滑动轴承在高速压力机应用时发热的思考

文章编号：１６７２—０１２１（２００８）ｏ３—００１８—０４　滑动轴承在高速压力机应用时发热的思考　靳栩彬　，辛东波：。李彬　（１．徐州锻压机床厂集团有限公司，江苏徐州２２１１１６：　２．上海日立电器有限公司，上海２０１２０６）　摘要：针对车间频繁反映高速压力机副连杆轴承发热问题，一直没有得到解决。本文通过轴承材料的选取　和通过计算实际的Ｐ、Ｖ、ＰＶ值，与许用数据相比较不超，就此进行探讨。　关键词：机械制造；发热；滑动轴承；高速压力机；探讨　中图分类号：ＴＧ３８５　文献标识码：Ｂ　１前言　温升异常等现象，机床可靠性有所降低。为解决这一　在传统压力机的设计上，曲轴支撑以及与连杆　问题，本文从以下几方面进行分析，以便在今后选择　连接处一般使用滑动轴承。随着压力机转速的不断　滑动轴承时有所帮助和借鉴。　提高，容易出现滑动轴承与曲轴烧死、润滑堵塞以及　２轴承材料和轴瓦结构　收稿日期：２００８－０４－１５　常用轴瓦材料有金属材料、粉末冶金和非金属　作者简介：靳栩彬（１９６９一），男，工程师，从事大型压力机设计与研究　材料。而用在高速压力机上的轴承只能选择金属材　上的转动惯量也大。但是如果选择较大的传动比，则　设计人员的密切合作才能取得较好的效果，主要参　对总负载惯量的影响并不很大。包胶辊价格较贵，容　数的正确选择和合理匹配更需要双方从技术和经济　易磨损，使用寿命相对较短。包胶辊的弹性变形比钢　两方面予以全面考虑。本文偏重于从机械设计的角　辊大，产生的滑性滑动也大，使伺服送进系统的摩擦　度进行初步的分析和探讨，并根据济南捷迈锻压公　死区增大。　司多年来生产开卷线的一些经验和教训，对开卷线　包胶辊适用于送进速度高，对板带表面质量要　定尺送进系统的结构提出了建议和设想。　求高的开卷线。包胶辊在开卷线中的应用日益广泛，　【参考文献】　除用于定尺送进辊，还用于其他的夹送辊和张力辊。　［Ｉ１熊其求，１译．自动化技术中的进给电气传动．北京：机械工业出版　社，２００２．　４结束语　［２】文怀兴，等、数控机床系统设计．北京：化学工业出版社，２００５．　开卷线定尺送进系统的设计必须由机械和电气　【３】王爱玲，等Ｉ现代数控机床．北京：国防工业出版社，２００５．　Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ａｎｄ　Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ　Ｄｉｓｃｕｓｓｉｏｎ　ａｂｏｕｔ　ｔｈｅ　Ｃｕｔ－ｔｏ－ｌｅｎｇｔｈ　Ｆｅｅｄｉｎｇ　Ｓｙｓｔｅｍ　ｏｆ　Ｄｅｃｏｉｌｉｎｇ　Ｌｉｎｅ　维普资讯 http://www.cqvip.com 料，如轴承合金、锡青铜、铅青铜、铝基合金、锌基合　金、减磨铸铁等。其中轴承合金的弹性模量和弹性极　润滑油粘度高，承载能力大，轴承流量小，功耗　大，故轴承温升高。温度高，润滑油粘度下降，因而靠　提高润滑油粘度以增加轴承的承载能力将受到限　制。有效油温下的粘度为：　７７＝１／（１０７／６／／￣　）　限都很低，它的嵌藏性和顺应性最好，容易和轴颈跑　合。它与轴颈的抗胶合能力也较好，但是，它的机械　强度较低，通常将它贴附在软钢、铸铁或青铜的轴瓦　上使用。锡基合金的热膨胀性质比铅基的好，所以铅　基合金更适合高速轴承，但价格较贵。轴承青铜，也　３．４最小油膜厚度ｈ　最小油膜厚度愈小，偏心率愈大，油压力愈大。　ｈ　可按下式计算：　ｈ　≥［　Ｊ＝ｋ（Ｒ　＋Ｒ　）×１０＿３　是一种常用的材料，其中铸锡锌铅青铜最普遍，广泛　用于一般轴承，有很好的疲劳强度。铸锡磷青铜是一　种很好的减磨材料，减磨性和耐磨性都很好，机械强　度也较高，使用于重载轴承。铜铅合金具有优良的抗　胶合性能，在高温时可以从摩擦表面析出铅，在铜基　体上形成一层薄的敷膜，起到润滑作用。可见，高速　压力机应该选择锡青铜和铅青铜。　目前，压力机中采用的轴瓦有剖分式和整体式。　为了润滑，轴瓦中要设置油孔、油槽和油室。油槽的　形状和位置影响轴承油膜压力分布情况，润滑油应　该自油膜压力最小的地方输入轴承，油槽不应该设　在油膜承载区内，否则会降低油膜的承载能力。　３参数的选择　通常轴径直径由轴的尺寸和结构确定，除应满　足强度和刚度外，还要满足润滑及散热等条件要求，　此外，还要选择轴承的宽径比日、相对间隙　、润滑　油的粘度叼和最小油膜厚度ｈ　。　３．１宽径比日　通常日在０．３～１．５范围内，小宽径比有利于增大　压力而提高运转稳定性、增加流量而降低温升、降低　功耗、减少占用空间，但承载能力也将降低，压力分　布曲线变的陡峭，容易出现轴瓦局部过热。高速重载　轴承温升高，有边缘接触危险，日宜取小值；低速重　载轴承为提高轴承的整体刚性，日宜取大值；高速轻　载轴承，如对轴承刚性无很高要求，Ｂ可取小值；转　子挠性较大的轴承，日宜取大值。　３．２相对间隙　一般情况下，　值主要根据载荷和速度选取：　速度愈高，　值愈大；载荷愈大，　值愈小。此外，轴　承材料硬度较低时，　值可取小值，反之取大值。　值可按下式计算：　（０．６～１．０）×１０　式中：Ｖ——轴径圆周速度／（ｒｎ／ｓ）。　３．３润滑油的粘度叼　式中：　——考虑零件表面几何形状不准确和零件变　形而保留的安全度，一般取　＞１２；　。　Ｒ　Ｒ　分别为轴和轴瓦表面微观不平度　的十点高度，其大小和加工方法有关。　４　Ｐ值、　值、ＰＶ值及润滑油量的计算　４．１关于Ｐ值　查阅《曲柄压力机》书中关于滑动轴承的论述：　在通用压力机中，曲柄滑块机构的旋转或摆动速度　均较低，但载荷较大，故应校验作用在滑动轴承（轴　瓦）上的单位压力：　矗　高速压力机冲压时，副滑块不承受冲裁力，仅仅　受到运动部件产生的惯性力，旋转速度较高。由于轴　瓦和轴之间存在间隙，加之结构上的原因，此处不能　形成楔形收敛油膜，用以承受以及消除冲击。因此，　随着速度的提高冲击载荷不断加大，上式已不适用。　试想将副滑块运动产生的冲击载荷作为实际的　动载荷，再按照在无冲击条件下的加速度计算，求出　惯性力，计算Ｐ和ＰＶ数值。　关于冲击系数的算法，文献［２］中分两种情况给　出了计算方法：　第一种，冲击由物体的自由落体运动造成的，冲　击系数为：　Ｋｄ＝ｌ＋、／　式中：　——自由落体物体与被撞击物体高度差；　△　——被撞击物体在自由落体重力作用下产　生的弹性变形（静载荷）。　上式对于曲柄压力机中轴瓦部分的冲击显　适用。　第二种，水平放置的系统，一速度为　的物　向另一物体所产生的冲击（图１）。其动载荷和　系数为：　Ｐｅ＝＾、４　Ｑ　维普资讯 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图１水平冲击　Ｋ　第二种算法也不完全　Ｏ　适用，个别公式可以借鉴。　原因有：冲击时连杆两端垂　｜　｜　直方向上的分速度有差值　（计算时不考虑连杆的质　量，　相当于连杆大端固定，　一段施加了Ａｖ的速度冲　｜　１８　击）；由于轴瓦和轴的配合　Ｄ。　＼　ｆ　／一　一＼ｆ　间隙在０．１０ｍｍ左右，由此　，　所造成的势能变化很小，可　：　弋　以忽略不计。　可以通过　＼　ｏ、　＼　乡？　ＣＯＳＭ０Ｓ　分析求得。下面就　～　—／　压力机的实际工况（图２）作　图２压力机工作图　计算探讨：　在垂直方向上曲轴的速度Ｖ　：∞Ｒｓｉｎｔｒ，不考虑　副滑块与副连杆连接处的间隙，副滑块在Ｂ点沿垂　直方向与副连杆在垂直方向上的速度大小相等。计　算副滑块的位移，如下：　．ｓ＝（尺也）一（一ＲＣＯＳ￣＇也ｃｏ　）　式中．ｓｉ　夸＝／ｌ　贝ｕ：ｓ＝　（（１＋ｃｏｓｔｒ）＋｛一（１一、／Ｔ＝　）Ｊ　根据二项式定理整理得：　．ｓ＝ｒ｛（１＋ｃｏｓ　）＋争（１－ｃｏｓ（２￣））｝　求导得速度：　Ｖ：＝一　（ｓｉｎ　ｓｉｎ（２ｒｅ））（负号表示运动方　向）　由于连杆以及曲轴在垂直方向上运动方向一　致，故二者速度差为０．５ｗＲＡｓｉｎ（２ｃｒ）。　连杆系数为０．０４４，　０．０５ｍｍ，３００ｓｐｍ，则　为：　为：　若变形量为０．００５，动载系数为：　０．９４×、　石　丐一＝２．９７　由上可见，轴瓦的变形量对动载系数的影响很　明显，相同载荷下，变形量和弹性模量有关系，弹性模　量又可和材料的抗拉强度建立起关系式，而抗拉强　度和材料的硬度有近似的关系式，在文献［３】中，对轴　和轴瓦的硬度差提出了要求，应是基于此考虑的。－，　若在４００ｓｐｍ，动载系数为２．９７ｘ４００／３００￣３．９６　，　修正后的公式为：　ｄＡｌ＾　：　６．２６ｘｄａｌ＾　ｓｉｎ（２ｏ１）×　（ｃｏｓａ－Ａｃｏｓ（２　））　式中，ｓｉｎ（２　）（ＣＯＳｔ￣＇一Ａｃｏｓ（２ｒｅ））的极大数值不　便计算，可以使用Ｅｘｃｅｌ表格进行近似计算（　变化　范围为一５０。～＋５０。）。以某一型号为例，其极值出现　￣Ｅ＋３６。～３７。（该区域的冲击最大），系数为０．７５７。　４．２　Ｖ值和ＰＶ值计算　对于高速压力机，还应校验　值和ＰＶ值　以某　一型号为例：副滑块质量ｍ＝１０４５Ｋｇ，轴瓦材质　ＺＣｕＰｂ３０，其［Ｖ］＝１　２ｍ／ｓ，　］＝３０ＭＰａ．ｍ／ｓ。以转速ｌｒ／，－￣　．３００ｒ／ｍｉｎ，ｄ＝２００ｍｍ，偏心半径为３０ｍｍ为例计算．１　＝　＝　３．１４ｘ２０６００ｘ３００：——Ｘ１０００　＝４．１９ｒＩｌ’…一　／ｓ　ｐ＝Ｋａａｒｔｅ一　２００ｘ１４４　＝１．Ｑ墨　９１ＭＰａ　ＰＶ＝１．９ｌｘ４．１９＝８．０ｌＭＰａ．ｍ／ｓ　“。　结论：从上述计算可以看出　值和ＰＶ值均未　超过许用值。　４．３流量计算（液体动力润滑）　轴承体积流量ｑ　：　ｇ　虿　式中：　，一无量纲体积流量，是　（偏心率）、Ｂ／ｄ和　口（轴承包角）的函数（查表，轴承包角　为１２０￣，宽径比　：０．６７，最大半径　间隙为０．Ｏ８，偏心率选０．５，偏心距离　约为０．０４）（设计时应考虑轴承的最小　油膜厚度，以此设计轴瓦配合间隙）；　——相对间隙，由３．２节公式计算得　＝　０．０００８５－０．００１４，取　为０．００１。　经查表得，　＝０．０２８，则按上述某一型号的计算　数据，得到以下结果：３００ｓｐｍ时ｇ　＝７．０３３６ｍ］ｄｓ；　３５０ｓｐｍ时ｑｖ＝８．２０６ｍｌ／ｓ；４００ｓｐｍ时ｑｖ＝９．３８ｍｌ／ｓ。　由于我们选用南京贝奇尔递进式润滑系统，按　照其公式计算有：　，　９＝【（＂Ｉ１＂Ｘ轴承孔径×轴承宽度）／２５０００］Ｋ　维普资讯 http://www.cqvip.com ＝５．０５ｍｌ／ｈ　式中：ｔｌ——润滑油入口温度，常大于工作环境温度，　通常取３０￣Ｃ～４５￣Ｃ；　ｔ￣＝４９．５℃。　结论：实际选用和理论计算是有出入的，显然，　润滑油量不足也是导致轴承温升的一个原因，建议　增加润滑油量。　标准：滑动轴承，温升≤３５￣Ｃ；温度≤７０℃。结　论：温度及温升均符合要求。　４．４功耗计算　＝ｔｚＦｖ＝ｆｆ　ａｔｔＦｖ　式中：　＝　——摩擦特性系数，是ｓ（偏心率）、Ｂ和　妇　５间隙的合理选取　满足了以上三方面之后，在实际使用中仍然会　出现滑动轴承与曲轴烧死的情况，因此，还必须选择　合适的轴承间隙。轴承半径间隙有以下３种情况：　一（轴承包角）的函数。　＝２．３５４ｋＷ。　４．５热平衡计算　轴承工作时，摩擦功将转化为热量，这些热量一　部分被流动的润滑油带走，另一部分由于轴承座的　温度上升将散逸到空气之中。在热平衡状态下，润滑　般轴承：　ｈ０＝０．０００３４ｄ＋０．００１０ｍｍ　制造精度高、对中良好、经过仔细磨合的轴承：　ｈ０＝０．０００２８ｄ＋０．００２５ｍｍ　油和轴承的温度不应超过许用值。　而＝ｃ　＋１Ｔ曰ｄ　△　（非压力供油）　ｌｘＦｖ＝Ｃｃｇｑ　Ａｔ（压力供油）　式中：　——润滑油的比定压热容，约为１６８０～　２１００Ｊ／（ｋｇ・℃）；　——制造精度较差的轴承：　ｈ０＝０．０００４６ｄ＋０．００　１　６ｍｍ　一般情况下最大间隙和最小间隙应控制在　０．０３ｒａｍ范围之间。　轴承的摩擦系数；　６结论　ｐ——润滑油的密度，约为８５０～９００ｋｇ／ｍ　，常取　Ｃｐｏ＝１．８ｘ１０　Ｊ／ｍ　・　Ｃ：　——通过上述几方面的综合考虑和计算，我们在生　产中合理应用，高速压力机副连杆轴承发热问题得　到彻底解决。到目前为止没在发生发热而导致轴承　烧死的现象。　轴承表面的传热系数，ｗ／（ｍｚ・℃），依轴承　结构、轴承尺寸、通风条件而定：轻型　轴承或在不易散热环境中工作的轴承　取５０，中型轴承以及普通通风条件下　取８０，重型轴承，冷却条件良好取　１４０。　【参考文献】　…１徐灏，主编．机械设计手册（第２版第４卷）．北京：机械工业出版　社。２００３．　［２】刘鸿文，主编．材料力学（第三版）．北京：高等教育出版社，１９９２．　［３】邱宣怀，主编．机械设计（第四版）．北京：高等教育出版社，２００４．　［４】润滑油集中润滑系统．南京贝奇尔样本．２００６．　［５】曲柄压力机．清华大学锻压教研组，１９７８．　温升计算：　Ａｔ＝　Ｌ　呵　＝１　８．９（℃）　润滑油的平均温度：　ｔｍ＝　１（　ｌ＋　２）　Ｔｌｌｅ　Ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ｐｒｏｂｌｅｍ　ｏｆ　Ｂａｌａｎｃｅａｂｌｅ　Ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ　Ｒｏｄ　Ｂｅａｒｉｎｇｓ　Ｅｍｉｔｔｉｎｇ　Ｈｅａｔ　ｉｎ　Ｈｉｇｈ－ｓｐｅｅｄ　Ｐｒｅｓｓ　ＪＩＮ　Ｘｕｂｉｎ’，ＸＩＮ　Ｄｏｎｇｂｏ￣，ＬＩ　Ｂｉｎ　（１．Ｘｕｚｈｏｕ　Ｍｅｔａｌｆｏｒｍｉｎｇ　Ｍａｃｈｉｎｅ　Ｔｏｏｌ　Ｇｒｏｕｐ　Ｃｏ．，Ｌｔｄ．，Ｘｕｚｈｏｕ　２２１１１６，Ｊｉａｎｇｓｕ　Ｃｈｉｎａ；　２．ＳＨＥＣ　Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃｓ　Ｃｏ．，Ｌｔｄ．，Ｓｈａｎｇｈａｉ　２０１２０６，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅ　ｐｒｏｂｌｅｍ　ｏｆ　ｂａｌａｎｃｅａｂｌｅ　ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ　ｒｏｄ　ｂｅａｒｉｎｇｓ　ｅｍｉｔｔｉｎｇ　ｈｅａｔ，ｗｈｉｃｈ　ｉｓ　ｆｒｅｑｕｅｎｔｌｙ　ｅｒｓ　ｉｎ　ｗｏｒｋｓｈｏｐｓ，ｈａｓ　ｎｏｔ　ｂｅｅｎ　ｓｏｌｖｅｄ．Ｔｈｅ　ｄｉｓｃｕｓｓｉｏｎ　ｈａｓ　ｂｅｅｎ　ｐｕｔ　ｆｏｒｗａｒｄ　ｉｎ　ｔｈｅ　ｔｅｘｔ　ｂｙ　ｔｈｅ　ｓｅｌｅｃｔｉｏｎ　ｍａｔｅｒｉａｌ　ａｎｄ　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｏｆ　ａｃｔｕａｌ　Ｐ，Ｖ　ａｎｄ　ＰＶ　ｄａｔａ（ｗｈｉｃｈ　ａｒｅ　ｎｏｔ　ｏｕｔ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｓｃｏｐｅ　ｏｆ　ａｌｌｏｗａｂｌｅ　ｄａｔａ）．　ｒｅａｓｏｎａｂｌｅ　ｓｅｌｅｃｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｂｅａｒｉｎｇｓ　ｐａｒａｍｅｔｅｒ，ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｑｕａｎｔｉｔｙ　ｏｆ　ｂｅａｒｉｎｇｓ　ｌｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ　ｏｉｌ，　ｒｉｅｎｔｉａｌ　ｆｏｒｍ¨】ａ　ｏｆ　ｃｌｅａｒａｎｅｅ．　Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ｓｌｉｐ　ｂｅａｒｉｎｇ；Ｈｉｇｈ－ｓｐｅｅｄ　ｐｒｅｓｓ；Ｂａｌａｎｃｅａｂｌｅ　ｓｌｉｄｅ