劉宏偉,楊 銳
(1.湖北文理學院 機汽學院 協同創新中心,湖北 襄陽 441053;2.襄陽職業技術學院 生物工程學院,湖北 襄陽 441050)
一般情況下,滑動軸承油膜壓力分布的計算方法都是在給定相關參數(比如油膜黏度、供油壓力、偏心率、軸承寬徑比、軸頸轉速等)的情況下進行的[1],對于理論計算的結論僅通過仿真軟件進行驗算,而在實際運用中發現這種方式的誤差較大,有的仿真結果甚至根本反映不了實際情況。在潤滑理論研究中,油膜的邊界條件通過數學建模和計算得到的與實際問題偏離太大,而且,當軸徑圍繞中心軸線作較大振幅運動時,不能準確計算出油膜壓力分布情況,盡管是通過建立數學模型進行油膜的空間分布情況求解,但是這種無規則的動作也很難通過數學表達式來進行有效計算。本文借助試驗手段測定油膜各點的壓力分布情況,通過動態過程觀察油膜的形成過程,并且在坐標系上描述摩擦特性曲線,獲得徑向油膜的各點壓力值以及在滑動軸承上所加的載荷大?。?]。
滑動軸承測試臺由12個部分組成,軸的旋轉由電機拖動,通過螺旋加載桿6在軸承上施加作用力,在滑動軸承周圍安裝有7個壓力傳感器,傳感器用于測量油膜壓力的分布曲線。當所加載的載荷不同時壓力傳感器所檢測的值也不同,因此,所繪制出的曲線形狀也會發生變化。具體所加的載荷和軸承的轉速可在試驗臺的操縱板上讀出。徑向滑動軸承的摩擦因數隨軸承特性系數的改變而改變?;瑒虞S承的摩擦狀態通過信號燈來顯示:當軸不轉動時,可看到燈泡很亮;當軸在很低的轉速下轉動時,軸將潤滑油帶入軸和軸瓦之間收斂性間隙內,但由于此時的油膜很薄,軸與軸瓦之間部分微觀不平度的凸峰處仍在接觸,故燈忽亮忽暗;當軸的轉速達到一定值時,軸與軸瓦之間形成的壓力油膜厚度完全遮蓋兩表面之間微觀不平度的凸峰高度,油膜完全將軸與軸瓦隔開,燈泡就不亮了。滑動軸承試驗臺如圖1所示。

圖1 滑動軸承試驗臺
測取并繪制滑動軸承油膜壓力分布的具體步驟如下:
(1)開啟電動機,將軸的旋轉速度調整到一定值(一般取200r/min),此時電機由靜止開始運動,當轉速不斷變化時,燈泡明暗程度也呈變化狀態,若此時燈泡熄滅則表明當前滑動軸承處于完全液體潤滑狀態。
(2)旋轉螺旋加載桿進行加載,單次加載小于1kN。
(3)等待壓力傳感器的壓力值穩定后,依次記錄各壓力傳感器的壓力值。
(4)旋轉螺旋加載桿進行卸載,停機。
按照以上步驟所得滑動軸承油膜壓力分布如圖2如示。

圖2 滑動軸承油膜壓力分布
通過試驗可知滑動軸承油膜壓力分布的實測結果與仿真圖基本符合[3],當所加載荷越大,油膜所承受的壓力就越大。當軸瓦與軸徑之間充滿潤滑油時,可有效避免干摩擦;潤滑油隨著軸承一起轉動時可有效帶走一部分熱量,達到散熱的目的。潤滑油受溫度影響比較大,當溫度越低,油液的黏度就越大,反之亦然。所以,如果軸承和軸瓦間的溫度過高,會導致潤滑油黏度下降,使得油膜承載能力降低,嚴重時會導致潤滑失效。因此,軸承內油膜的溫度必須得到嚴格控制。
測取并繪制摩擦特性曲線的步驟如下:
(1)開啟電動機,使電動機轉速緩慢上升,當轉速達到200r/min時,進行逐次加載至700N,待轉速顯示值不再變化后開始逐次減速。
(2)記下軸承轉速為200r/min,載荷穩定在700N時的摩擦力大小。
(3)將轉速每次降低10r/min,直至為零,載荷穩定在700N,分別記下摩擦力的大小。
(4)旋轉螺旋加載桿進行卸載,停機。
(5)參照試驗數據(摩擦力、轉速),按照一定的比例繪制摩擦特性曲線,如圖3所示。圖3中,f為摩擦因數,μ為油膜厚度,n為轉速,p為油膜壓力。

圖3 滑動軸承摩擦特性曲線
觀察圖3可知,滑動軸承摩擦特性曲線實測結果與仿真圖基本吻合。在電機啟動瞬間,摩擦因數最大,電機達到額定轉速后,摩擦因數降到最小,在隨后加載過程中,隨著載荷的增大,摩擦因數逐漸上升。軸徑旋轉時帶動潤滑油一同旋轉,相當于對油膜作剪切作用,由此對軸徑產生摩擦阻力并生成摩擦熱;隨著載荷的增加,壓力增大,摩擦力也增大,最小油膜厚度變小。轉速對油膜壓力的影響較小,當轉速較高時,油膜壓力會有小幅度的降低;當轉速增加到一定程度后,滑動軸承的油膜壓力隨著載荷的增大而增大,由于試驗中存在油壓的影響,與理論值相比,這種變化較平緩,并且試驗測得的油膜壓力高于理論計算值。
[1]張直明.滑動軸承的流體動力潤滑理論[M].北京:高等教育出版社,2006.
[2]楊建剛,蔡霆,高亹.滑動軸承非線性動力特性的結構化表示方法[J].中國電機工程學報,2003(11):18-20.
[3]王寧.基于MATLAB的滑動軸承壓力分布的數值計算[D].大連:大連理工大學,2006:22-30.