料弹性模量，v₁、v₂分别为轴承和轴颈的泊松比，U为轴颈速度，U＝ω×R₂，ω为轴颈转速，W为载荷。

2.根据权利要求1所述的重载滑动轴承，其特征在于：所述轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为倒锥形，锥形长度L₁为轴承轴长L的1/5～1/3。

3.根据权利要求2所述的重载滑动轴承，其特征在于：所述锥形长度L₁为轴承轴长L的1/4。

4.根据权利要求1所述的重载滑动轴承，其特征在于：所述轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为圆弧形，圆弧沿轴向中心对称，在中心面径向修形量为零。

5.一种权利要求1所述的重载滑动轴承的抗磨损修形方法，其特征在于：沿轴向将轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线修形为从两端到中间逐渐增大的倒锥形或圆弧形，包括如下步骤：

a、确定轴承两端最大的径向修形量h

(1)计算不考虑摩擦副表面弹性变形时的油膜厚度，采用Martin刚性等粘度润滑公式计算出的刚性最小油膜厚度h₁：

(2)计算考虑摩擦副表面弹性变形时的油膜厚度，采用Dowson-Higginson弹性流体变粘度润滑公式计算出的弹性最小油膜厚度h₂：

(3)计算摩擦副表面的最大弹性变形量Δh，Δh为弹性最小油膜厚度h₂与刚性最小油膜厚度h₁之差，Δh＝h₂-h₁                                        (3)

其中，μ₀为润滑油初始粘度，α为粘压系数，R为当量曲率半径，R＝R₁R₂/(R₁-R₂)，R₁为轴承孔半径，R₂为轴颈半径，L为轴承的轴长，E‘为当量弹性模量，

E₁、E₂分别为轴承和轴颈的材料弹性模量，v₁、v₂分别为轴承和轴颈的泊松比，U为轴颈速度，U＝ω×R₂，ω为轴颈转速，W为载荷；轴承两端最大的径向修形量h为Δh；

b、确定倒锥形或圆弧形修形长度

(1)如轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为倒锥形，锥形长度L₁为轴长1/5-1/3；

(2)如轴承两侧与轴颈相对应的轮廓曲线为圆弧形，抛物线沿轴向中心对称。

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