分形粗糙面的主軸承彈流脂潤滑分析

李 玲,魏高帥,王晶晶,林 紅,李麗霞,解妙霞

(西安建筑科技大學 機電工程學院,西安 710055)

工業機器人是智能制造系統的核心設備之一,其關節部位廣泛采用RV減速器傳動。RV減速器有體積小、精度高、壽命長等諸多優點,但由于實際加工、服役過程中,主軸承得不到充分潤滑或在潤滑條件下不能及時監測預警,導致傳動機構極其容易發生摩擦磨損破壞。為此,以RV減速器E系列中重要的傳動機構—主軸承為研究對象,對主軸承中滾珠與內外圈之間的潤滑性能進行詳細的研究分析,來改善RV減速器的傳動精度、傳動效率以及使用壽命[1]。

近年來,國內外學者研究了RV減速器擺線針輪傳動機構的修形等因素對混合潤滑性能的影響[2-4]。但是,關于RV減速器主軸承機構的彈流潤滑研究甚少,主軸承機構滾珠和滾道之間是以點接觸形式存在。針對點接觸彈流潤滑問題。Hamrock等[5]首先將彈性方程和雷諾方程進行聯立,求解了點接觸等溫彈流潤滑數學模型,對其使用的數值求解方法適用場合進行了說明。之后,翟文杰等[6]利用粗網格的結果作為細網格初值求解了點彈流潤滑數值模型。Meng等[7]進一步構建了考慮軸承滑移和相互作用的多橢球體接觸彈流潤滑,分析了潤滑油初始黏度、徑向間隙等因素對軸承潤滑性能的影響。同樣是基于軸承點接觸彈流潤滑分析,李靜等[8]建立了中介軸承彈流潤滑接觸模型,描述了雙轉子系統的動力學特性。

然而,實際加工零件表面存在缺陷性,粗糙度不容忽視,考慮零件表面粗糙程度對于研究機構潤滑特性更具合理性。近些年,張麗靜等[9]分析了軸承表面橫向粗糙度、波長等對塑料軸承表面潤滑性能的影響。隨后,魏波等[10]考慮接觸載荷和真實表面粗糙度等因素建立了瞬態點接觸混合潤滑理論模型,研究了不同載荷以及轉速對膜厚的影響。此外,路遵友等[11]建立并求解了粗糙度影響下的角接觸球軸承彈流潤滑數值模型,考慮了不同內圈轉速和滑滾比等因素對潤滑特性的影響。最近,Li等[12]利用W-M函數表征了直線滾動導軌平面的表面形貌,建立了點接觸彈流潤滑數值模型,研究了分形粗糙度參數對接觸潤滑性能的影響。

上述模型考慮了接觸副表面粗糙度對彈流潤滑的影響,忽略了當潤滑劑為潤滑脂時,非牛頓特性對機構潤滑特性的影響。在點接觸彈流潤滑的基礎上,黃平等[13]建立了非牛頓流體的點接觸彈流潤滑模型,研究了潤滑劑的非牛頓特性、載荷、卷吸速度等參數對壓力以及潤滑膜厚分布的影響。之后,張翔等[14]基于潤滑劑的非牛頓性和吸附膜對熱彈流潤滑性能的影響。他們在研究非牛頓流體對彈流潤滑特性的影響方面做出較大貢獻,但未論述表面粗糙度的影響。最近,吳正海等[15]將微凸體接觸模型應用到點接觸副混合潤滑模型中,模擬了構件考慮粗糙表面形貌參數時,不同稠度潤滑脂對潤滑特征的影響。該工作在理論研究方面探究了諸多因素對潤滑性能的影響,但未能具體到工程對象上,并且只針對于混合潤滑模型。

針對上述研究存在的問題,本文考慮分形粗糙表面以及非牛頓流體特性的綜合影響,將其影響加入到RV減速器主軸承的點接觸彈流潤滑分析中,建立了脂潤滑下點接觸彈流潤滑數值新模型,通過多重網格法和多重網格積分法,計算得到脂膜壓力以及脂膜厚度相關潤滑特性的收斂解,在此基礎之上,基于主軸承表面光滑和表面粗糙,分析了流變指數、分形維數、卷吸速度、載荷和潤滑脂黏度等不同工況因素對潤滑性能的影響。

1 彈流潤滑模型構建

1.1 幾何模型結構尺寸和受力分析

RV減速器E系列主軸承幾何模型如圖1所示,以主軸承中心為原點O,建立坐標系xoz。滾珠在軌道內滾動,注入足夠數量的潤滑脂到主軸承中,以此確保滾珠在運行情況下得到充分的潤滑,故可不考慮乏脂的影響。因此,該模型處于EHL工況下工作。

圖1 主軸承幾何模型Fig.1 Geometric model of main bearing

RV減速器主軸承相關結構尺寸如下:外圈直徑D0=145 mm,內圈直徑Di=124 mm,節圓直徑dm=132 mm,滾珠直徑Dw=10 mm,滾珠數量Z=40。RV減速器主軸承工作時承載多種力,尤其滾珠的受力較為復雜,滾珠與滾道受法向載荷wi(i=1,2,3,…,40)最為明顯,因此忽略其他復雜力影響,主要考慮法向載荷作用[16],如圖1所示。

RV減速器曲柄軸受到擺線輪和行星輪的徑向力FA、FB和FR作用后,從而對主軸承1、2產生了豎直方向的徑向力FR1和FR2,如圖2所示。根據文獻[17]可以求得作用在曲柄軸上的徑向力FA、FB和FR,再以主軸承1的位置為研究點,規定箭頭向上為正方向,建立主軸承的力平衡和力矩平衡,表達式如下:

圖2 主軸承受力分析Fig.2 Analysis of load distribution in bearing force

(1)

式中:A、B、C、D分別為曲柄軸和主軸承上各力之間的距離,其值為12、12、12、22 mm。

求解式(1)可以得到主軸承1、2的總徑向力合力分別為FR1、FR2,在此研究主軸承1的一組滾珠和滾道的受力情況,其法向載荷的表達式如下:

(2)

式中:α為主軸承的接觸角,取α=10°;Z為滾珠個數。減速器運轉時,曲柄軸帶動擺線輪旋轉,法向載荷w受曲柄軸轉角和擺線輪轉角的影響不斷發生變化,根據各時段轉角不同取得法向載荷w分別為1、2、5 N。

1.2 幾何模型尺寸關系

通過對RV減速器主軸承相關結構尺寸的測量以及規定,進而建立主軸承結構之間的尺寸關系。根據Hertz接觸理論[18],當載荷w施加在滾珠上時,主軸承的滾珠與內、外圈相互接觸,在接觸面上會產生應力以及彈性變形,接觸區域的形狀為橢圓形,橢圓長、短半軸的長度為a、b[12],由于內圈和外圈的法向載荷w是一對相互作用力,它們的幾何模型構建和研究方法類似,本文只選取了滾珠和外圈代表性的接觸模型作為研究試樣,如圖3所示。

圖3 滾珠-外圈接觸Fig.3 Ball-outer race contact

圖4為滾珠與外圈接觸結構尺寸示意圖,對于滾珠在xoz平面和yoz平面的主曲率半徑都為R1,可表示為

圖4 滾珠-外圈接觸尺寸示意Fig.4 Ball-outer race contact size diagram

(3)

式中Dw為滾珠直徑。

對于外圈在yoz平面的主曲率半徑為R2,可表示為

R2=fDw

(4)

式中f為曲率半徑系數,即滾珠與外圈曲率比。主要是描述滾珠與外圈滾道的接觸程度,其值的大小會影響主軸承的傳動精度,為保持較好的運行條件設定f=0.55[17]。

對于外圈在xoz平面的主曲率半徑為R3,可表示為

(5)

下式中Rx、Ry分別表示滾珠在x方向和y方向上的綜合曲率半徑,由滾珠和外圈的主曲率半徑決定[19],即

(6)

1.3 幾何模型運動學關系

根據圖1和主軸承幾何尺寸關系,實際工況下主軸承裝配于RV減速器的行星架和針齒殼之間,其對輸出法蘭起到了支撐作用,反之,輸出法蘭帶動主軸承旋轉,則主軸承轉速與額定輸出轉速相同,由于減速器允許最大輸出轉速為100 r/min,因此取主軸承轉速N分別為28、55、83 r/min進行相關探究。

根據速度和轉速的關系可得外圈表面沿x方向的速度為

u1=2πR3N

(7)

滾珠表面沿x方向的速度為

u2=2πR1N

(8)

則滾珠和外圈之間的卷吸速度為

(9)

式中,根據給定的主軸承轉速求得主軸承卷吸速度分別為0.2、0.4、0.6 m/s。

通過簡化模型可以將圖4滾珠與外圈接觸等效為橢球體與平面之間的接觸,如圖5所示。橢球體沿著x的方向以一定的速度運動時,橢球體和平面之間形成薄膜,進而對主軸承進行潤滑保護。

圖5 橢球體-平面接觸Fig.5 Ellipsoid-plane contact

2 脂潤滑彈流潤滑控制方程

2.1 Reynolds方程

RV減速器所用潤滑脂屬于非牛頓流體,具有流變特性且遵循Ostwald模型[20],表征方程為

(10)

主軸承旋轉過程中,假設主軸承所用潤滑脂流動屬于層流,沒有湍流和渦流,忽略與導軌空間垂直y方向上的速度、潤滑介質的能量變化、慣性力和體積力的影響,根據Ostwald模型推導出點接觸穩態脂潤滑彈流潤滑Reynolds方程[13]:

(11)

(12)

式中:xin、xout、yin、yout分別為計算域沿x、y方向的起點和終點坐標。

2.2 膜厚方程

滾珠和外圈相互接觸會發生彈性變形,并且考慮滾珠和外圈在加工后的表面粗糙度,脂膜厚度方程可以表示為

(13)

式中:δ(x,y)為表面粗糙度高度,v(x,y)為彈性變形,計算公式表示為

(14)

2.3 潤滑脂黏壓方程、密壓方程

潤滑脂的黏壓、密壓關系假定與潤滑油一致。黏壓關系使用Roelands[21]經驗公式,密壓關系通過Dowson等[22]推出的關系式表示,即

φ=φ0exp{(lnφ0+9.67)[(1+p/p0)z0-1]}

(15)

(16)

(17)

式中:φ0、ρ0分別為環境壓力下潤滑脂的黏度和密度,z0為潤滑脂定義的羅德參數,z0根據Barus黏壓系數α′來確定,對于不同壓力狀態下其值恒定,取值為0.68。

2.4 載荷平衡方程

忽略主軸承轉動過程中,接觸壓力隨接觸位置的變化而變化,在滾珠與外圈接觸的某一位置對應的接觸壓力和外載荷平衡,計算公式為

(18)

2.5 表面粗糙度表征

磨削加工后的主軸承表面輪廓具有多尺度特征和自相似性,可以用三維分形幾何理論來表征整個滾珠和外圈嚙合面的粗糙表面形貌,三維分形粗糙面的函數表達式為[23]

(19)

式中:L為樣本長度,L=1.0×10-3m;D為取值范圍在(2,3)的分形維數,G為分形粗糙度系數,其值為1×10-10m;γ′為空間頻率,通常γ′取1.5;nmax為最大頻率指數,nmax=int[log(L/Ls)/logγ′];Ls為截斷長度,Ls=1.5×10-9m;M為峰值數量,M取值為15;φm,n為在(0,2π)范圍內的隨機相位。

為研究分形參數D對主軸承三維粗糙表面形貌的影響,基于式(19),控制分形粗糙度系數G一定,得出不同分形維數下滾珠和外圈的分形表面粗糙度δ的分布情況,如圖6所示。由圖6可知,粗糙表面的三維輪廓由隨機分布的波峰和波谷構成,且波峰和波谷代表了光滑程度。隨著分形維數從2.35～2.45,粗糙表面波峰和波谷增加,但幅度減小,因而表面粗糙度逐漸減小,表面輪廓變得更加光滑。

圖6 不同分形維數的分形表面粗糙度Fig.6 Fractal surface roughness of different fractal dimensions

3 數值方法

文中的數值計算過程均利用VS編程軟件求解,點接觸彈流潤滑數學模型求解域的橫、縱坐標范圍為X=-3.0～2.0,Y=-2.5～2.5,計算網格密度為65×65。收斂判據為載荷和壓力的相對精度小于等于1×10-3。表1中給出了數值計算參數。

表1 數值計算參數Tab.1 Numerical calculation parameters

本文采用迭代法聯合求解方程(11)、(13)、(15)、(17)、(18),獲得未知參數φ、ρ、P和H,求解流程如圖7所示,具體的求解過程詳見如下步驟。

圖7 數值計算流程Fig.7 Numerical calculation flow chart

Step2給定等效彈性模量、初始黏度、載荷以及速度等已知參數,對網格層數和節點數進行設置,取網格層數為5層,節點數為65×65個節點。

Step3合理假設接觸區脂膜壓力P以及脂膜厚度H的初始迭代值。

Step4采用多重網格積分法[25]求解彈性變形,得到變形量v。采用多重網格法[26]求解脂膜壓力P,將H0、φ0和ρ0等已知參數代入無量綱化后的方程(13)、(15)和(17)中,求解出接觸變形后的脂膜厚度H、黏度φ、密度ρ。

Step5判斷求得脂膜壓力是否滿足給定的誤差要求,再判斷脂膜壓力和載荷是否同時滿足給定的誤差要求。

Step6判斷是否滿足誤差要求即收斂判據為前、后兩次迭代的壓力差小于或等于相對精度1×10-3,迭代結束;否則繼續執行Step3～Step6,直到滿足收斂條件為止。

Step7最后,輸出脂膜壓力以及脂膜厚度。

4 仿真結果與分析

仿真中取流變指數為0.85,卷吸速度為0.6 m/s,軸承所受載荷為2.0 N,潤滑脂黏度為0.16 Pa·s,分形維數D為2.40。通過軟件編程計算,得到了求解域內潤滑脂膜壓力、脂膜厚度的分布情況,如圖8所示。圖8(a)、8(b)分別為未考慮粗糙度和考慮粗糙度下脂膜壓力p的分布情況,圖8(c)、8(d)分別為未考慮粗糙度和考慮粗糙度下脂膜厚度h的分布情況。由圖8可知,受表面粗糙度的影響,脂膜壓力和脂膜厚度在數值上出現了很多的凹凸拐點,與未計入表面粗糙度時明顯不同。

圖8 脂膜壓力、脂膜厚度分布情況Fig.8 Distribution of grease film pressure and thickness

4.1 模型驗證

采用數值方法的求解步驟和表1所示的數值計算參數,對本文方法在求解域網格17×17、33×33和65×65上進行網格無關性驗證,驗證過程中取脂膜厚度三維圖縱坐標Y=0,分別得到不同網格密度下的脂膜厚度二維變化圖,如圖9所示。由圖9可知,本文方法在不同網格密度下,脂膜厚度變化曲線基本重合。相同橫坐標下,各網格密度之間的數值結果誤差都保持在2%左右,從整體上看,膜厚計算結果對網格密度變化不再敏感。綜上所述,對于本文選取的計算網格密度65×65可以滿足數值求解的精度要求。

圖9 不同網格密度下的脂膜厚度對比Fig.9 Comparison of grease film thickness under different grid densities

為驗證本文彈流潤滑數值分析模型的正確性,將新模型與黃平等[13]建立的點接觸彈流分析模型和所搭建的彈流潤滑實驗臺得到的結果[15]進行了對比。為了保證模型的一致性,新模型選取的相關計算參數與黃平等[13]所建模型和實驗工況均相同。

圖10表示流變指數為0.62,載荷為2 N,同一卷吸速度下和流變指數為0.62,卷吸速度為0.4 m/s,同一載荷下,各模型的脂膜厚度的變化規律。由圖10可知,在中心膜厚區域脂膜呈現馬蹄凹陷形狀特征,在出口區脂膜出現明顯的頸縮現象,最小脂膜厚度位置相對一致,將新模型與實驗模型和其他模型的脂膜厚度進行對比,各模型對脂膜厚度影響趨勢一致,且本文模型更加接近實驗分析結果,從而驗證了本文模型在求解彈流脂潤滑理論方面的正確性。誤差分析:從圖10(a)可見,新模型和實驗模型脂膜在厚度上有略微偏差,這可能因為實驗模型的鋼球和玻璃盤的幾何位置誤差導致。從圖10(b)可觀察到,新模型和實驗模型脂膜的形狀區別主要是中心膜厚區域的寬度不同,這可能由于實驗載荷受振動的等外界因素影響不能使載荷恒定為1 N所致,載荷發生變化,接觸區域寬度也會改變。

圖10 相同卷吸速度和載荷下各模型的脂膜厚度比較Fig.10 Comparison of grease film thickness of each model at same entrainment velocity and loads

4.2 流變指數對脂膜壓力和脂膜厚度分布的影響

圖11研究了流變指數在3種狀態即0.65、0.85、1.00下考慮粗糙度和未考慮粗糙度脂膜壓力p和脂膜厚度h的分布情況。特別說明當流變指數為1.00時潤滑脂的非牛頓性最弱此時為潤滑油。

圖11 不同流變指數下脂膜壓力和脂膜厚度的分布情況Fig.11 Distribution of grease film pressure and thickness under different rheological indexes

從圖11(a)可以看出,隨著流變指數減小,即非牛頓特性增強,脂膜厚度逐漸減小且頸縮現象愈加不明顯,二次壓力峰值逐漸減小,越靠近接觸區脂膜壓力越符合Hertz壓力分布。這是因為入口處存在潤滑脂的非剪切行為,流變指數越小則非牛頓特性越明顯,剪切變稀的能力變強,潤滑脂的黏度隨剪應變率增大而減小,潤滑脂流速變快,容量減小導致脂膜厚度減小,頸縮現象不明顯,壓力峰值降低。

從圖11(b)可以看出,在流變指數為0.65時,最大脂膜壓力相對較小,最小脂膜厚度相對較小,而在流變指數為1.00時,最大脂膜壓力相對較大,最小脂膜厚度相對較大。隨著流變指數變化,粗糙平面的脂膜壓力、脂膜厚度上下幅動,且與光滑平面脂膜壓力及脂膜厚度的變化趨勢相同,尤其在出口區域有二次壓力峰,脂膜厚度也出現較為明顯的頸縮現象。對比同一橫坐標X=0.125條件下,脂膜厚度的具體數值,在考慮表面粗糙度時,接觸區潤滑脂的膜厚更小,極易受到破壞導致摩擦磨損。

4.3 分形維數對脂膜壓力和脂膜厚度分布的影響

圖12揭示了卷吸速度為0.6 m/s,軸承載荷為2.0 N,不同分形維數下脂膜壓力p和脂膜厚度h的分布情況。可以看出,分形維數D為2.45時,最大脂膜壓力相對較小,最小脂膜厚度相對較大;而分形維數D為2.35時,最大脂膜壓力相對較大,最小脂膜厚度相對較小。隨著分形維數D減小,脂膜壓力、膜厚上下波動范圍變大,最大脂膜壓力增大,最小脂膜厚度減小。這是由于分形維數D減小,表面微凸體越明顯,表面越粗糙,這種情況下,滾珠和外圈表面多以微凸體之間相互接觸,真實接觸面積變小,導致局部脂膜壓力增大,從而對將要流入間隙的潤滑脂起到阻礙作用,潤滑脂流動變慢,使得在Hertz接觸區域的部分脂膜厚度減小。因此在計入粗糙度的情況下,脂膜厚度往往比光滑表面的膜厚更小,往往達不到更好潤滑的目的,對潤滑脂膜的產生起到了負作用。考慮表面粗糙度的影響對于研究主軸承潤滑特性更具合理性。

圖12 不同分形維數下脂膜壓力和脂膜厚度的分布情況Fig.12 Distribution of grease film pressure and thickness under different fractal dimension

4.4 卷吸速度對脂膜壓力和脂膜厚度分布的影響

圖13比較了載荷為2 N,卷吸速度在3種狀態即0.2、0.4、0.6 m/s下考慮粗糙度和未考慮粗糙度脂膜壓力p和脂膜厚度h的分布情況。從圖13(a)可以看出,隨著卷吸速度的增大,脂膜壓力變化不大,膜厚增加,二次壓力峰越明顯,且逐漸遠離出口區域。這是由于隨著卷吸速度的增大,接觸區上下界面潤滑脂相對速度增大,被滾珠帶入接觸區的潤滑脂增多,使得脂膜厚度增大,這說明在實際工況中也可以適當增大轉速以達到利于潤滑的目的。

從圖13(b)看出,最大脂膜壓力相比較不太明顯,但是在卷吸速度為0.2 m/s時,最小脂膜厚度相對較小,而在卷吸速度為0.6 m/s時,最小脂膜厚度相對較大。對于粗糙平面的脂膜壓力以及膜厚分布,其壓力值、膜厚值由于表面結構的不平整,變化幅度明顯,且粗糙表面的脂膜壓力和脂膜厚度具有更大或更小的極值,在實際中,受粗糙度影響主軸承更加容易缺脂,并同時存在干摩擦和流體動壓潤滑兩種狀態即混合潤滑狀態,從而極大可能發生摩擦和磨損破壞,所以有必要考慮粗糙度影響,對卷吸速度適當提高,改善潤滑。

4.5 載荷對脂膜壓力和脂膜厚度分布的影響

圖14探討了卷吸速度為0.6 m/s,載荷在3種狀態即1、2、5 N下光滑和粗糙平面脂膜壓力p和脂膜厚度h的分布情況。圖14(a)可以看出,載荷增大對脂膜壓力影響不大但對脂膜厚度影響較大。隨載荷的逐漸增大,脂膜厚度逐漸減小,潤滑脂出口附近的二次壓力峰逐漸降低,頸縮現象越來越不明顯。這是因為較大的載荷對軸承間隙擠壓作用加強,接觸區上下界面潤滑脂被擠壓,接觸區的潤滑脂流失,使得脂膜厚度減小,因為脂膜厚度減小,所以接觸區域內外壓力差較難形成,壓力峰值降低和頸縮現象愈加不明顯。

圖14 不同載荷下脂膜壓力和脂膜厚度的分布情況Fig.14 Distribution of grease film pressure and thickness under different loads

從圖14(b)可以看出,在載荷為5 N時,最大脂膜壓力不做比較,最小脂膜厚度相對較小,而在載荷為1 N時,最小脂膜厚度相對較大。在潤滑脂出口區域壓力有聚增,頸縮現象也較為明顯且和光滑平面二次壓力峰以及頸縮變化規律保持高度一致。通過對光滑和粗糙平面形成脂膜厚度大小的判斷,分析出適當減小載荷有利于潤滑。

4.6 潤滑脂黏度對脂膜壓力和脂膜厚度分布的影響

圖15探究了載荷為2 N,卷吸速度為0.6 m/s,潤滑脂黏度在3種狀態即0.05、0.08、0.16 Pa·s下光滑和粗糙平面脂膜壓力p和脂膜厚度h的分布情況。圖15(a)可以看出,黏度變化對脂膜壓力影響變化不大,隨著黏度的增加,脂膜厚度逐漸增大,二次壓力峰值逐漸增大,脂膜頸縮現象越來越明顯。這是由于隨著潤滑脂黏度的增大,接觸區界面潤滑脂流動性會變差,導致接觸區的潤滑脂緩出滯留,使得脂膜厚度逐漸增大。因為脂膜厚度的增加,接觸區域內外容易形成壓力差,導致在出口區域的壓力峰值增加和頸縮現象明顯。

圖15 不同潤滑脂黏度下脂膜壓力和脂膜厚度的分布情況Fig.15 Distribution of grease film pressure and thickness under different grease viscosity

從圖15(b)可以看出,在潤滑脂黏度為0.05 Pa·s時,最大脂膜壓力不做比較,最小脂膜厚度相對較小,而在潤滑脂黏度為0.16 Pa·s時,最小脂膜厚度相對較大。粗糙平面與光滑平面相比,除脂膜壓力、脂膜厚度有上下幅度變化外,總體趨勢相同,且在潤滑脂出口處同樣出現二次壓力峰和頸縮現象但不明顯。光滑和粗糙平面的脂膜厚度都隨潤滑脂黏度增大而增大,因此適當增大潤滑脂黏度有利于潤滑。

5 結 論

1)三維分形函數對主軸承實際加工表面形貌進行表征。受粗糙度影響的三維脂膜壓力分布呈現多個壓力峰值,二次壓力峰和脂膜頸縮現象不再明顯。考慮粗糙度的三維脂膜壓力值比未考慮粗糙度的值大;相反,三維脂膜厚度值小。考慮粗糙度和潤滑脂非牛頓性的點接觸彈流潤滑分析更貼近實際。

2)流變指數越小,主軸承潤滑脂的非牛頓特性越明顯,潤滑脂膜的剪切稀化行為越強,脂膜厚度減小;分形維數越小,主軸承表面越粗糙,真實接觸面積減小,脂膜厚度也減小;主軸承的卷吸速度和潤滑脂黏度越大,潤滑脂堆積容量增加,脂膜厚度增大;主軸承法向載荷越大,接觸間隙變小,脂膜厚度減小。

3) 脂膜厚度決定主軸承潤滑效果。在流變指數較小、分形維數較小、重載、低轉速和低黏度的潤滑工況下,潤滑脂膜厚度偏低,主軸承潤滑效果越差,極易導致接觸表面從流體動壓潤滑過渡為混合潤滑狀態。