一种带有不均匀孔径的强制润滑轴承

摘要

本发明提供的是一种带有不均匀孔径的强制润滑轴承。在轴承本体内部开有总管，轴承本体沿轴向和周向均开有通向轴承本体内表面的加压孔，所有加压孔在轴承本体内部汇聚于总管，总管通过管路连接压力伺服机构，轴承本体沿周向展开则加压孔呈M×N的网格，各加压孔的圆心呈矩阵形式等距规则分布，沿轴向加压孔的孔径不一致、自首向尾呈小‑大‑小的趋势变化，沿轴向加压孔的孔径一致。该系统在轴系处于低速运转条件时启动，通过加压孔对运转中的轴系下方强制注入加压介质，使由加压孔喷出的加压介质对轴系负荷较大的位置进行托举，保证轴系旋转情况下与轴承之间始终形成液膜，从而改善轴承润滑不良的状态，缓解轴承摩擦磨损。

权利要求

1.一种带有不均匀孔径的强制润滑轴承，在轴承本体内部开有总管，其特征是：轴承本体沿轴向和周向均开有通向轴承本体内表面的加压孔，所有加压孔在轴承本体内部汇聚于总管，总管通过管路连接压力伺服机构，轴承本体沿周向展开则加压孔呈M×N的网格，各加压孔的圆心呈矩阵形式等距规则分布，沿轴向加压孔的孔径不一致、自首向尾呈小‑大‑小的趋势变化，沿周向加压孔的孔径一致；所述的自首向尾呈小‑大‑小的趋势变化的变化趋势通过最大压力点位置确定，在轴向、加压孔的孔径在轴承最大压力点位置最大，并以最大压力点为基准，加压孔孔径向轴承两端逐渐减小，孔径的变化趋势满足轴向长度坐标x的线性、二次及更高阶多项式；在周向，加压孔设置在轴承垂下方与轴系接触的位置，并以此为基准，加压孔圆心沿周向等距布置，直至轴承圆心高度。

2.根据权利要求1所述的带有不均匀孔径的强制润滑轴承，其特征是：所述的压力伺服机构由管路、泵、控制阀、控制系统连接组成，轴系处于低速运转情况下，触发控制系统并打开控制阀、指令泵工作，将加压介质通过管路经总管注入轴承本体内，经由轴承内表面加压孔注入轴与轴承的间隙。

3.根据权利要求2所述的带有不均匀孔径的强制润滑轴承，其特征是：在轴向，最大直径的加压孔位于轴承的中点。

4.根据权利要求2所述的带有不均匀孔径的强制润滑轴承，其特征是：在轴向，最大直径的加压孔位于轴承中点偏左或偏右的位置。

说明书

一种带有不均匀孔径的强制润滑轴承

技术领域

[0001] 本发明申请涉及的是一种径向滑动轴承，具体滴说是一种强制润滑的径向滑动轴承。

背景技术

[0002] 由于径向滑动轴承承载力大、适应性好等优点，在船舶、机械的旋转构件上得到了广泛应用，对于上述应用领域而言，控制运行成本、增加轴承使用寿命是其选择轴承的首要
条件，因此降低轴承系统的摩擦磨损是轴承设计中优先考虑的重要指标。在轴系额定运行
工况下，轴与轴承之间被一层液膜隔开，由于液膜的剪切作用，摩擦系数不大，在流体动压
润滑阶段运行的轴与轴承磨损很小，几乎可以不计。但是，在设备开启，处于较高负荷、较低
转速工况时，如船舶低速航行阶段、尤其是船舶轴系启动阶段，轴与轴承部分接触甚至直接
接触，轴承处于混合润滑或边界润滑状态，此时轴承摩擦系数很大，若此情况下轴承负荷比
较高，轴承将产生严重磨损，这是设备使用者极力避免、又难以避免的问题。如何避免低速
重载情况轴承摩擦、尽量保证轴承运转在较好的润滑状态是本发明主要解决的问题。

[0003] 目前的研究比较重视轴承润滑特性的分析与控制，借助仿真与试验手段，采用了较多的方法对径向滑动轴承的润滑特性进行控制。目前普遍的设计思路集中在两方面：第
一，从材料的角度开展研究，改善和增强材料特性，采用耐磨、硬质的新材料等；第二，从轴
承结构角度开展的结构优化，采用新型的轴承结构，如改变轴瓦厚度、轴瓦结构、斜管轴承、
螺旋槽式润滑结构等。

[0004] 《舰船科学技术》2011Vol.33刊登的“水润滑橡胶轴承结构设计”中，对水润滑橡胶轴承结构进行了优化研究，主要侧重于轴承结构对流体动压润滑状态的影响研究，如轴瓦
截面形状、轴瓦橡胶层厚度、轴瓦布置形式等结构因素，结果表明，降低轴瓦橡胶层厚度和
轴承底部布置为流水槽的布置形式可以降低轴承正常运转的摩擦系数。

[0005] 重庆大学2012年毕业论文“螺旋槽水润滑橡胶合金轴承动压润滑特性与动态接触有限元仿真分析”一文中，以螺旋槽水润滑橡胶轴承为研究对象，结合动压润滑机理，研究
了轴承的动压特性，给出了转速、偏心率、过渡圆角、螺旋角度、沟槽数等参数对液膜压力等
参数的影响规律，对螺旋槽水润滑橡胶合金轴承的进一步优化具有借鉴意义。

[0006] 武汉理工大学的发明名称为“用于船舶的水润滑静压艉轴承”的专利文件中，通过在轴承内衬下部的内表面上开设长度逐渐增大的压力出水槽，使高压水流入内衬和艉轴之
间，形成水膜并减小直接接触面积，从而起到减小摩擦振动的目的，对船用艉轴承的优化设
计提供了参考。

[0007] 上述公开文献中，均对轴承结构提出了新的设想。但是，实际情况中，径向滑动轴承与轴系的接触力分布应满足雷诺方程，而非单纯自首尾递增或递减，其压力分布约为轴
承最大承压位置向两侧以轴承长度x的高阶多项式形式分布。

发明内容

[0008] 本发明的目的在于提供一种能够有效缓解轴承摩擦程度的带有不均匀孔径的强制润滑轴承。

[0009] 本发明的目的是这样实现的：

[0010] 在轴承本体内部开有总管，轴承本体沿轴向和周向均开有通向轴承本体内表面的加压孔，所有加压孔在轴承本体内部汇聚于总管，总管通过管路连接压力伺服机构，轴承本
体沿周向展开则加压孔呈M×N的网格，各加压孔的圆心呈矩阵形式等距规则分布，沿轴向
加压孔的孔径不一致、自首向尾呈小‑大‑小的趋势变化，沿轴向加压孔的孔径一致。

[0011] 本发明还可以包括：

[0012] 1.所述的压力伺服机构由管路、泵、控制阀、控制系统连接组成，轴系处于低速运转情况下，触发控制系统并打开控制阀、指令泵工作，将加压介质通过管路经总管注入轴承
本体内，经由轴承内表面加压孔注入轴与轴承的间隙。

[0013] 2.所述的自首向尾呈小‑大‑小的趋势变化的变化趋势通过最大压力点位置确定，在轴向、加压孔的孔径在轴承最大压力点位置最大，并以最大压力点为基准，加压孔孔径向
轴承两端逐渐减小，孔径的变化趋势满足轴向长度坐标x的线性、二次及更高阶多项式；在
周向，加压孔设置在轴承垂下方与轴系接触的位置，并以此为基准，加压孔圆心沿周向等距
布置，直至轴承圆心高度。

[0014] 3.在轴向，最大直径的加压孔位于轴承的中点。

[0015] 4.在轴向，最大直径的加压孔位于轴承中点偏左或偏右的位置。

[0016] 为了解决已有技术中存在的问题，本发明提供了一种可以缓解径向滑动轴承润滑状态的轴承，主要采用强制润滑方式及其对应的结构设计，考虑轴系低速运转工况下产生
的润滑液膜形状，提出加压孔孔径设计，用于有效缓解轴承摩擦程度。为达到发明目的，考
虑轴承转速、轴承负荷范围、液膜压力分布特点，提出本发明总体方案的指导思想。

[0017] 与现有技术相比，本发明具有以下有益效果：

[0018] (1)低摩擦磨损性。提出一种加压孔直径与液膜压力变化基本一致的多孔强制润滑轴承结构，使之在低转速高负荷条件下仍然保持有效润滑，降低了轴承的磨损，延长使用
寿命。

[0019] (2)向下兼容性。轴系以额定工况运行于流体动压润滑阶段时，控制阀5‑4可关闭，轴承与常规轴承无异。当轴系转速偏低时，控制阀5‑4打开，产生上述的强制润滑效果，同
时，加压介质本身可以对轴系起到托举作用，从而缓解轴承负荷偏高的状态。

附图说明

[0020] 图1a是压力最大点处于轴承中心时的孔径变化示意图；

[0021] 图1b是图1a的A‑A剖视图；

[0022] 图1c是图1a的C‑C剖视图；

[0023] 图2a是压力最大点不处于轴承中心时的孔径变化示意图；

[0024] 图2b是图2a的A‑A剖视图；

[0025] 图2c是图2a的C‑C剖视图；

[0026] 图3是包括压力伺服机构的总体示意图；

[0027] 图4是压力最大点处于轴承中心时的轴孔中心位置及孔径变化示意图；

[0028] 图5是压力最大点不处于轴承中心时的轴孔中心位置及孔径变化示意图；

[0029] 图6a至图6f是模型计算得到的压力分布，其中:图6a是不开孔的原始轴承(Pmax＝12.9Mpa)；图6b是发明名称为“用于船舶的水润滑静压艉轴承”的专利文件中的模型(Pmax
＝7.65Mpa)；图6c是本发明的压力最大点处于轴承中心时的模型(Pmax＝3.77MPa)；图6d是
不开孔的原始轴承(Pmax＝38.8Mpa)；图6e是发明名称为“用于船舶的水润滑静压艉轴承”
的专利文件中的模型(Pmax＝30.6Mpa)；图6f是本发明的压力最大点不处于轴承中心时的
模型(Pmax＝10.65MPa)。

具体实施方式

[0030] 下面结合附图举例对本发明做更详细的描述。

[0031] 低速重载环境的径向滑动轴承主要由以下两部分组成：轴承本体与压力伺服机构，两部分结构通过管路相连。该轴承可用于水润滑和油润滑两种情况，可依照轴系实际尺
寸比例缩放轴承及轴承上的加压孔径，根据轴系运行工况，调整压力伺服机构的压力，实现
轴承的强制润滑。

[0032] 结合图1a至图1c、图2a至图2c和图3，轴承本体1上沿轴向开有加压孔2、沿周向开有加压孔3，轴承本体内部开有总管4。轴11与轴承产生磨损区域主要为轴承的下表面，因此
加压孔主要集中于此区域。沿轴承本体1轴向和周向开加压孔且各加压孔通过连通孔在轴
承本体内部汇聚于总管4，且保证总管4和轴承内表面的加压孔2和3成为加压介质与外界唯
一的进出口。若将轴承沿周向方向展开，加压孔的布置近似M×N的网格。

[0033] 对于所述的M行和N列加压孔2和3，加压孔的圆心呈矩阵形式等距规则分布，加压孔的孔径不一致，自首向尾呈小‑大‑小的趋势变化。加压介质通过总管4分流进入轴承本体
内部交错的加压孔2和3，通过轴承内表面的开孔流入运行的轴与轴承的间隙中，实现强制
润滑。

[0034] 加压孔孔径在轴向的变化趋势取决于最大压力点位置。因此，轴向的最大压力点位置可以分别位于轴承的中点、左侧与右侧。周向加压孔3设置在轴承垂下方与轴系接触的
位置，并以此为基准，加压孔等距沿周向布置，直至轴承圆心高度。

[0035] 轴向加压孔2的孔径在轴承最大压力点位置最大，并以最大压力点为基准，加压孔孔径向轴承两端逐渐减小，孔径的变化趋势满足轴向长度坐标x(轴承总长度为L)的线性、
二次及更高阶多项式。轴承直径为D。周向加压孔3设置在轴承垂下方与轴系接触的位置，并
以此为基准，加压孔圆心沿周向等距布置，直至轴承圆心高度。

[0036] 所述的轴向加压孔2、周向加压孔3的开孔位置确定后，根据最大压力点位置确定最大孔径的加压孔开孔位置，如图1a至图1c和图2a至图2c中标出的R4、R3、R2、R1所示，即孔
间距相同而孔径不同，靠近负荷较大的区域孔径较大，即R1小于R2小于R3小于R4。在图1a至
图1c中，轴向的最大直径的加压孔位于轴承的中点，即压力最大点处于轴承中心。在图2a至
图2c中，轴向的最大直径的加压孔位于轴承中点偏左或偏右的位置，即压力最大点不处于
轴承中心。

[0037] 所述的最大压力区及所开孔径分布可以按照图4和图5中箭头所示位置进行布置，此图的横坐标下方中标出了孔径的变化趋势。以船舶轴系为例，由于艉轴承需要承受螺旋
桨的集中质量作用，因此最大压力点通常出现在距离端部偏螺旋桨位置处，从最大压力点
出发，按孔径渐小的趋势向两侧调整孔径；中间轴承的最大压力点通常出现在轴承长度中
间位置处，从最大压力点出发，按孔径渐小的趋势向两侧调整孔径。

[0038] 所述的压力伺服机构5是由管路5‑1、泵5‑2、控制系统5‑3、控制阀5‑4连接组成。转速传感器10检测轴系处于低速运转情况下，触发控制系统5‑3并打开控制阀5‑4，指令泵5‑2
工作，将加压介质通过管路5‑1经总管4注入轴承本体1内，从而经由轴承内表面加压孔注入
轴与轴承的间隙。可以使水润滑轴承、油润滑轴承或液膜润滑轴承。

[0039] 为了验证本发明的效果，选用发明名称为“用于船舶的水润滑静压艉轴承”的专利文件中的模型为例，对一种带有分布式孔隙的强制润滑轴承做进一步的效果对比。

[0040] 如图3所示，当轴系转速降低后，控制系统5‑3启动，控制阀5‑4打开，泵5‑2运转，对管路介质加压并保持恒定压力，并将加压介质经过总管4注入轴承本体1中。

[0041] 注入轴承总管4的加压介质分别沿轴承本体内部管道，即轴向加压孔2、周向加压孔3流出至轴承内表面，通过旋转中的轴系将加压介质带入轴与轴承之间的间隙内，从而实
现轴系润滑状态的改善。

[0042] 轴承内部加压孔的孔径变化趋势取决于轴承负荷分布，孔径的变化趋势满足轴向长度坐标x(轴承总长度为L)的线性、二次及更高阶多项式。

[0043] 以中间轴承为例，其轴承负荷最大压力点位置位于轴承中点，从而将最大孔径的控设置在最大压力点位置，如图4所示。本通过模型计算得到的压力分布如图6a‑图6c所示。

[0044] 对于轴承最大压力点不在轴承中点的实施例，首先求最大压力点位置，其位置满足 (轴承长度为L)为无量纲长度方向坐标，
从而由此在最大压力点设置最大孔径，如图5，孔径变化趋势标在图的横坐标位置，趋势自
左向右为小‑大‑小。计算得到的压力分布如图6d至图6f所示。

[0045] 对于传统轴承结果，发明名称为“用于船舶的水润滑静压艉轴承”的专利文件中的模型可将最大液膜压力降低40％，本发明模型可将最大液膜压力降低71％，液膜压力得到
了较大降低，缓解了轴承摩擦，具有较好的应用效果。