壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子滑動軸承的設(shè)計計算報告2
                        上海大學(xué)軸承研究室
                                   2003.02.12

1.軸承的選型
本次設(shè)計所針對的軸承屬于支撐高速輕載轉(zhuǎn)子的情況，所以選型時應(yīng)以穩(wěn)定性方面的考慮為主，承載能力的考慮為次。最為恰當(dāng)?shù)妮S承形式，就是可傾瓦軸承。據(jù)此，對左右兩個支承均采用5瓦可傾瓦軸承。

2.軸承幾個主要參數(shù)的確定
比照原有轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)，并經(jīng)與委托方商定, 取左軸承直徑為55mm，右軸承直徑為100mm。取定軸承的長徑比為0.4，因此左軸承軸瓦長度為22 mm，右軸承的為40mm。
五塊瓦的布置方位采取“支點上”型。瓦的支點位于瓦張角的中央。
其余參數(shù)需按靜、動特性的優(yōu)化來確定。

3.軸承性能分析
油膜的流體動力學(xué)行為用變粘度紊流流態(tài)雷諾方程表達(dá)：

式中，p－油膜壓力；μ－潤滑油動力粘度；h－油膜厚度；R－軸頸半徑；ω－軸頸角速度；φ－周向角坐標(biāo)，由垂直向上的方位起，順轉(zhuǎn)動方向計量； z－軸向坐標(biāo)； Vx和Vy－軸頸中心相對于軸瓦中心的變位速度在水平方向和垂直方向的分量；Kφ和Kz－油膜中發(fā)生紊流流態(tài)時應(yīng)用的周向和軸向紊流系數(shù)，采用Ng-Pan紊流潤滑理論(以壁面定律為理論依據(jù))來確定：

式中，Re為雷諾數(shù)：Re=ρUh/μ,U為軸頸的圓周速度。
計算靜特性時，上式中的軸頸變位速度等于零：Vx=0, Vy=0。
雷諾方程取其定常態(tài)形式：

     計算靜特性時用的壓力邊界條件為：
    在進(jìn)油邊處，p=pin，其中pin為進(jìn)油壓力；
    在油膜破裂處，采用雷諾邊界條件：p=p/Φ=0。
在上述壓力邊界條件下，用ADI法(交叉方向迭代法)在不超出0.0001的相對誤差下解出雷諾方程，來計算油膜壓力分布。

潤滑油的溫粘關(guān)系用Glienicke-Han類型的公式表達(dá)：

式中El－冪指數(shù)。對于＃22透平油，根據(jù)其溫粘關(guān)系[1]，經(jīng)最小二乘方優(yōu)化擬合，軟件中取El＝2.2。
聯(lián)立解出能量方程和溫粘關(guān)系，來計算溫度分布和粘度分布。
在上述兩大計算(壓力分布計算和溫度－粘度計算)之間進(jìn)行交替迭代直到收斂，即：粘度場相對誤差不超出0.003，求出定常工況下的油膜壓力分布、溫度分布和粘度分布。
油膜合力的計算公式為：
式中，F(xiàn)x和Fy分別是沿水平方向和垂直方向的軸承承載力分量。
油膜合力必需與載荷平衡：
式中，W為載荷，α為載荷角。
由上述平衡關(guān)系，在力平衡關(guān)系的相對誤差不超出0.001的條件下,迭代確定定常工作時的軸頸偏心距e和偏位角θ。此時的膜厚場、壓力場、溫度場、剪應(yīng)力場和速度場，即用以確定潤滑油流量、摩擦阻力和功耗、最高油膜溫度、最高油膜壓力、和最小油膜厚度。這些就是靜特性。
擾動雷諾方程是動特性計算的基礎(chǔ)。擾動雷諾方程是由雷諾方程對軸頸在靜平衡位置鄰域內(nèi)的微小擾動(位移擾動Δx和Δy,速度擾動Vx和Vy)進(jìn)行偏導(dǎo)而獲得:
式中,

為壓力p對各個擾動參數(shù)的偏導(dǎo)數(shù)，稱為擾動壓力。
由這些擾動雷諾方程可解出各項擾動壓力分布，然后積分求出軸承的4個剛度系數(shù)和4個阻尼系數(shù):

這些就是動特性。

4．靜特性計算設(shè)計
計算采用本研究室根據(jù)上述原理編制的程序“JB2002”進(jìn)行。
    考察了間隙、預(yù)負(fù)荷系數(shù)、瓦張角對于最高油膜溫度和最小油膜厚度的影響，其結(jié)果如下兩表所列。

由上可見，左軸承宜選用方案15，其油膜厚度為各方案中最大，油膜溫度亦較低。右軸承宜選用方案14，其油膜厚度為各方案中最大，油膜溫度也較低。
它們的動力特性是否合適，則需經(jīng)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的動力學(xué)計算來考核，見另一份報告。
5. 溫度膨脹補償
    工作時軸頸的溫度大約是48℃，而測量尺寸和安裝時大約是20℃，其間有約28℃的溫差，引起間隙的變化，應(yīng)當(dāng)予以補償。
    據(jù)[3]，可假設(shè)軸承直徑不變，而軸承直徑膨脹。于是，
        左軸頸直徑膨脹量=dT=11×10-6×55×28=0.017mm
        右軸頸直徑膨脹量=11×10-6×100×28=0.031mm
    所以，在室溫下制造和安裝時，軸承的間隙應(yīng)放大為：
        左軸承最小直徑間隙=0.11+0.017=0.127mm; 最小半徑間隙=0.064mm
        右軸承最小直徑間隙=0.2+0.031=0.231mm; 最小半徑間隙=0.116mm

                       參考文獻(xiàn)
張直明主編:《滑動軸承的流體動力潤滑理論》,中國高等教育出版社，1986。
D.C. Han: Statische und dynamische Eigenschaften von Gleitlagern bei hohen Umfangsgeschwindigkeiten und bei Verkantung, Dissertation, Universitaet Karlsruhe, 1979.
Dubbel Taschenbuch fuer den Maschinenbau, 14. Auflage, Springer-Verlag, 1981.