基于ANSYS的油膜轴承油膜温度场分析.docx
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基于ANSYS的油膜轴承油膜温度场分析
引言
对任何轴承而言,润滑是关键。
轧机油膜轴承工作时是依靠油膜压力来平衡外载的,这时油膜也起着关键的润滑作用。
在润滑过程中,油膜的温升是由功耗变热引起的,楔形区的油膜受到剪切作用也会产生热量,由功耗变成的热与热传导量和流体质点因温升而增加的内能应遵守能量守恒定律。
由于这些热量不能完全以对流和热传导的方式散发掉,结果造成油膜温度升高,这会直接影响油的粘度和引起轴承的烧损。
对轴承进行瞬态温度分析,这是一项困难的工作,首先油膜的几何形状一般不规则,并且事先常常是不确知的;其次,入口逆流会破坏方程组的主对角优势,容易使数值过程不稳定;还有,轧机轴承在工作时,轧制工况是复杂的,尤其对可逆轧机来说,温度场是不断交替变化的。
本文利用有限元法通过ANSYS软件计算了动压油膜轴承在工作时形成油膜后的温度场。
1油膜温度场的三维数值求解
客观地描述油膜轴承内部的温度分布及温度变化,需在油膜流体控制方程的基础上联立能量方程及粘温方程进行数值求解。
1.1油膜流体控制方程和能量方程
流体润滑理论是基于粘性流体动量方程Navier-
Stokes和连续性方程[1]。
轴承间隙中的润滑流体视为不可压缩粘性Newton流体,则纳维-斯托克斯（Navier-Stokes方程为:
du
dt
=Xa-1ρ!
p!
x+μ
!
2ududt=Ya-1ρ!
p!
y
+μ
!
2vdudt
=Za-1ρ#p#z+μ!
2"$$$$$$$$#$$$$$$$$%
w
即:
ρDV&Dt=ρg’-!
P-μ!
2V&（1
连续性方程为:
!
u!
x+!
v!
y+!
w!
z
=0.（2式中:
u,v,w———分别为流体在x、y、z方向上的流速;
ρ———密度;μ———粘度;t
———时间;!
2
=!
2!
x2+!
2!
y2+!
w!
z
如果不考虑体积力和热辐射的影响,粘性流体的能量方程具有如下的普遍形式[1]:
ρ=
D（CρT
Dt=!
・（k!
T-Tρ・#ρ#T・DρDt
+Φ.（3
式中:
cρ———为流体的等压比热,对于润滑油而言,其
等压比热容cρ与等容比热cv相差甚微,所以可以笼统地将其写为c;k———流体的热传导系数,对于润滑油,c和k均可认为是常数。
式（3中的D/Dt是流体力学中常用的微分算子,在直角坐标系中其微分运算为:
.
（4
对于Newton流体,热耗散Φ的表达式为:
Φ=η[2（!
u/!
x2+2（!
v/!
y2+2（!
w/!
z2+（!
u/!
y+!
v/!
x2+
（!
v/!
z+!
w/!
y2+（!
w/!
x+!
u/!
z2].
（5文中所研究的轧机油膜轴承,油膜轴承工作示意
图如图1所示,考虑到轴瓦所受载荷方向垂直向下,且变动范围较小,轴瓦转速为0,轴颈转速为U。
在计算时需要在以上数学模型的基础上作一些合理的假设:
1忽略体积力的作用,如重力或磁力,除了电流体或磁流体润滑理论外,这一假设通常是合理的。
2流体在固体界面上无滑动,即附着于界面上的流体质点的速度与界面上该点的速度相等。
3润滑剂为Newton流体。
4流动为层流,不存在涡流
和湍流。
5与粘性力图1轧机油膜轴承工作示意图
作者简介:
王创民（1962-,男,山西临猗人,高级工程师,硕士,主要从事管理及油膜轴承研究工作。
收稿日期:
2008-05-25;修回日期:
2008-06-28
王创民
（太原重工股份有限公司,太原030024
【摘要】应用ANSYS软件对轴承润滑膜进行数值求解,研究特定负载下动压油膜轴承内起关键作用的油膜温度分布及温度变化,分析润滑油膜的三维温度场对轴承实际润滑性能的本质影响。
【关键词】油膜轴承;有限元;温度场【中图分类号】TH133【文献标识码】A【文章编号】1003-773X（200805-0101-03
基于ANSYS的油膜轴承油膜温度场分析
TheOil-filmTemperatureFildAnalysisofOil-filmBearingBasedonANSYS
WANGChuang-min
（TaiyuanHeavyIndustryCo.,Ltd.Taiyuan030024
〔Abstract〕ApplicationofANSYSsoftwaretonumericalcalculationofbearinglubricationfilm,whichtostudytemperaturedistributionandchangeofoil-filmthatplayavitalroleinhydrodynamicoil-filmbearingspeciallyappointedloads.Analyses3Dtemperaturefilednatureoflubricatefilm,thenaturetoactuallubricatingbearingfunctionisaffected.〔Keywords〕Oil-filmBearing;FiniteElementMethod;TemperatureField
第23卷第5期（总第104期机械管理开发
2008年10月
Oct.2008
101
・・
比较,可以忽略惯性力的影响,包括流体加速的惯性力和流体膜弯曲的离心力。
6润滑油的比热和传导系数为常量。
7润滑剂的粘度是随温度和压力等工况而变化的,文中采用比较符合轧机轴承实际的Reolands粘压方程[2,3]:
η=η0exp{（lnη0+9.67[-1+（1+5.1×
10-9pz
[（T-13β/（T0-13β
]-s0
]}.（6式中:
z、s0———Reolands系数,是无量纲系数;η0———压力为零,温度为T0时的动力粘度,NS/m2;p———压力,N/m2;T———工作温度,K;T0———参考温度或边界温度,K;α———粘压系数,Pa-1;β———粘温系数,℃-1。
1.2油膜流体的数值计算
采用大型有限元软件ANSYS是对油膜连续体进行离散化,在对油膜连续体离散化的过程中,为使离散出的网格能更精确的逼近连续区域以及有限元的计算的结果在预定的误差范围之内,应保证离散化后得到质量较高的网格。
对于文中所建立的油膜模型,虽然油膜厚度极薄,但仍是一个三维实体,因此采用三维六面体的流体单元进行映射网格划分,划分出一定数量的单元和节点;每一单元有8个节点,每个节点有VX,VY,VZ,PRES,TEMP,ENKE,ENDS等7个自由度,适用于稳态和瞬态分析[4],如图2所示。
油膜流动边界条件:
油膜进油口的边界条件:
p/pi=
po,pi为进油口油压,该动压轴承为压力式供油,po为供油压强;油膜出口边界条件:
p/po=0;油膜端泄处边界条件:
p/pB=0;油膜与轴颈相接触处为移动壁面边界条件,油膜轴承中的油主要是在轴颈的转动下随轴进入收敛的楔形间隙的,当轴承稳定工作时形成偏载的楔形油膜,油膜边界上的速度就是轴颈的转动速度,与轴接触的油面加轴的旋转速度U,在极坐标下,转换成轴的转速为n=vd/πd（r/s;油膜与轴承接触处是固定壁面边界条件,所有速度为零。
油膜传热边界条件:
油膜轴承工作时产生的热量主要由润滑油本身带走热量,其次是轴和轴承的传导散热。
计算时取轴承、轴颈的热传导率为固定壁面和移动壁面的传热边界条件,由于轴承工作时其中一个
进油孔导入的油通过轴颈对油膜起到散热的作用,所以在与轴颈接触的壁面要取一个修正的传热系数。
对于轧机油膜轴承,流入轴瓦的润滑油一部分来自于油腔供油,另一部分来自于轴承旋转带入的热油,因此,进油口处平均油温Tin是由这两部分混合后确定的;轴颈表面温度Tc可以认为高于或等于环境温度的常数,这是由于轴颈处于高速旋转中,当轴颈系统处于稳定状态后,表面温度不会发生明显的变化;轴瓦表面温度取经验值。
对有限元模型加载以上边界条件,进行参数化编程计算,采用迭代法,先设定一组初始数据进行计算,不满足收敛条件时改变参数重新计算,直至取得一组较为适合的参数。
2实例计算与分析
以一台轧机支撑辊油膜轴承为例,该油膜轴承为动压油膜轴承（见图3,计算其在120°承载内角内的油膜温度场。
建立三维楔形油膜模型,具体轴承几何参数、材料参数选取如表1:
转速为1m/s以下,计算得油膜温度分布如图4:
图4中,油膜最高温在最小油膜厚度处,为
357.7K,即84.7℃,由于出口油温与有效油温或平均油温接近,计算得有效油温为62.35℃,所以出口油温约为62℃。
由计算可知,压力梯度大的地方,温升明显升高。
可见,低速下压力梯度是引起油温升高的主要原因。
在油膜最小厚度处、油膜压力最大处稍延后油膜温升最大。
油膜温度的上升会影响承载力,低速下,计算得
（下转第104页
图23-D流体传热单元
表1
轴承的几何、材料参数
轴承直径D（mm宽径比B/D
相对间隙ψ（‰润滑油粘度
η40℃（Pa・s
几何包容
角α（°
图3120°
承载包角计算示意图102
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（上接第102页
油膜温升并不厉害,高速下,由于油膜温升大,会影响各种参数对承载能力的变化规律。
计算发现,油膜厚度方向温度发生剧烈变化,可见轴颈温度对油膜和轴瓦的温度场的影响很小。
3
结束语
轴承中的最高温度并不出现在油膜和轴瓦的交界面,而是在油膜中:
在加速和突加载荷时,轴承都会有失稳现象出现,并伴随着温度的突然升高,在很短的时间内,轴承温度的上升量会达到几十度,在较为严峻的工况下,可能引起轴承的失效。
油膜内的温度变化对轴承系统的稳定性分析有很大的影响,如果不考虑温度变化,会忽略掉由于轴承热不稳定性导致的轴承失效现象;在高转速的情况下,温度响应情况非常复杂,最高和最低温度的差值很大,能够达到几十度,这说明高速旋转的轴承很容易出现烧瓦现象。
由于轴承的流量变化相对比较小,在速度不变的情况下,工作参数承载量和供油压力对轴承温度场的影响很小。
轴承工作时的工况差异很大,本计算的油膜温度场可以分析出轴承工作时的基本温度变化和出口油温,有利于防止轴瓦的失效,但为了得到更精确的温度变化,有必要对不同工况作一个瞬态温度场分析。
参考文献
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机械工业
出版社,1991:
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[2]郭溪泉,李树青.现代大型轧机油膜轴承技术与应用[M].北
京:
机械工业出版社,1998:
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[3]黄庆学.轧机轴承与轧辊寿命研究与应用[M].北京:
冶金工
业出版社,2003:
286-343.
图4
油膜温度分布
器、机械式手动加载器;被试变速箱输入功率是从被试变速箱输出端传出经由陪试箱、变速箱2、加载器、变速箱1返回的功率和由驱动电机输出的功率构成的。
驱动电机输出功率相当于系统运转过程中损耗功率的重新补充。
由于机械闭环系统功率损耗不大,故所需驱动电机的功率仅仅是被试变速箱运转功率的一小部分。
2各种型式变速箱疲劳寿命试验台的性能特点各种型式的变速箱疲劳寿命试验台的性能特点如
表1所示:
3试验台方案选择
试验台方案选择原则上必须考虑其试验台的稳定
性、通用性、试验的经济性、环保性等。
变速器制造行业一般需进行产品开发试验、出厂前检测试验、产品质量评价试验等,在进行试验台的方案选择时应综合考虑其试验目的、试验条件、试验地点,根据各种试验台的结构特点、使用性能、维修性能等进行选用。
表1
三种形式变速箱疲劳寿命试验台的性能特点
试验
台型
式
工作原
理
结构特点使用性能功率
损耗
维修性能缺点
开式试验台利用测功机进行加载结构简单,
但测功机吸
收的功率不
易回收利用
单台变速箱即可试验非
常大维修方便功率损耗
大,大功率的测功
机制作成
本高
电封闭式试验台调整负载电机的励磁电压进行加载机械部分较
简单,扭矩、
转速完全靠电器控制与保证
须速比级
基本相同
的变速箱作陪试小
电器复杂,故障诊断难,维修不便
电器系统维修不便
机械
封闭
式试
验台通过闭
环内的电动或液压加
载
尺寸链长,
系统安装调整难须速比级
完全相同的变速箱作陪试;性能稳定
可靠
小故障易诊断,维修方便尺寸链长,噪声
大b.厚度—周向油膜
温度分布规律
图5
油膜温度分布规律a.轴向—周向油膜
温度分布规律
104
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