CN106640969A - 一种高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，包括推力环本体、镜板，其特征在于：所述推力环本体具有由若干个高次曲面、与高次曲面数量相同的若干个平面组成的若干高次曲面瓦块结构，在该推力环本体工作过程中，其高次曲面与镜板的对应表面形成收敛结构；该高次曲面瓦块结构的高次曲面和平面相交形成直线的交线，该交线向推力环本体的中心收敛且偏离于推力环本体的中心。本发明解决现有技术的固定瓦流体动压润滑推力轴承采用平面‑斜平面、阶梯等形式形成收敛的楔形结构不合理导致轴承承载力小、寿命短、可靠性差、对工作环境要求高等弊端，尤其适用于装备工作转速变化大、轴向载荷大的工作环境。

Description

一种高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承

技术领域

本发明涉及轴承技术领域，具体地说涉及一种高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承。

背景技术

现有技术的固定瓦流体动压润滑推力轴承采用平面-斜平面、阶梯等形式形成收敛楔形结构，由于推力轴承沿半径方向线速度变化大，单一的收敛角度，显然不能满足轴承半径方向上不同位置同时达到最大承载力要求，收敛结构沿半径方向分布不合理导致轴承承载力小、温升高、功率损耗大、寿命短、工作转速范围小、可靠性差、对工作环境要求高的诸多弊端。

现有固定瓦推力轴承结构设计中采用织构结构的滑动轴承，承载力有限；瓦面采用复杂曲面的设计方式，均忽略了制造因素；采用推力环受力变形来提高承载力的被动方式，实现困难，且人为控制困难；对于可倾瓦的设计则导致机构体积大、结构复杂、维护困难的诸多不利。尤其是现代机器装备高速、重载的运行特点，往往导致滑动轴承在高速工作条件下润滑介质温升大，滑动轴承动压润滑效果下降显著、以及润滑介质热交换性能差，局部温升显著，影响了滑动轴承的承载力提高，同时轴承工作可靠性下降、使用寿命缩短。推力滑动轴承承载能力低也成为制约高速、重载设备研发、及产品更新换代的关键因素。

发明内容

针对上述现有技术的缺陷，本发明提供一种高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，解决现有技术的固定瓦流体动压润滑推力轴承采用平面-斜平面、阶梯等形式形成收敛的楔形结构不合理导致轴承承载力小、寿命短、可靠性差、对工作环境要求高等弊端。

为实现上述目的，本发明所采取的技术方案是：

一种高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，包括推力环本体、镜板，其所述推力环本体具有由若干个高次曲面、与高次曲面数量相同的若干个平面组成的若干高次曲面瓦块结构，在该推力环本体工作过程中，其高次曲面与镜板的对应表面形成收敛结构；该高次曲面瓦块结构的高次曲面和平面相交形成直线的交线，该交线向推力环本体的中心收敛且偏离于推力环本体的中心。该交线不通过推力环本体中心，形成一定偏心距。

作为对上述技术方案的改进，所述推力轴承具有六个高次曲面瓦块结构。

作为对上述技术方案的改进，相邻的高次曲面瓦块结构间设置一个油槽；所述油槽为一侧开口、一端阻断的结构，该油槽的开口朝向推力环本体的中心方向且单方向贯通。油槽对称中心不通过推力环本体中心，形成一定偏心距。

作为对上述技术方案的改进，所述油槽的对称中心向推力环本体的中心收敛且偏离于推力环本体的中心。

作为对上述技术方案的改进，该高次曲面由直母线工具加工(磨削或切削)而成。

作为对上述技术方案的改进，其特征在于：该高次曲面制造过程中母线工具相对于推力环的轴线方向运动形式为正弦运动；

该直母线工具廓形方程

向量形式：r₁＝r₁(δ，θ)＝i[(r+δtanα)cosθ]+j(u+δ)+k[(r+δtanα)sinθ]

参数形式：

该高次曲面数学模型为：

向量形式：

其中：

I＝(r+δtanα)tanαcosβ+(u+δ)cosβ

H＝w sinβ-s′(φ)cosβ

J＝w tanαcosβ+s′(φ)tanαsinβ

参数形式：

x(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)(cosθcosφ+sinθsinβsinφ)-(u+δ)sinφcosβ+w cosφ

y(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)(sinφcosθ-sinθsinβcosφ)+(u+δ)cosβcosφ+w sinφ

z(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)sinθcosβ+(u+δ)sinβ+s(φ)

其中：

I＝(r+δtanα)tanαcosβ+(u+δ)cosβ

H＝w sinβ-s′(φ)cosβ

J＝w tanαcosβ+s′(φ)tanαsinβ。

与现有技术相比，本发明具有的优点和积极效果是：

本发明的高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，高次曲面瓦推力轴承(推力环)瓦面采用高次曲面，曲面与平面部分(有启动载荷的结构设计)交线不通过推力环轴线(中心)，交线具有一定偏心距，油槽在直径方向不贯通轴承，油槽在轴承外圆处设计墙壁结构，在轴承工作过程中阻止润滑介质泄漏。首先，合理的高次曲面瓦块结构设计，其次，加上曲面与平面交线处偏心设计，最后，合理的平面和曲面所占比例及油槽结构，高次曲面瓦相对传统平面瓦与镜板间形成更为理想的收敛结构，油膜压力峰值大，而且高压油膜作用面积大，轴承承载能力较传统斜平面推力滑动轴承提高50％以上，保证轴承具有高承载特性，油膜剪切速率低，粘性耗散小，轴承工作温升小，功率损耗小。适度增大轴承内径尺寸，对承载力减小的影响很小，高次曲面瓦推力轴承承载力对结构参数不敏感，尤其适用于装备工作转速变化大、轴向载荷大的工作环境。高次曲面瓦推力轴承适用于高速、重载设备中，如高速泵等。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动性的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。

图1为本发明的高次曲面瓦推力滑动轴承结构的结构示意图；

图2为图1的H-H剖面视图；

图3为高次曲面图；

图4为油膜压力场分布图(N＝4000rpm)；

图5为油膜压力场分布图(N＝6000rpm)；

图6为油膜压力场分布图(N＝8000rpm)；

图7为油膜压力场分布图(N＝10000rpm)；

图8为油膜压力场分布图(N＝12000rpm)；

图9为轴承单瓦承载力统计图；

图10为油膜压力峰值统计图；

图11为油膜温度场分布图(N＝4000rpm)；

图12为油膜温度场分布图(N＝6000rpm)；

图13为油膜温度场分布图(N＝8000rpm)；

图14为油膜温度场分布图(N＝10000rpm)；

图15为油膜温度场分布图(N＝12000rpm)；

图16为油膜剪切应力场分布图(N＝4000rpm)；

图17为油膜剪切应力场分布图(N＝6000rpm)；

图18为油膜剪切应力场分布图(N＝8000rpm)；

图19为油膜剪切应力场分图(N＝10000rpm)；

图20为油膜剪切应力场分布图(N＝12000rpm)。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

如图1和2所示，本发明的高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，包括推力环本体，所述推力环本体具有由若干个高次曲面瓦块结构构成，高次曲面1、平面2形成一个高次曲面瓦块结构，并与工作过程中匹配的镜板形成收敛楔形结构；所述高次曲面1和平面2相交形成直线的交线3，该交线3不通过推力环本体中心，形成一定偏心距。该高次曲面1由直母线工具加工而成，该高次曲面数学模型为：

向量形式：

其中：

I＝(r+δtanα)tanαcosβ+(u+δ)cosβ

H＝w sinβ-s′(φ)cosβ

J＝w tanαcosβ+s′(φ)tanαsinβ

参数形式：

x(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)(cosθcosφ+sinθsinβsinφ)-(u+δ)sinφcosβ+w cosφ

y(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)(sinφcosθ-sinθsinβcosφ)+(u+δ)cosβcosφ+w sinφ

z(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)sinθcosβ+(u+δ)sinβ+s(φ)

其中：

I＝(r+δtanα)tanαcosβ+(u+δ)cosβ

H＝w sinβ-s′(φ)cosβ

J＝w tanαcosβ+s′(φ)tanαsinβ。

所述推力环本体设置有六个高次曲面瓦块结构，该结构适用于有起动载荷条件下工作的轴承。

相邻的高次曲面瓦块结构由油槽4相隔开；所述油槽4为一侧开口、一端阻断的结构，该油槽4的开口朝向推力环本体的中心方向且单方向贯通。

图4为油膜压力场分布图(N＝4000rpm)；图5为油膜压力场分布图(N＝6000rpm)；图6为油膜压力场分布图(N＝8000rpm)；图7为油膜压力场分图(N＝10000rpm)；图8为油膜压力场分布图(N＝12000rpm)；图9为轴承单瓦承载力统计图；图10为油膜压力峰值统计图；图11为油膜温度场分布图(N＝4000rpm)；图12为油膜温度场分布图(N＝6000rpm)；图13为油膜温度场分布图(N＝8000rpm)；图14为油膜温度场分图(N＝10000rpm)；图15为油膜温度场分布图(N＝12000rpm)；图16为油膜剪切应力场分布图(N＝4000rpm)；图17为油膜剪切应力场分布图(N＝6000rpm)；图18为油膜剪切应力场分布图(N＝8000rpm)；图19为油膜剪切应力场分图(N＝10000rpm)；图20为油膜剪切应力场分布图(N＝12000rpm)；

由图可知，与现有技术相比，本发明具有的优点和积极效果是：

本发明的高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，高次曲面瓦推力轴承(推力环)瓦面采用高次曲面，曲面与平面部分(有启动载荷的结构设计)交线不通过推力环轴线(中心)，交线具有一定偏心距，油槽在直径方向不贯通轴承，油槽在轴承外圆处设计墙壁结构，起到阻止润滑介质泄漏。高次曲面瓦块结构设计，加上曲面与平面交线处偏心设计，合理的平面和曲面比例保证轴承具有高承载特性，高次曲面瓦相对传统平面瓦与镜板间形成更为理想的收敛结构，油膜压力峰值大，而且高压油膜作用区域大，轴承承载能力较传统斜平面推力滑动轴承提高50％以上，油膜剪切速率低，粘性耗散小，轴承工作温升小，功率损耗小。适度增大轴承内径尺寸，对承载力减小的影响很小，高次曲面瓦推力轴承承载力对结构参数不敏感，尤其适用于装备工作转速变化大、轴向载荷大的工作环境。

以上显示和描述了本发明的基本原理、主要特征和本发明的优点。本行业的技术人员应该了解，本发明不受上述实施例的限制，上述实施例和说明书中描述的只是说明本发明的原理，在不脱离本发明精神和范围的前提下本发明还会有各种变化和改进，这些变化和改进都落入要求保护的本发明范围内。本发明要求保护范围由所附的权利要求书及其等同物界定。

Claims (6)

1.一种高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，包括推力环本体、镜板，其特征在于：所述推力环本体具有由若干个高次曲面、与高次曲面数量相同的若干个平面组成的若干高次曲面瓦块结构，在该推力环本体工作过程中，其高次曲面与镜板的对应表面形成收敛结构；该高次曲面瓦块结构的高次曲面和平面相交形成直线的交线，该交线向推力环本体的中心收敛且偏离于推力环本体的中心。

2.根据权利要求1所述的高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，其特征在于：所述推力轴承具有六个高次曲面瓦块结构。

3.根据权利要求1或2所述的高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，其特征在于：相邻的高次曲面瓦块结构间设置一个油槽；所述油槽为一侧开口、一端阻断的结构，该油槽的开口朝向推力环本体的中心方向且单方向贯通。

4.根据权利要求3所述的高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，其特征在于：所述油槽的对称中心向推力环本体的中心收敛且偏离于推力环本体的中心。

5.根据权利要求1所述的高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，其特征在于：该高次曲面由直母线工具加工而成。

6.根据权利要求1所述的高次曲面瓦流体动压润滑推力轴承，其特征在于：该高次曲面制造过程中母线工具相对于推力环的轴线方向运动形式为正弦运动；

该直母线工具廓形方程

向量形式：r₁＝r₁(δ，θ)＝i[(r+δtanα)cosθ]+j(u+δ)+k[(r+δtanα)sinθ]

参数形式：

该高次曲面数学模型为：

向量形式：

其中：

$\mathrm{\θ}=2atan\left(\frac{-H+\sqrt{H^2+I^2-J^2}}{J-I}\right)$

I＝(r+δtanα)tanαcosβ+(u+δ)cosβ

H＝wsinβ-s′(φ)cosβ

J＝wtanαcosβ+s′(φ)tanαsinβ

参数形式：

x(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)(cosθcosφ+sinθsinβsinφ)-(u+δ)sinφcosβ+wcosφ

y(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)(sinφcosθ-sinθsinβcosφ)+(u+δ)cosβcosφ+wsinφ

z(δ，θ，φ)＝(r+δtanα)sinθcosβ+(u+δ)sinβ+s(φ)

其中：

$\mathrm{\θ}=2atan\left(\frac{-H+\sqrt{H^2+I^2-J^2}}{J-I}\right)$

I＝(r+δtanα)tanαcosβ+(u+δ)cosβ

H＝wsinβ-s′(φ)cosβ

J＝wtanαcosβ+s′(φ)tanαsinβ。