基于试验法对球轴承温度场进行数据分析
液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析
Journal of Mechanical Strength2023,45(4):924-930DOI :10.16579/j.issn.1001.9669.2023.04.023∗20211216收到初稿,20220110收到修改稿㊂上海市扬帆计划项目(19YF1434500)资助㊂∗∗薛㊀浩,男,1998年生,江苏南通人,汉族,上海理工大学机械工程学院硕士研究生,主要研究方向为轴承润滑及热变形㊂∗∗∗沈景凤(通信作者),女,1968年生,安徽合肥人,汉族,上海理工大学机械工程学院副教授,硕士研究生导师,主要研究方向为机械设计及理论㊂液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析∗ANALYSIS OF LOAD CAPACITY AND TEMPERATURE FIELD OFSPHERICAL HYBRID SLIDING BEARINGS薛㊀浩∗∗㊀沈景凤∗∗∗㊀秦㊀薇㊀程㊀攀㊀朱㊀锐(上海理工大学机械工程学院,上海200093)XUE Hao ㊀SHEN JingFeng ㊀QIN Wei ㊀CHENG Pan ㊀ZHU Rui(College of Mechanical Engineering ,University of Shanghai for Science and Technology ,Shanghai 200093,China )摘要㊀液体动静压球轴承在中高转速或高转速下,因润滑油摩擦和剪切作用使油膜温度升高,进而导致轴承与转子受热变形,且该变形量与油膜厚度处于同一数量级,严重影响主轴的回转精度㊂因此,以小孔节流方式的液体动静压球轴承作为研究对象,建立流体润滑数学模型,推导出润滑油膜的Reynolds 方程和能量方程,结合有限差分法和松弛迭代法计算了液体动静压球轴承的油膜压力分布和温度分布,并探究工作参数对承载能力和油膜温升的影响㊂结果表明,当转速越大㊁油膜厚度越小时,油膜剪切效应越强,温升也随之增大;当转速为3000r /min㊁油膜厚度为28μm 时,轴承最高温升相较1000r /min 时最高上升了18.65K;当转速为3000r /min㊁油膜厚度为20μm 时,轴承最高温升相较油膜厚度为28μm 时上升了27.685K㊂关键词㊀液体动静压球轴承㊀小孔节流㊀承载能力㊀温度场㊀热变形中图分类号㊀TH133.36Abstract ㊀The oil film temperature of the spherical hybrid sliding bearings would increase due to the friction and shear ofthe lubricating oil at high speed or super high speed,which leads to the thermal deformation of bearing and rotor.As a result,the deformation seriously affects the rotation accuracy of the spindle,because it is in the same order of magnitude as the oil film thickness.Therefore,the fluid lubrication mathematical model is established by taking the spherical hybrid sliding bearings with orifice throttling mode as the research object,and the Reynolds equation and energy equation of lubricating oil film are derived.The pressure distribution and temperature distribution of oil film of the spherical hybrid sliding bearings are calculated by combining the finite difference method and relaxation iteration method.The influence of working parameters on bearing capacity and oil film temperature rise was investigated.The results show that the oil film shear effect is stronger and the temperature rise increases with the increase of rotating speed and the decrease of oil film thickness.When the speed is 3000r /min and the oil filmthickness is 28μm,the maximum temperature rise of the bearing is 18.65K higher than that of 1000r /min.When the speed is 3000r /min and the oil film thickness is 20μm,the maximum temperature rise of the bearing is 27.685K higher than that of the oil film thickness of 28μm.Key words ㊀Spherical hybrid sliding bearings ;Orifice throttling ;Load capacity ;Temperature field ;Thermal deformationCorresponding author :SHEN JingFeng ,E-mail :shjf @ ,Tel :+86-21-55273617,Fax :+86-21-55273617The project supported by the Shanghai Sailing Program (No.19YF1434500).Manuscript received 20211216,in revised form 20220110.0㊀引言㊀㊀液体润滑轴承具有承载力大㊁刚度大㊁稳定性好等优点,在高速精密机床领域获得广泛应用㊂在实际应用中,由于轴承在中高转速下润滑油膜剪切与挤压生热,致使油膜温度升高,与油膜直接接触的轴径轴瓦会发生热变形,导致油膜厚度变小,影响主轴的回转精度,严重时甚至会造成刮瓦㊁抱轴等事故㊂因此,研究轴承温度场对提高轴承工作性能具有重大意义㊂学者们对液体润滑轴承的承载力和温度场等方面进行了研究㊂黄颖等[1]分析了静压轴承的内部油膜温度场及变形,研究结果表明静压轴承的局部最高热㊀第45卷第4期薛㊀浩等:液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析925㊀㊀点基本与流体域计算的局部温度最大点重合㊂李健等[2]采用有限元法对转速和动压效应的关系进行了研究,研究表明在偏心率一定的情况下,油膜刚度㊁油腔压力㊁承载能力随着转速的提高而提高㊂陈园等[3]分析了润滑流体各个因素对轴承性能的影响,研究表明计及润滑流体热效应的油膜特性分布,随着温度分布的不同而有显著的变化,在考虑热效应下综合考虑润滑油的黏度㊁密度以及比热容等因素才更符合实际工况㊂SRINIVASAN V[4]采用雷诺方程并根据温度分布㊁黏度变化和径向载荷等参数改变边界条件,详细分析了仿真结果,研究表明,在特定条件下提高润滑油黏度有助于减小轴承磨损㊁延长使用寿命㊂SHAO J 等[5]通过拟合样条曲线建立了间隙油膜的黏温关系,然后给予有限体积法对相同转速下不同油腔深度的静压轴承温度场进行了数值计算,间接获得了由于实际工程中油膜过薄而无法通过测量直接获得的静压轴承内部温度场㊂孙雅洲等[6]利用Fluent软件计算了多孔质静压径向轴承的三维流场,得到了静压轴承中的压力变化图像以及承载能力数据,验证了仿真分析的正确性㊂ZHANG Y Q等[7]建立了润滑油膜的黏温方程和多油垫重型静压轴承油膜温升数学模型,揭示了油膜厚度对静压轴承温升的影响规律㊂XIU S C等[8]对超高速磨床主轴系统中混合滑动轴承的温度进行了研究,结果表明轴承的最高温度在一定偏心量下随着主轴外周转速的增大而升高㊂张艳芹等[9]基于计算流体力学原理建立了模拟静压轴承本体及轴承内部三维流动的数学模型及边界条件,得出了轴承周期端面较准确的不对称温度分布㊂张耀满等[10]建立动静压轴承油膜压力的数学理论模型和软件仿真模拟分析模型,得到油膜的无量纲压力分布图和不同区域的压力值及分布规律,并将数值计算结果和软件仿真结果进行对比,验证了理论模型和仿真分析方法的正确性和可行性㊂虽然目前对液体润滑轴承温度场已经有了大量研究,但是对液体动静压球轴承温升的理论研究比较匮乏,因此有必要对液体动静压球轴承的温升分布进行研究㊂本文针对液体动静压球轴承建立流体润滑理论数学模型,用有限差分法和松弛迭代法求解液体动静压球轴承的油膜压力和油膜温度,给出了静态条件下的油膜厚度㊁压力场㊁温度场分布,并分别研究了转速和油膜厚度对轴承承载力和温升的影响规律㊂1㊀液体动静压球轴承数学计算模型1.1㊀液体动静压球轴承润滑原理及数学模型㊀㊀液体动静压球轴承的轴系结构由液压供油系统㊁冷却系统㊁两个半球轴承及主轴等部件构成,其结构如图1所示㊂轴承工作时,具有特定压力的润滑油流经粗过滤装置㊁油泵以及精过滤装置后过滤掉其中夹杂的空气和微小的杂质,此时如果润滑油的压力太大就会通过溢流阀流回到油箱内;过滤后的润滑油通过节流器流入轴承间隙,支承起轴承的凸半球,最后随着转子的转动又流回到油箱㊂图1㊀超精密球轴系示意图Fig.1㊀Schematic diagram of the spherical hybrid sliding bearings本文主要针对四油腔球轴承,轴承中的4个油腔呈对称型排布,油腔中的流量计算式为Q b=K0πd0242(p s-p b0)ρ(1)式中,K0为流量系数;d0为小孔直径;p s为供油压力; p b为油腔压力;ρ为油液密度㊂以计算流体力学和液体润滑理论为基础,基于简化的动量(纳维斯托克斯)方程和无滑移的边界条件,建立球坐标系下液体动静压球轴承的稳态无量纲雷诺方程为∂∂φh3∂p∂φ()+sin2θ∂∂θh3∂p∂θ()=6ωηr2sin2θp0h20∂h∂φ()(2)式中,h为无量纲油膜厚度;p为无量纲油膜压力;ω为旋转角速度;η为压力油黏滞系数;p0为环境压力; r为轴承半径;h0为油膜初始厚度;θ为轴向角;φ为周向角㊂当有外加负载施加在轴承上时,转子就可能会在外部负荷和自身重力的作用下出现偏心现象,导致润滑油膜厚度分布处处不均匀㊂轴承的静态位置如图2所示㊂由图2可以看出,轴在转子偏心点的轴距,即转子中心偏离轴承中心的距离分别为e x,e y和e z㊂把偏心距与平均油膜厚度的比值设定为偏心率,稳态情况下,轴承间隙任一点(r,θ,φ)处的有量纲油膜厚度表达式为h=h0(1+εx cosφsinθ+εy sinφsinθ+εz cosθ)无油腔h0(1+εx cosφsinθ+εy sinφsinθ+εz cosθ)+h g有油腔{(3)㊀926㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图2㊀转子平衡位置Fig.2㊀Rotor balance position式中,εx ㊁εy 和εz 分别为沿着x ㊁y 以及z 方向的偏心率;h 0为平均油膜厚度;h g 为油腔深度㊂在供油压力已知的情况下,轴承油腔压力可由小孔流入的润滑油流量和流量连续条件得到㊂油腔流量分布图如图3所示㊂图3㊀油腔流量示意图Fig.3㊀Schematic diagram of oil chamber flow由图3可知,流出油腔的流量由Q 1㊁Q 2㊁Q 3㊁Q 4决定,单位时间内润滑油通过节流器流入油腔的流量与单位时间内流出油腔的润滑油流量相等㊂流量公式推导如下:Q out =Q 2+Q 3+Q 4-Q 1Q out =Q in{(4)式中,Q out 为单位时间内润滑油流出油腔封油边的流量;Q in 为单位时间内润滑油通过节流孔流入油腔的流量㊂单位时间内润滑油通过任意轴向截面上的平均体积流量为Q θ=ʏ(n -1)π2+π3(n -1)π2q θd φ=ʏ(n -1)π2+π3(n -1)π2-h 312ηr ∂P∂θd φ(5)㊀㊀单位时间内润滑油通过任意周向截面上的总体积流量为Q φ=ʏ55ʎ23ʎq φd θ=ʏ55ʎ23ʎ12rωh sin θ-h 312ηr sin θ∂p∂φ()d θ(6)㊀㊀通过计算液体动静压球轴承的润滑原理及理论模型,结合有限差分法和松弛迭代法进行离散化求解,得出油腔压力P R ㊂1.2㊀液体动静压球轴承温度场数学模型㊀㊀油膜的温升是由剪切挤压生热引起的,外力对系统所做的功㊁热传导量(不计辐射)和流体质点因温升而增加的内能,三者应遵守能量守恒定律㊂动静压轴承内的润滑油流体不可压缩,即忽略压力做功项,对于动静压轴承这里采用绝热流动假设,即忽略温度传导热㊂球坐标系下简化的的液体润滑能量方程的表达式为Uh 2-h 312η∂p ∂φ()∂T ∂φ+-h 312η∂p ∂θ()∂T∂θ=㊀㊀㊀㊀ηU 2JρC p h +h 312ηJρC p ∂p ∂φ()2+∂p∂θ()2éëêêùûúú(7)㊀㊀令p =p p 0,h =h h 0,T =TT 0,无量纲能量方程计算公式为Uh 0h 2-h 03h 3p 012η∂p ∂φ()T 0∂T∂φ+-h 03h 3p 012η∂p ∂θ()㊀㊀㊀㊀T 0∂T ∂θ=ηU 2JρC p h 0h +h 03h 3p 2012ηJρC p ∂p∂φ()2+∂p∂θ()2éëêêùûúú(8)式中,U 为润滑油流动速度;J 为热功当量;ρ为润滑油密度;T 为温度;η为黏度;C p 为润滑油比热容;T 0为环境温度㊂1.3㊀液体动静压球轴承承载力计算㊀㊀轴承的承载能力是轴承静态特性的一个关键指标,其主要受油膜压力和接触面积两个因素的影响㊂采用Simpson 积分法对油膜周向压力和径向压力进行积分,即可得到x ,y ,z 三个方向的承载力为F x =ʏθ2θ1ʏ2π0pR 2sin 2θcos φd φd θF x=ʏθ2θ1ʏ2π0pR 2sin 2θsin φd φd θF z =ʏθ2θ1ʏ2πpR 2sin θcos θd φd θìîíïïïïïïï(9)式中,F x 为球轴承x 方向承载力;F y 为球轴承y 方向承载力;F z 为球轴承z 方向承载力㊂动静压球轴承在x ,y 两个方向的承载力都是径向力,z 方向上的承载力为轴向承载力,径向和轴向的承载合力表达式为F =F 2x +F 2y +F 2z(10)1.4㊀松弛迭代法㊀㊀利用计算机编程,采用有限差分法对方程求得压力P -i ,j ,为了加快计算机计算收敛速度,利用松弛法改善迭代性能,松弛迭代法公式为p (k +1)i ,j =ωp k i ,j +(1-ω)p (k +1)i ,j (11)t (k +1)i ,j =ωt k i ,j +(1-ω)t (k +1)i ,j(12)㊀第45卷第4期薛㊀浩等:液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析927㊀㊀式中,ω为松弛因子,一般取值0~2;k为迭代系数㊂当迭代结果符合收敛准则时,迭代终止㊂采用的收敛准则为δȡ(ðN i=1|p k i-p k-1i|)/ðN i=1p i(13)式中,δ为收敛精度㊂判断迭代结果是否达到足够的精度,δ取值为10-6㊂当迭代精度小于10-7时,迭代终止㊂液体动静压球轴承油膜压力和油膜温度计算流程图如图4所示㊂图4㊀计算流程图Fig.4㊀Flow chart of calculation diagram ㊀表1所示为研究轴承的结构参数和润滑参数㊂表1㊀轴承和润滑液体参数Tab.1㊀Bearing parameter and lubricating oil parameter参数Parameter数值Value轴承半径Bearing radius R/m轴承宽度Bearing width L/(10-3m)0.06 100油膜厚度Oil film thickness h0/m 小孔直径Orifice diameter d/(10-3m)3ˑ10-5 4.0供油压力Supply pressure P s/(105Pa)20流量系数Flow coefficientα0.6液体动力黏度Liquids dynamic viscosityη/(10-5Pa㊃s)65导热系数Thermal conductivity k/[W/(m㊃K)]0.26大气压强Atmospheric pressure P a/MPa0.1润滑油密度Oil densityρ/(kg/m3)890偏心率Eccentricityε0.32㊀承载特性分析㊀㊀承载能力分析是考虑静态条件下供油压力㊁油膜厚度㊁转速对轴承承载能力的影响规律㊂图5表示的是在不同条件下供油压力㊁油膜厚度㊁转速与轴承承载能力的关系㊂图5(a)所示为轴承承载力在不同供油压力下转速对其的影响,当供油压力为2.5MPa时,转速从500r/min增加到4500r/min时,承载力由5303N增加到5319N,说明随着转速的不断增加,承载力呈现略微增大的情况㊂这是因为随着转速的增加,轴承间隙内部的液体流速越高,轴承的动压效应随之增强㊂但由于轴承的承载力主要依靠静压效应,因此转速对承载力的影响并不明显㊂图5(b)所示为轴承承载力在不同供油压力下油膜厚度对其的影响,当供油压力为2.5MPa时,油膜厚度从15μm增加到28μm时,承载力由5672N降低到5200N,说明油膜厚度越小,承载能力就越大㊂这是由于油膜厚度越小,形成的油膜动压效应越强,动压承载能力就越大㊂理论上,轴承的油膜厚度越小越好,考虑到轴承实际加工精度,当主轴系统受到外载荷时,轴承半径间隙过小,轴承和轴颈会发生碰撞㊁磨损现象,导致油膜破裂,增大球轴承磨损损伤㊂因此,在设置轴承工作参数时油膜厚度不宜过小㊂对于图5中不同供油压力下轴承承载力的变化情况,当转速为3000r/min㊁油膜厚度为25μm,供油压力为1.5~ 2.5MPa时,承载力从3241N增加到5313N,轴承承载力随着供油压力的增大而明显增大,这是因为供油压力越大,静压效应越强,承载力越大㊂因此,在考虑选择合适的轴承承载力时需要根据外部载荷的大小选择合适的供油压力㊂㊀928㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图5㊀承载能力曲线Fig.5㊀Curves of load capacity3 轴承温度场分析㊀㊀液体动静压球轴承工作环境温度设置为20ħ,在转速3000r/min㊁偏心率0.3工况下的压力场与温度场分布图,如图6所示㊂图6(a)中由于四个油腔的存在,所以油膜压力呈现不连续的变化,在油腔位置油膜压力出现激增㊂这是由于液压油从油泵流出,经过小孔节流器流入到油腔,油腔可以提供相对比较稳定㊁均匀的油膜压力㊂当㊀㊀润滑油从油腔流入轴承内壁时,油膜压力沿周向和轴向向四周逐渐减小,直至与外界大气压相等㊂由图6(b)分析可知,低温区域主要集中在油腔处,这是由于低温润滑油通过进油孔进入油腔从而对高温润滑油起到了冷却作用,使得油腔区域温升相对较低㊂封油边区域温升较油腔区域更高,最高可达到25.37ħ㊂由于封油边处润滑油缺乏低温润滑油冷却,且封油边的油膜间隙远远小于油腔处的油膜间隙,速度梯度比油腔处更大,所以封油边区域温升最大㊂而轴承运转润滑油向两侧泄油端流动,由于热量的累积,油膜温度逐渐上升㊂最大温升出现在泄油端即子午线方向角两侧边界处,且在流动方向上,最大温度区域出现偏移现象,这是由于润滑油在流动过程中,将全部的油液温度带走,使得泄油端润滑油温度累计增加导致的㊂另外,由图6可以看出,当油腔压力从0.47MPa增加到0.98MPa时,油腔处的温升提高了7.1K,随着油腔压力的增大,油腔温升明显升高,说明油腔温升与油腔压力成正相关性,油腔压力越大,温升越高㊂图6㊀压力温度分布Fig.6㊀Pressure and temperature distribution㊀㊀为了研究油膜厚度和转速对温度分布的影响,在偏心率为0.3㊁供油压力为2MPa的条件下,分别设置速度为1000r/min和3000r/min,油膜厚度为20μm和28μm,计算结果如图7所示㊂由图7可知,当转速为1000r/min时,油膜厚度从28μm减小到20μm时,润滑油膜的最高温升增加了8.96K,当转速为3000r/min时,油膜厚度从28μm减小到20μm时,润滑油膜的最高温升增加了27.69K,由此可以看出,油膜厚度越薄温升越高,当转速较低时,油膜温度变化很小,而随着转速的增加,球轴承封油边的油膜温度峰值出现了急剧升高,温升变化的幅度更加明显㊂在其他参数保持不变的情况下,取偏心率为0.3,油膜厚度为24μm㊁26μm㊁28μm的情况下,液体动静压球轴承转速对油膜温度的影响如图8所示㊂由图8可以看出,当油膜厚度为24μm时,随着转速的增大,油膜最高温度不断增加,转速由2500r/min增加到5000r/min时,温升由33.16K变化到了65.819K,且随着转速的增加温升变化的趋势更加明显,说明转速越大,油膜剪切效应越强,润滑油温升增大越明显㊂由图8还可以看出,当转速为5000r/min时,随着油膜厚度的增大,油膜最高温度不断减小,油膜厚度由24μm增加到28μm时,温升由65.819K变化到了48.426K,且随着油膜厚度的不断增大,润滑油的总体温升仍然有降低的趋势,说明油膜厚度越小,所产生的黏性剪切热越严重,温升加剧㊂因此,在设计液体动静压球轴承时,要考虑转速和油膜厚度对温升的影响,根据参数对球轴承的基本性能影响曲线,综合考虑合理的转速和油膜厚度㊂㊀第45卷第4期薛㊀浩等:液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析929㊀㊀图7㊀温度分布Fig.7㊀Temperaturedistribution图8㊀温升曲线Fig.8㊀Temperature rise curves4㊀算例对比验证㊀㊀KIM B S等[11]利用热电偶对静压轴承不同转速下产生的的温度进行了测量,测量结果如图9所示㊂结果表明,随着转速的增加,前后轴承的温度都有总体上升的趋势,当机器工作6h后转速增加到2860r/min,前后轴承的温度分别增加到38.5ħ和31ħ,与本文算例相比较,二者的趋势接近相同,在图8和图9中得以证明㊂WANG X Z等[12]通过Fluent对不同输入状态下的油膜温度进行了仿真分析,油膜温度云图如图10所示㊂结果表明,最高温度区域出现在偏心位置(最小油膜厚度处),温度从中间向两侧逐渐升高,并随旋转而升高,速度越高,温度一般越高,高温区面积逐渐增图9㊀静压轴承温升与转速的关系Fig.9㊀Relationship between temperature rise ofhydrostatic bearing and rotating speed大扩张㊂与本文研究结果相比较,二者的趋势一致,在图7和图10中得以证明㊂5㊀结论㊀㊀本文针对液体动静压球轴承,建立流体润滑理论数学模型,考虑小孔节流方式及流量连续原理,通过数值求解Reynolds方程和能量方程,分析了油膜压力场分布和温度场分布以及工作参数对液体动静压球轴承的承载力和温升的影响,所得到的结论为液体动静压球轴承的分析与设计提供了一定的理论基础㊂1)采用数值计算方式对液体动静压球轴承的压力场进行了分析,并对压力进行积分得到了轴承的承载能力㊂结果表明,液体动静压球轴承承载力随着转㊀930㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀㊀㊀图10㊀不同转速下油膜温度云图Fig.10㊀Nephogram of the oil flim temperature at different rotating speeds速的增加而略微增加,由于轴承承载力主要依靠静压效应,因此转速对承载力的影响不大;随着油膜厚度的减小,动压效应增强,承载力增大;随着供油压力的增大,轴承的静压效应增强,承载力显著增大㊂2)采用数值计算方式对液体动静压球轴承的温度场进行了分析㊂结果表明,润滑油膜从封油边处开始温度逐渐升高,其中封油边处的温度要比油腔的温度稍高,因为油腔处进油孔流出的低温润滑油对高温润滑油起冷却作用㊂当转速越大时,油膜剪切效应越强,温升也随之增大;当油膜厚度不断减小时,所产生的油膜剪切热更严重,温升更高㊂参考文献(References )[1]㊀黄㊀颖,高㊀华,张超群,等.基于温升引起静压轴承变形的冷却结构优化仿真[J].热加工工艺,2018,47(16):169-172.HUANG Ying,GAO Hua,ZHANG ChaoQun,et al.Optimizationsimulation of cooling structure based on 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轴连轴承温度场分析
t1 , t2 ——表面温度 (t2 >t1) ri , ro ——圆管内外圆半径 1.2 对流换热 对流换热可分为自然对流和强迫对流两种形 式。文中所涉及的对流换热形式均为强制对流换热， 其基本计算公式为
Qcv = kAΔt
(4)
式中 Qcv ——对流换热量 k ——表面传热系数
A ——对流换热面积
Re ——雷诺数， Re = ul /υ u ——流体相对于换热端面的相对流速 λ ——流体热导率 c ——比热容 ρ ——密度 υ ——运动粘度 在计算上述表面传热系数公式时，需针对不同 的换热面采用不同的特征尺寸和雷诺数来计算[9]。 (2) 储油环外圆表面与内部空气之间表面传热 系数公式为[10]
t1
+ 273 100
⎞4 ⎟⎠
−
⎛ ⎜⎝
t2
+ 273 100
⎞4 ⎟⎠
一种轴承温度场测量方法的试验研究
DOI:10.16525/ki.14-1362/n.2019.07.08总第181期2019年第7期Total of 181No.7，2019创新发展收稿日期：2019-05-10第一作者简介：王杏（1987—），女，硕士，工程师，研究方向为轴承试验研究。
一种轴承温度场测量方法的试验研究王杏，杨兵华（中国航发湖南动力机械研究所，湖南株洲412002）摘要：非接触式测量不与被测件直接接触，不破坏待测物体的实际结构，不被待测物污染或腐蚀，正在成为运动物体温度测量的重要方法。
阐述了对轴承非接触式温度场测量进行试验的方案，分析了该试验的步骤，研究这次试验的结果，希望对轴承温度场测量有一定帮助。
关键词：航空轴承；非接触式；温度场；试验中图分类号：TH133文献标识码：A文章编号：2095-0748（2019）07-0017-02现代工业经济和信息化Modern Industrial Economy and Informationization 引言现阶段分析轴承温度场的常用方法有实验法、热网格法和有限元法[1]；而从结果的获取方式上看，可以分为理论计算和直接测量两种方式。
理论计算一般会基于一定的理想条件假设，计算结果会与实际数值有一定的差异，因此基于理论计算的结果精度有待提高；而直接测量技术有多维度、高精度及直观性等优点，成为研究轴承摩擦生热温度场更直接有效的方法。
按照测量方式可分为接触式测量和非接触式测量。
1试验方案用于本次非接触式温度场测试的轴承为一套带挡边的双半内圈角接触列球轴承。
试验转接段采用简支梁结构[2]，由试验轴承和陪试轴承充当两支点轴承，中间两套径向加载轴承。
两支点轴承安装在轴承座上，轴承座固定在试验箱体上。
箱体后端采用开放结构，放置在箱体外侧的温度场测量系统的红外测温仪观测窗口正对后端的试验轴承端面进行温度场测试。
转接段通过电机带动，弹簧压盖挤压衬套内弹簧产生轴向力传递给试验轴承，径向力通过径向油缸加载。
高速机床轴承温升分析及试验研究
2023年 第47卷 第9期Journal of Mechanical Transmission 高速机床轴承温升分析及试验研究李江山1，2袁勇3 郝大庆2 陈后清2 张占立1（1 河南科技大学 机电工程学院， 河南 洛阳 471003）（2 洛阳轴承研究所有限公司， 河南 洛阳 471039）（3 南京晨光集团有限责任公司， 江苏 南京 210006）摘要 高速机床中的轴承摩擦热会引起滚动体变形、“烧轴”等现象，进而导致轴承疲劳寿命降低，影响设备正常运行。
以高速角接触球轴承7003C 为例，在高速角接触球轴承拟静力学分析的基础上，对轴承进行受力分析。
利用局部法建立轴承的摩擦功耗计算模型；在传热学的基础上分析轴承系统传热，建立热传递模型；利用有限元软件建立轴承系统温升模型并进行温升仿真，分析转速、轴向力、润滑油温度对轴承系统温升的影响规律。
最后，设计温升试验并与理论仿真进行了对比验证。
结果表明，轴承转速增加、轴向力增大均会使轴承系统温升增加，钢球处温升最高，其次是内圈，最后是外圈；润滑油温度对轴承系统温度变化有重要作用。
利用高速轴承温升试验机对轴承外圈温度进行试验研究，试验结果与仿真计算结果最大误差率为11.66%，验证了理论计算与模型仿真的合理性，为研究轴承疲劳寿命提供了一定参考。
关键词 角接触球轴承 拟静力学 生热量 温升模型 温升试验Analysis and Experimental Study on Bearing Temperature Rise of High SpeedMachine ToolsLi Jiangshan 1，2Yuan Yong 3 Hao Daqing 2 Chen Houqing 2 Zhang Zhanli 1（1 School of Mechatronics Engineering, Henan University of Science and Technology, Luoyang 471003, China ）（2 Luoyang Bearing Research Institute Co., Ltd., Luoyang 471039, China ）（3 Nanjing Chenguang Group Co., Ltd., Nanjing 210006, China ）Abstract In high-speed machine tools, the friction heat of bearings will cause the deformation of the roll⁃ing body and the "burning shaft", which will reduce the fatigue life of bearings and affect the normal operation of equipment. Taking high-speed angular contact ball bearing 7003C as an example, based on the quasi-static analysis of high-speed angular contact ball bearings, the force analysis of the bearing is carried out, and the fric⁃tion power calculation model of the bearing is established by using the local method. Based on the heat transfer theory, the heat transfer model of the bearing system is established. The temperature rise model of the bearing system is established and simulated by using the finite element software, and the effects of rotational speed, axialforce and lubricating oil temperature on the temperature rise of the bearing system are analyzed. Finally, the tem⁃perature rise test is designed and compared with the theoretical simulation. The results show that the tempera⁃ture rise of the bearing system increases with the increase of the bearing speed and the axial force, and the tem⁃perature rise is the highest at the steel ball, followed by the inner ring, and finally the outer ring. Lubricating oil temperature plays an important role in bearing system temperature changes. The maximum error rate between the test results and the simulation results is 11.66%, which verifies the rationality of the theoretical calculation and the model simulation, and provides some reference value for the study of bearing fatigue life.Key words Angular contact ball bearing Quasi-statics Heat generation Temperature rise modelTemperature rise test文章编号：1004-2539（2023）09-0129-08DOI ：10.16578/j.issn.1004.2539.2023.09.018129第47卷0 引言现代装备逐步向高速、重载等方向发展，对轴承性能提出了更高要求[1]。
轴承的振动检查和温度检查
轴承的振动检查和温度检查引言概述：轴承是机械设备中常见的关键部件，其正常运行对设备的性能和寿命至关重要。
为了确保轴承的正常工作状态，振动检查和温度检查是必不可少的手段。
本文将详细介绍轴承振动检查和温度检查的重要性，以及实施这两种检查的方法和技巧。
一、轴承振动检查1.1 振动检查的重要性轴承振动是轴承故障的常见表现之一，可以提前发现潜在的故障，并采取相应的维修措施，避免设备损坏和生产事故发生。
1.2 振动检查的方法（1）使用振动检测仪：通过在轴承上安装振动检测仪，可以实时监测轴承的振动情况，并记录振动数据供后续分析使用。
（2）分析振动频谱：将振动信号转化为频谱图，可以准确判断轴承的运行状态，例如是否存在滚珠脱落、内外圈损伤等故障。
1.3 振动检查的技巧（1）定期检查：根据设备的使用情况和工作环境，制定合理的检查计划，定期进行振动检查，并及时记录和分析振动数据。
（2）对照分析：将不同时间段的振动数据进行对照分析，可以判断轴承的运行状态是否正常，是否存在潜在故障。
二、轴承温度检查2.1 温度检查的重要性轴承温度是判断轴承工作状态和润滑情况的重要指标，过高的温度可能导致润滑不良、轴承损坏等问题，因此温度检查是轴承维护的重要环节。
2.2 温度检查的方法（1）接触测温法：使用红外线测温仪或者接触式温度计，直接测量轴承的表面温度。
（2）浸入式温度探头法：将温度探头浸入润滑油中，测量轴承内部的温度。
2.3 温度检查的技巧（1）正常温度范围：根据轴承的类型和使用条件，了解轴承的正常工作温度范围，并进行比对判断。
（2）注意环境因素：在进行温度检查时，要考虑环境温度、润滑油的种类和质量等因素对温度的影响。
三、振动检查与温度检查的关联3.1 振动与温度的关系轴承振动和温度之间存在一定的关联性，当轴承发生故障时，振动和温度通常会同时浮现异常，通过综合分析振动和温度数据，可以更准确地判断轴承的工作状态。
3.2 综合分析方法可以将振动和温度数据进行综合分析，例如通过建立故障诊断模型，将振动和温度数据输入模型，得出轴承的健康状态和寿命预测。
轴承系统温度场分析
— f。 、 — f
:、
无 : 、 a 、
f
轴承节圆直 径 综 合载荷 轴 向载荷 常数
三 、 热 流 网 络模 拟与方 程 求 解
根据以 上分析原理 , 可实现 计算机热流 网 络模拟 首 。 先按 轴承 系 统 的温 度 分布 特点 , 将 其 分 为一 些 温 度 小 区域 , 对 每个 小 区域进 行 编 号 , 由小 区域 间热 流 的 传递方式 来 确 定 网络形式 。
,
、
一,
,
、
式中
—流体 的鲁 塞 尔数
— 与
流体 的导 热 系数
—特征 尺寸
—对流 面 积
— ,
壁 面温 度
— 了
流体温 度
对于强迫对流 , 一
·
,
对 于 自然 对 流 , 一
尸,
·
《轴 承 》
式中
— 、
、
、
刀 、
常数
,
— 尸, — G , — 3. 辐射 换 热
流 体雷诺数 流 体 普 朗特数 流体 葛拉 晓夫 数
辐 射换 热 的热 流 量计 算公 式 为
H,‘ =
一 7 a 。尹S ( 7 , 2 ‘
,, ‘ )
— 式 中 a
辐 射常 数
。
物 体黑 度
— S
辐 射面积
— 尹
辐射角 因子
— 4.轴 承发 热率
(10)
轴承 中 的 发 热 主 要 是 由摩 擦 所 引 起 的 ,
而摩 擦存 在于 所有 接触处 及流 体搅 拌 中 。 计 算这 些 摩 擦 力 常 用两 种 做 法 , 一 是 通过 轴 承
分析轴承 温 升需 要 将轴承 、轴和 座 等作 为 统一 系 统来考 虑 。 在 这个 系 统 中存 在 的散 热 形式 有热传 导 、热 对流和 热辐射 。在 热对 流 中又 包含 有强 迫对 流 和 自然对流 。 因此这 是 一个很 复 杂的 传热 系 统 。 以 往对 这种 系统 只 能 作 一 些 简单 分析 随 。 着 计 算技 术的 发 展 , 数 值 分 析方 法得 到 了广 泛 应 用 。 如 差 分 法〔‘ 有 、 限 元 法川 及 边界 元 法阁 等, 但这些 方法 大 都 适用 于单 一形 式 的传 热场 合 , 如 热传导 。 对于 多种 传热 方式 并存的 场合 应用这 些方 法 往往 有 较大 的 困 难 。 文 献 「」中介绍 一种热 流 网 络
基于ANSYS的高速角接触球轴承温度场分析_刘晓卫_王崴_王庆力
轴承旋转中心的固定坐标系； x'，y'，z' — x 轴与球轴 承轴线 平 行、原 点 为 球 的 中 心 随 球 公 转 的 坐 标 系； o'u —球的自转轴； β — o'u 轴与平面 x'o'y' 的夹角；
β' — o'u 轴在平面 x'o'y' 的投影与 x' 轴的夹角； ψ —
球的位置角； ω —球轴承内圈的绝对角速度； ωm —球
+
ωＲ ωi
sinβcosαi
+ sinαi） ωi
式中： r'i —纯滚动点的内圈滚道沟曲率半径； αi —球
与内圈的接触角； ωsi —球与内圈滚道接触的自旋角
速度。
同理，球与外圈滚道的接触运动分析可得：
ωＲ =
Dm 2
+
ro ' cosαo
ωo ro'（ cosβcosβ'cosαo + sinβsinαo）
收稿日期： 2014 － 06 － 14 * 基金项目： 国家科技支撑计划项目（ 2012BAH32F07）
作者简介： 刘晓卫（ 1973—） ，男，陕西三原县人，空军工程大学讲师，博士，研究方向为数字化设计与仿真，（ E － mail） 815451029@ qq． com。
·14· 如图 1 所示。
（ Air and Missile Defense College，Air Force Engineering University，Xi'an 710051，China） Abstract： Aiming at the deficiency of the research fatigue life of high speed angular contact ball bearings under different conditions，the kinematics of angular contact ball bearing w as analyzed； the kinematics parameters w ere acquired based on the theory of quasi statics． Then the friction torque and total heat output w ere calculated． A complete finite element parametric model of angular contact ball bearing w as established to get bearing temperature field． The effect of rotational speed and load on the temperature field of rolling bearing w as studied． The motorized spindle temperature test results show ed that temperature field calculation results w ere in good agreement w ith test results，so FEM analysis can be applied to the engineering practice． Key words： angular contact ball bearing； temperature field； contact analysis； ANSYS
超低温高速重载球轴承试验器流场分析及优化
超低温高速重载球轴承试验器流场分析及优化超低温高速重载球轴承试验器流场分析及优化摘要：本文针对超低温高速重载球轴承试验器的流场问题进行分析与优化。
通过数值模拟方法，研究了不同工作条件下流场的变化规律，发现存在一些流动异常的区域，并通过优化措施进行流场改善。
结果表明，在优化后的流场条件下，试验器的流体运动更加稳定，能够更好地满足实验要求，提高试验数据的准确性和可靠性。
1. 引言球轴承是机械装置中常用的一种零部件，广泛应用于各个行业。
在球轴承的设计和制造过程中，试验是必不可少的环节，通过试验可以验证轴承性能，并为后续工程提供参考依据。
由于球轴承在工作过程中要承受大的载荷和高的转速，需要具备良好的润滑和散热性能。
为了更好地模拟实际工作条件，超低温高速重载球轴承试验器被设计出来。
该试验器可以模拟极端恶劣的工作环境，为轴承的设计和研发提供准确的实验数据。
然而，在实际应用过程中，球轴承试验器的流场存在着一些问题，影响了其工作效果和准确性。
2. 流场分析2.1 数值模拟方法为了研究球轴承试验器中的流场变化规律，我们采用了数值模拟方法。
该方法可以通过计算流体动力学（CFD）软件对流场进行详细的分析和计算。
在模拟过程中，我们考虑了试验器工作时球轴承的转速、载荷和温度等因素对流场的影响。
2.2 流场变化规律通过数值模拟，我们得到了球轴承试验器中的流场变化规律。
在高速重载条件下，流体的速度分布不均匀，存在一些高速和低速区域。
同时，由于试验器的结构和转动部件的存在，流场中存在一些异常的涡旋和回流现象，对试验结果的准确性造成了一定的影响。
3. 流场优化为了改善试验器的流场状态，提高试验数据的准确性和可靠性，我们针对流场中存在的问题，提出了一系列的优化措施。
3.1 结构优化首先，我们通过对试验器的结构进行调整，减小了转动部件对流体运动的干扰。
同时，在进、出口处增加导流板，以减小流动的湍流程度，提高流体的稳定性。
3.2 润滑优化由于球轴承试验器工作条件的特殊性，润滑对流场的影响非常重要。
轴承试验数据分析系统的实现及应用
变 量 Ｙ之 间 的 近似 函数 关 系 表达 式 （ 又称 经 验 公 式 或数 学模 型 ） － （ ， 可 以用 图形方 式 直 观 Ｙ－ ） 并 ｆ
地 显示 出来 。
｛
Ｉ ￣ｖ ｔ ｂ ｉ ｌ 中生成试验数据结果 ａａ Ｉ 图形文件并显示
单一 的软件往 往不 能完 全满 足 实 际工作 中对数 据
处理 和分析 的需要 。下 面介 绍一 种 在轴 承试 验 中 使用 多种软 件 进行 混 合 应 用 及 编 程 ， 现 对 试 验 实 数据方便 地进 行输入 、 分析 和处理 的方法 。
｛
ｌ 输入／ 选择魂ｊ鲫 盎 处理方式 ｉ Ｉ （ 包括数据插值网格密度、拟合方式、 ｌ 显示方式 等）
中 图分 类 号 ：Ｈ１３ ３ Ｔ ３ ． 文 献 标 志 码 ： Ｂ 文 章 编 号 ：００— ７ ２ ２ １ ） ３— ０ ６— ４ １０ ３６ （ ０ １ ０ ０５ ０
如何方 便 快捷 地处 理 和分 析 试 验 数 据 ， 找 寻 其 内在 规律 并 直 观地 显 示 出来 ， 于 试 验 工 作 有 对 着重要 的 意 义 。 随着 计 算 机 软 件 技 术 的 飞 速 发 展， 各类 工具 软 件 已广 泛 应 用 于现 代 科 学 的各 个
｛
ｌ Ｖ ｉ Ｅ ｃｌ Ｂ￣ ｘ ｅ和Ｍａｌｂ ｔａ 将试验
ｌ 编 程 原 理
通 常情况 下 ， 过 试 验 测 量 所 得 到 的 目标 数 通
Ｉ
数据文件转化为 。 ｍ文件
｛
ＩⅥ瑚稠Ｍ ｌｂ 宴ａ，初始化绘图环境 ｌ Ｉ 并执行． 文件 ｍ
据Ｙ 的值与多种 因素 有关 ， 因此 Ｙ的数值是离 散 的。在很 多应 用 领 域 中 ， 时常 需 要 根 据 这 些 又
航空发动机主轴_轴承系统温度场分析_郑学普
[6 ]
( 4)
其中 Re =
1. 5 热辐射
Dw v
[6 ]
轴承发热而向周围形成热辐射的计算公式为 -8 4 4 Q = 5. 73 ×10 ε S (θ - θ 1 )
1. 6 轴承摩察生热模型
[7 ]
( 5)
高速圆柱滚动轴承的热是由油膜内粘滞剪切产生 , 通过润滑剂的对流或滚动体和滚道的传导而 [1 ] 被带走 。摩擦力矩 M 可根据文献 [ 1 ] 中的方法计算 ,而摩擦功耗可由下式计算 -4 ( 6) Q = 1. 047 ×10 nM
第1 期
郑学普等 : 航空发动机主轴 - 轴承系统温度场分析
・3 3 ・
4 结论
本文在航空发动机主轴 - 轴承系统发热 、 传热分析基础上 ,利用热路网络热流量平衡原理 ,建立了 相应的热平衡方程组 。 试验验证 ,本文建立的航空发动机主轴 - 轴承系统温度场分析数学模型具有很高的可靠性 ,所选节 点温度的理论计算结果与实验结果的误差均小于 1. 2 % ,完全适用于一般的主轴 - 轴承系统温度场理 论计算与分析 。 参考文献 :
1. 2 圆筒壁的导热
( 1)
当圆筒壁的长度远大于其直径时 ,通过圆筒壁的导热量可按下式计算 π λ 2 l (θ 2 - θ 1) Q = d2 2. 3lg
d1
[6 ]
( 2)
θ θ 式中 1 、 2 为圆筒长度方向两个不同位置的温度 , ℃。
1. 3 转盘强迫对流
此种热对流是指由转盘转动引起流体对流换热 ,其热流量计算公式为 Νu λ θ Q =π fR( w - θ f)
3 1. 5
[6 ]
( 3)
式中 N u = 0. 4 ( Re + Gr )
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基于试验法对球轴承温度场进行数据分析
张海鹏１，２，３，赵俊宏１，２，３，申志新１，２，３，谷运龙１，２，３，孟鸿超１，２，３
ＤａｔａＡｎａｌｙｓｉｓｏｎＴｅｍｐｅｒａｔｕｒｅＦｉｅｌｄｏｆＢａｌｌＢｅａｒｉｎｇｓＢａｓｅｄｏｎＴｅｓｔＭｅｔｈｏｄ
ＺＨＡＮＧＨａｉｐｅｎｇ１，２，３，ＺＨＡＯＪｕｎｈｏｎｇ１，２，３，ＳＨＥＮＺｈｉｘｉｎｇ１，２，３，ＧＵＹｕｎｌｏｎｇ１，２，３，ＭＥＮＧＨｏｎｇｃｈａｏ１，２，３
（１．ＬｕｏｙａｎｇＢｅａｒｉｎｇＲｅｓｅａｒｃｈＩｎｓｔｉｔｕｔｅＣｏ．，Ｌｔｄ．，Ｌｕｏｙａｎｇ４７１０３９，Ｃｈｉｎａ；２．ＨｅｎａｎＫｅｙＬａｂｏｒａｔｏｒｙｏｆＨｉｇｈＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ＢｅａｒｉｎｇＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｌｕｏｙａｎｇ４７１０３９，Ｃｈｉｎａ；３．ＳｔｒａｔｅｇｉｃＡｌｌｉａｎｃｅｆｏｒＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙＩｎｎｏｖａｔｉｏｎ ｉｎＲｏｌｌｉｎｇＢｅａｒｉｎｇＩｎｄｕｓｔｒｙ，Ｌｕｏｙａｎｇ４７１０３９，Ｃｈｉｎａ）
触点、内 圈、球、外 圈 沟 道 与 球 接 触 点、外 圈、轴 承 座的顺序依次降低；文献［４］建立了考虑结合面接 触热阻的角 接 触 球 轴 承 热 传 递 的 模 型，对 比 了 考 虑接触热阻和不考虑接触热阻情况下角接触球轴 承温度场的分布情况；文献［５］运用等效热网格法 和有限元法对轴承温度场进行分析。根据理论分 析可知，轴承温度场大致分布情况为：滚道中心温 度高于轴承 端 面，承 载 滚 动 体 与 滚 道 中 心 接 触 应 力大，是发热集中区，温度高于非承载区。现通过 试验测量轴承温度，对数据进行整理分析，并与理 论温度场分布进行对比。
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅｄｅｅｐｇｒｏｏｖｅｂａｌｌｂｅａｒｉｎｇｓａｒｅｉｍｐｒｏｖｅｄａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｒｕｌｅｓｆｏｒｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｆｉｅｌｄ． Ａｔｅｓｔｔｏｏｌｉｎｇｉｓｄｅｓｉｇｎｅｄｆｏｒｔｅｓｔｓｙｓｔｅｍｏｆｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｏｆｔｈｅｂｅａｒｉｎｇｓ．Ｔｈｅｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｄａｔａｏｆｒｅｐｒｅｓｅｎｔａｔｉｖｅｐｏｓｉｔｉｏｎ ｏｎｔｅｓｔｂａｌｌｂｅａｒｉｎｇｓｉｓｃｏｌｌｅｃｔｅｄ，ｐｒｏｃｅｓｓｅｄａｎｄａｎａｌｙｚｅｄ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｅｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｔｒｅｎｄｏｆｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｆｉｅｌｄｉｓｓｉｍｉｌａｒｔｏｔｈａｔｏｆｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌａｎａｌｙｓｉｓｒｅｓｕｌｔ，ａｎｄｔｈｅｖａｌｉｄｉｔｙｏｆｔｈｅｏｒｙａｎａｌｙｓｉｓｏｆｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｆｉｅｌｄｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆ ｔｈｅｂｅａｒｉｎｇｓｉｓｖｅｒｉｆｉｅｄ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｄｅｅｐｇｒｏｏｖｅｂａｌｌｂｅａｒｉｎｇ；ｔｅｓｔｔｏｏｌｉｎｇ；ｄａｔａａｃｑｕｉｓｉｔｉｏｎ
１ 试验方法及设备
以 ６２０８深沟球轴承为试验对象，轴承外圈固定， 内圈旋转。采用 Ｐｔ１００温度传感器测量轴承温度， 其精度高，稳定性好，耐腐蚀，是中低温区（－２００～ ６００℃）应用最广的温度检测器。在外圈端面中心
·３４·
《轴承》２０１９．№．４
位置铣 ２个宽 ８ｍｍ、深 ３ｍｍ的缺口，将 ２个温度 传感器分别嵌入缺口中（图 １），相比传统测温杆形 式，这种安装方式具有灵敏度高，无温差等优点。
施加轴向载荷，润滑系统通过两侧直径为 １ｍｍ的 喷油嘴对 ３套轴承（两侧为试验轴承，中间为陪试 轴承 ＮＵ２０８圆柱滚子轴承）进行润滑。电主轴通 过联轴节驱动试验工装主轴和轴承内圈转动。
图 １ 轴承模型 Ｆｉｇ．１ Ｍｏｄｅｌｏｆｂｅａｒｉｎｇ
为了验证 理 论 分 析 的 结 论，在 轴 承 非 承 载 区 （水平线上半部分）侧面安装 ３个温度传感器（Ｐ１， Ｐ３，Ｐ４），在承载区（水平线下半部分）侧面安装 Ｐ２ 温度传感器，由于沟道中心温度不方便测试，用试 １、试 ２（温度传感器测头直接接触滚道中心对应外 圈外表面位置）温度代替沟道中心温度，传感器具 体安装方位图如图 ２所示。
（１．洛阳轴承研究所有限公司，河南 洛阳 ４７１０３９；２．河南省高性能轴承技术重点实验室， 河南 洛阳 ４７１０３９；３．滚动轴承产业技术创新战略联盟，河南 洛阳 ４７１０３９）
摘要：根据轴承温度场理论分布规律对深沟球轴承进行改造，设计轴承温度测试系统试验工装，对试验轴承代 表位置的温度进行采集、数据处理和分析。结果表明，试验温度场分布趋势与理论分析结果相似，验证了轴承 温度场分布理论分析的正确性。 关键词：深沟球轴承；试验工装；数据采集 中图分类号：ＴＨ１３３２０１９）０４－００３３－０３
收稿日期：２０１８－０６－０４；修回日期：２０１８－１０－２６ 基金项目：重点产业共性关键技术创新专项重点研发项目 （ｃｓｔｓ２０１７ｚｄｃｙｚｄｙｆｘ０１０１） 作者简介：张 海 鹏 （１９９２—），男，助 理 工 程 师，主 要 从 事 轴 承试验及试验机开发工作，Ｅ－ｍａｉｌ：８７９７４３１６０＠ｑｑ．ｃｏｍ。
轴承的 安 装 配 合、游 隙、润 滑 方 式、工 况 等 影 响轴承的温 升 与 温 度 分 布 状 态，轴 承 的 温 度 分 布 状态与其承载区域和润滑油流体边界等有关。因 此，了解轴承 温 度 分 布 状 态 有 利 于 合 理 设 计 和 正 确使用轴承，提高其性能和寿命，也可以为轴承系 统故障和 失 效 分 析 提 供 依 据。 目 前，很 多 学 者 采 用理论 计 算 或 软 件 仿 真 对 轴 承 温 度 场 进 行 了 分 析。文献［１］基于摩擦学和传热学理论，建立了滚 动轴承稳态温度场分布；文献［２］利用热传模型和 热流网络原理分析了轴承温度场分布；文献［３］在 对轴承传热进行分析的基础上，利用 ＡＮＳＹＳ软件 仿 真得出在任意截面上，温度按内圈沟道与球接