一种滚子轴承环下润滑轴承腔内热场特性研究方法

摘要

本发明属于轴承温度场计算技术领域，具体涉及一种滚子轴承环下润滑轴承腔内热场特性研究方法。构建轴承内圈油槽模型和轴承腔内模型；改变供油量和轴承转速，对轴承内圈油槽模型施加某一供油量和轴承转速，利用轴承转速计算轴承的摩擦生热量，将轴承的摩擦生热量分配给对应边界的生热量，以进行仿真，从而得到相应的进油口流量与油相分布数据；将进油口流量与油相分布数据施加至轴承腔内模型进行轴承腔内油‑气两相流的热场仿真，计算得到轴承腔内各种温升，得到不同供油量和轴承转速下的轴承腔内总温升情况，以对滚子轴承环下润滑轴承腔内热场特性进行研究。因此，解决了现有技术中热场的特性研究无法准确分析环下润滑轴承腔内热场特性的问题。

说明书

技术领域

本发明属于轴承温度场计算技术领域，具体涉及一种滚子轴承环下润滑轴承腔内热场特性研究方法。

背景技术

高速圆柱滚子轴承作为一种常见的标准机械零件，广泛应用于航空发动机中。近年来，随着航空发动机的转速逐渐提高，其内部轴承的热负荷也越来越高，这就对轴承的润滑方式和润滑效率提出了新的挑战。环下润滑是通过在轴承内圈开孔的方式，利用轴承运转时的离心力，将润滑油甩到轴承内部的一种润滑方式，相对于传统的喷油润滑方式用油量相对较少，润滑油更易于到达润滑部位，润滑和冷却效果更好。环下润滑时轴承腔内温度受到多种因素的影响，比如环下油槽、转速、供油量等，它们会以不同的方式影响轴承的润滑效率以及运行时的温度。因此，开展环下润滑圆柱滚子轴承腔内油气两相流的热场特性研究，以提升航空发动机主轴轴承润滑效率，以及改善轴承发热是一项重要的研究工作。

但是目前国内外研究主要集中于对油气润滑、喷油润滑等常规润滑方式的内部流场和热场的计算和实验和对环下供油流道的设计与实验等，但是这些实验方式并不完全适用于环下润滑，无法实现对环下润滑轴承腔内热场特性研究；而且环下润滑轴承腔内的温度分布特性以及影响因素和规律尚不明确，尚无一个有效的方法来实现对环下润滑轴承腔内热场特性研究，从而无法准确分析其热场特性，无法为高速圆柱滚子轴承环下润滑设计提供有效指导。

发明内容

本发明的目的在于提供一种滚子轴承环下润滑轴承腔内热场特性研究方法，用以解决现有技术中的特性研究方法无法准确分析环下润滑轴承腔内热场特性的问题。

为解决上述技术问题，本发明所提供的技术方案以及技术方案对应的有益效果如下：

本发明的一种滚子轴承环下润滑轴承腔内热场特性研究方法，包括以下步骤：

S1.构建N个循环周期的轴承内圈油槽模型，所述轴承内圈油槽模型包括进油口和供油口，所述进油口处边界设置为压力出口，所述轴承内圈油槽模型的供油口处设置为速度入口；构建与轴承内圈油槽模型相同周期角度的轴承腔内模型，包括进油口，所述轴承腔内模型的进油口对应所述轴承内圈油槽模型的进油口，所述轴承腔内模型的进油口为速度入口；所述循环周期为油槽的周期性分布的单个周期；

S2.对所述轴承内圈油槽模型施加某一供油量和轴承转速，利用轴承转速计算轴承的摩擦生热量，将轴承的摩擦生热量分配给对应边界的生热量，以进行仿真，从而得到相应的进油口流量与油相分布数据；

S3.将所述进油口流量与油相分布数据施加至所述轴承腔内模型进行轴承腔内油-气两相流的热场仿真，计算得到轴承腔内各种温升；

S4.改变供油量和/或轴承转速，重复步骤S2～S3，得到不同供油量和轴承转速下的轴承腔内总温升情况，以对滚子轴承环下润滑轴承腔内热场特性进行研究。

上述技术方案的有益效果为：本发明分别建立了圆柱滚子轴承内圈油槽模型和轴承腔内模型，分别改变转速或者供油量，对所述轴承内圈油槽模型施加某一供油量和轴承转速，利用轴承转速计算轴承的摩擦生热量，将轴承的摩擦生热量分配给对应边界的生热量，以进行仿真，得到进油口流量与油相分布数据，并将这些数据带入到轴承腔内模型进行轴承腔内油-气两相流的热场仿真，将得到轴承腔内温升结果。本发明计算了转速和供油量对轴承腔内总温升的影响，进而分析轴承转速、供油量对轴承腔内温升的影响规律，反映了轴承腔内的实际特性且模型结构简单。因此，本发明对高速圆柱滚子轴承环下润滑设计提供了参考依据。另一方面，由于本发明主要是获得轴承腔内较为准确的进油量，所以不再对环下润滑的整个供油流道进行建模，只对轴承内圈油槽进行建模计算，从而在保证研究效果的基础上简化了模型结构。

进一步地，所述各种温升包括：总温升、轴承摩擦温升和环间润滑油粘性剪切温升。

上述技术方案的有益效果为：本发明计算了转速和供油量对轴承腔内总温升的影响，并分别计算了轴承摩擦温升和环间润滑油粘性剪切温升，以及二者对轴承总温升的影响规律和影响程度。结果表明：轴承供油量一定时，轴承转速越高，轴承内部组件摩擦加剧，轴承腔内润滑油受到的粘性剪切力增大，摩擦、粘性温升均升高；轴承转速一定时，由于油量增加造成的润滑油粘性剪切温升的增加和冷却效果的提高，在油量较低时前者高于后者，随后两者逐渐持平，粘性温升先下降然后维持在一定水平，轴承摩擦温升降低。该研究对高速圆柱滚子轴承环下润滑设计提供了参考依据。

进一步地，所述总温升＝所述轴承摩擦温升+所述环间润滑油粘性剪切温升。

进一步地，步骤S2中所述对应边界的生热量包括分别分配给轴承内圈、外圈和滚子接触表面的生热量，且将所述摩擦生热量按1：1：2的比例分配给轴承内圈、外圈和滚子接触表面。

进一步地，N＝1；1个循环周期为48°，所述轴承内圈油槽模型包括1个供油口和2个进油口，所述轴承腔内模型也取48°为一周期。

进一步地，将进油口完全经过一个滚子转动的角度数记为一个转动周期，相应经过的范围划分为多个转动范围，在每一个转动范围内设置一个温度测量位置，获取进油口在每一个温度测量位置的温度，最后对得到的多个温度进行加权平均得到所述轴承腔内温度。

上述技术方案的有益效果为：对于轴承腔流体计算模型，由于环下润滑时进油口与滚子的相对位置在不断发生变化，所以通过对多个不同位置的温度进行计算，将得到的结果进行加权平均之后作为最终温度结果，以得到更精确地温度数据。

进一步地，所述多个转动范围为3个转动范围，所述轴承腔内温度T为：

其中，T

进一步地，在对轴承腔内油-气两相流的热场进行仿真过程中，需将轴承滚子和内外圈的接触面设置为热源，其余壁面设置相应的对流换热系数。

进一步地，在进行轴承腔内油-气两相流的热场仿真前还需要设置边界条件；所述边界条件包括轴承内圈、外圈和滚子的边界热流密度；内圈热流密度q

式中：S

进一步地，所述轴承内圈油槽模型的其余壁面设置为旋转壁面，所述旋转壁面旋转速度为内圈转速；所述轴承腔内模型设置外圈为静止壁面，内圈为旋转壁面，滚动体设置为旋转壁面并考虑其自转，保持架为旋转壁面。

附图说明

图1-1是本发明方法实施例的内圈油槽建模区域示意图；

图1-2是本发明方法实施例的内圈油槽建模区域三维透视图；

图2是本发明方法实施例的内圈油槽模型示意图；

图3-1是本发明方法实施例的轴承腔内模型立体示意图；

图3-2是本发明方法实施例的轴承腔内模型截面示意图；

图4是本发明方法实施例的计算位置示意图；

图5是本发明方法实施例中供油量为9.7L/min，不同转速时内圈油槽的计算云图；

图6-1是本发明方法实施例的5.7L/min供油量下轴承内外圈、滚子油相分布示意图；

图6-2是本发明方法实施例的9.7L/min供油量下轴承内外圈、滚子油相分布示意图；

图6-3是本发明方法实施例的13.7L/min供油量下轴承内外圈、滚子油相分布示意图；

图7-1是本发明方法实施例的5.7L/min供油量下轴承腔内润滑油温度流线图；

图7-2是本发明方法实施例的9.7L/min供油量下轴承腔内润滑油温度流线图；

图7-3是本发明方法实施例的13.7L/min供油量下轴承腔内润滑油温度流线图；

图8是本发明方法实施例的供油量对轴承腔内温升的影响示意图；

图9是本发明方法实施例的供油量对粘性、摩擦温升占总温升比例的影响示意图；

图10-1是本发明方法实施例的10000r/min转速下轴承内外圈、滚子油相分布示意图；

图10-2是本发明方法实施例的14000r/min转速下轴承内外圈、滚子油相分布示意图；

图10-3是本发明方法实施例的18000r/min转速下轴承内外圈、滚子油相分布示意图；

图11是本发明方法实施例的转速对轴承腔内温升的影响示意图；

图12是本发明方法实施例的转速对粘性、摩擦温升占总温升比例的影响示意图。

图中：1.轴承腔建模区域；2.轴承内圈油槽建模区域；3.滚子；4.油槽；5.外圈；6.内圈；7.轴承内圈油槽模型的进油口；8.轴承内圈油槽模型的供油口；9.周期性边界；101.第一温度测量位置；102.第二温度测量位置；103.第三温度测量位置；11.轴承腔内模型的进油口。

具体实施方式

本发明根据实验所能测得的数据作为边界条件对轴承腔内的温升进行了数值模拟。具体地，本发明分别建立了圆柱滚子轴承内圈油槽模型和轴承腔内的油气两相流模型(轴承腔内模型)，通过轴承内圈油槽模型得到进油口流量与油相分布，并将这些数据带入到轴承腔内模型进行计算，对于轴承腔内模型，由于环下润滑时进油口与滚子的相对位置在不断发生变化，所以通过对多个不同位置进行计算，将得到的结果进行加权平均之后作为最终结果。本发明计算了转速和供油量对轴承腔内总温升的影响，并分别计算了轴承摩擦温升和环间润滑油粘性剪切温升，以及二者对轴承总温升的影响规律和影响程度。

下面结合实施例对本发明进行详细说明。

方法实施例：

下面先对本发明仿真实验中的轴承生热和传热进行分析。

1.轴承生热量计算。

下面结合轴承生热对轴承生热量计算进行说明。

轴承的温升主要来自于轴承内部组件的摩擦生热以及环间润滑油的粘性剪切生热。在不考虑磨损的情况下对于轴承的摩擦生热量，本发明采用整体法进行计算，整体法是由瑞典工程师palmgern根据大量实验数据推导得到，通过计算出整个轴承的摩擦力矩并乘以转速得到轴承的生热量。表1为圆柱滚子轴承的基本参数。

表1圆柱滚子轴承基本参数

对轴承摩擦生热量的计算为：

1)润滑产生的摩擦力矩

当vn≥2000时，

当vn≤2000时，

式中：M

2)载荷产生的摩擦力矩

M

式中：f

可计算得到总摩擦力矩为：

M＝M

轴承的摩擦生热量为：

N＝1.05×10

式中：n为轴承转速，r/min。

利用fluent软件来分析轴承腔内油-气两相流的热场，则需要算出对应边界的的生热量，由于本发明采用整体法进行生热计算，所以将计算出的摩擦生热量按1：1的比例分配给生热量相比于轴承其他部位较高的内圈、外圈和滚子接触表面，并除以对应的面积得到。对于生热量较少的如保持架与滚子以及保持架子与轴承内外圈的摩擦等不再单独施加生热。边界热流密度可由下式得出：

式中：q

由于圆柱滚子轴承只能承受径向力，本发明计算了在承受5000N径向力时，不同转速下轴承的生热状态，如表2所示：

表2不同转速下轴承的生热状态

下面结合轴承传热分析进行说明。

2.轴承传热分析。

轴承腔内流场温度分布不均匀，根据热力学第二定律，由于温差的存在，则必定有热量的转移，并且温度总是由高温物体向低温物体传递。轴承腔内温度传递主要分为三个部分：热辐射、热传导和热对流。因为轴承腔内各个元件距离很近，所以可以忽略热辐射所传递的热量。

1)热传导：

滚动轴承中，热传导主要在轴承各个部件，以及部件之间产生，滚动轴承的热传导满足傅里叶定律，热流密度q：

式中：K为热导系数，单位为w/(m·K)；

2)热对流：

滚动轴承工作时，对流换热主要发生在轴承各个部件和与其接触的空气、润滑油之间。轴承部件与其接触的润滑油之间的对流换热系数为：

α

式中：Re为润滑油的雷诺数；Pr为润滑油的普朗特数。

轴承部件与周围空气之间的对流换热系数可以用多项式来拟合：

α

式中：u为旋转线速度，单位为m/s。

根据上述计算得到的内圈、外圈和滚子的边界热流密度、热流密度、轴承部件与周围空气之间的对流换热系数、轴承部件与其接触的润滑油之间的对流换热系数，在fluent软件里对应设置边界条件。热流密度即为生热量，施加到滚子、内外圈与滚子的接触面上；对流换热系数施加到内圈与外界空气接触处。

本发明整体处理流程为：首先使用solid works建模，其次使用space claim进行前处理；然后使用fluent meshing画网格；最后导入fluent计算。

下面结合附图和步骤进行对本发明进行详细说明。

S1.构建N个循环周期的轴承内圈油槽模型，轴承内圈油槽模型包括轴承内圈油槽模型的进油口7和轴承内圈油槽模型的供油口8，轴承内圈油槽模型的进油口7处边界设置为压力出口，轴承内圈油槽模型的供油口8处设置为速度入口；构建与轴承内圈油槽模型相同周期角度的轴承腔内模型，包括轴承腔内模型的进油口11，轴承腔内模型的进油口11对应轴承内圈油槽模型的进油口7，轴承腔内模型的进油口11为速度入口；循环周期为油槽的周期性分布的单个周期。

具体地，对于环下润滑来说，环下进油口所进油量是根据多种因素决定的，不像传统润滑方式一样可以精确控制进油量，所以很有必要对轴承供油流道进行建模来计算离心力作用下环下进油口的进油量以及油相分布。由于本发明主要是获得轴承腔内较为准确的进油量，所以不再对环下润滑的整个供油流道进行建模，只对轴承内圈油槽进行建模计算。本发明所取建模区域包括轴承腔建模区域1和轴承内圈油槽建模区域2，如下图1-1、图1-2所示，本发明主要针对轴承腔内和内圈油槽的流体域进行分析，所以建模区域中只包含流体域不包含固体域。

由于沿轴承圆周方向，油槽4为周期性分布，选择单个循环周期进行建模，轴承中含有30个滚子，15个进油口，所以取4个滚子3，2个供油口为一个循环周期，一个循环周期为48°，并对其设置周期性边界9进行计算。轴承内圈油槽模型如下图2所示。其中轴承内圈油槽模型的进油口7处边界设置为压力出口，并与轴承腔内压力保持连续性；轴承内圈油槽模型的供油口8处设置为速度入口，并按周期分配供油量；其余壁面设置为旋转壁面，其旋转速度为内圈转速，相关计算参数如表3。

表3计算参数

相对应的轴承腔内模型也取48°为一周期，考虑到轴承旋转部件运动的复杂性，计算采用多重参考系模型。轴承腔内模型如图3-1、图3-2所示，轴承腔内模型的进油口11对应轴承内圈油槽模型的进油口7，设置外圈5为静止壁面，内圈6为旋转壁面，轴承腔内模型的进油口11为速度入口，滚动体设置为旋转壁面并考虑其自转，保持架为旋转壁面，轴承腔两侧与外界接触部位设置为压力出口。分别将滚子3和内外圈的接触面设置为热源，其余壁面设置相应的对流传热系数。针对环下润滑时轴承腔内模型的进油口11与滚子3的相对位置在不断改变，将轴承腔内模型的进油口11完全经过一个滚子看作一个转动周期，轴承腔内模型的进油口11完全经过一个滚子3转动12°，根据滚子3与轴承腔内模型的进油口11相对位置不同以及经过所需时间将这一转动周期分为三部分(转动范围)，分别为5°、2°、5°，如图4所示，每个部分设置一个温度测量位置。分别计算轴承腔内模型的进油口11在这三个位置时的温度，三个位置分别为第一温度测量位置101、第二温度测量位置102和第三温度测量位置103。最后对得到的三个温度进行加权平均得到最后的温度。最终温度计算表达式为：

式中：T为轴承腔内温度(最终温度)，单位为K；T

总之，将轴承腔内模型的进油口11完全经过一个滚子3转动的角度数记为一个转动周期，相应经过的范围划分为多个转动范围，在每一个转动范围内设置一个温度测量位置，获取进油口在每一个温度测量位置的温度，最后对得到的多个温度进行加权平均得到所述轴承腔内温度其他实施例中，将该转动周期也可以分别为4°、4°、4°或者为4°、5°、3°等三部分，总之3个测量位置，轴承腔内温度T为：

其中，T

在其他实施方式中根据滚子与供油口相对位置不同以及经过所需时间也可以将这一转动周期分为四部分，设置4个测量位置，轴承腔内温度T为：

其中，T

S2.对轴承内圈油槽模型施加某一供油量和轴承转速，利用轴承转速计算轴承的摩擦生热量，将轴承的摩擦生热量分配给对应边界的生热量，以进行仿真，从而得到相应的进油口流量与油相分布数据；改变供油量或者轴承转速，重复仿真实验，得到不同的进油口流量与油相分布数据。

图5为供油量为9.7L/min，不同转速时内圈油槽的计算云图，表4为换算过后的供油口油口1、2的油相分布(油相体积分数)和油流速度，表5转速为14000r/min，不同供油量时供油口1、2的油相分布和油流速度。随着转速的升高，内圈油槽内润滑油分布越不均匀，润滑油越来越集中于某一侧供油口，这一现象随着供油量的增加有所改善。这是因为由于惯性，润滑油的转动滞后于内圈转动，当内圈转速越快时，这种滞后体现的越为明显，导致润滑油集中在某一侧供油口，并且转速越快时，润滑油受到的内圈油槽壁面的推力也越大，所以润滑油会快速从逆于内圈转动方向较近的供油口流出，并且由于单侧周向油槽的存在，润滑油的流动方向更倾向接近于单侧周向油槽的供油口，从而造成了这种现象。但是一个供油口的流量是有限的，当供油量增加时，将会有更多的油流到下一个供油口，从而改善这种现象。

表4供油量9.7L/min时供油口流速、油相表

表5转速14000r/min时供油口流速、油相表

S3.将进油口流量与油相分布数据施加至所述轴承腔内模型进行轴承腔内油-气两相流的热场仿真，计算得到轴承腔内各种温升。

S4.使用S2中不同供油量和不同轴承转速下的进油口流量与油相分布数据，重复步骤S3，得到不同供油量和轴承转速下的轴承腔内总温升情况，以对滚子轴承环下润滑轴承腔内热场特性进行研究。

取目前实验条件测得的温度作为边界条件，根据内圈油槽计算所得供油口流速和油相，将其施加到轴承腔内模型中，计算了不同转速和不同供油量时轴承的总温升、摩擦温升、润滑油粘性剪切温升。总温升＝轴承摩擦温升+环间润滑油粘性剪切温升；轴承摩擦温升：由施加摩擦热且不施加粘性热的模型减去不施加摩擦热且不施加粘性热的模型得到；环间润滑油粘性剪切温升：由施加摩擦热且施加粘性热的模型减去施加摩擦热且不施加粘性热的模型得到。

转速为14000r/min时不同供油量下轴承内外圈、滚子的油相分布如图6-1、图6-2、图6-3所示，其中左侧刻度表示为油相体积分数，为了更易于看到轴承腔内的情况，云图中只显示了部分内外圈与滚子的油相分布情况。供油量在较低水平时，两个进油口油液分布不均匀，导致润滑油在轴承腔内分布不均匀，聚集在某一侧，这个现象随着供油量的增加有所改善，而且随着供油量的增加润滑油更易到达润滑部位，供油量在9.7L/min以上时，轴承润滑部位都已有一定量的润滑油分布。轴承腔内润滑油温度流线图如图7-1、图7-2、图7-3所示，供油量低于9.7L/min时随着供油量的增加，轴承腔内油液流线明显由稀疏变稠密，轴承腔内油液体积分数有明显提高，温度明显降低；高于9.7L/min时，轴承腔内油液体积分数提升不明显，温度降低不明显，说明环下润滑供油量达到一定量之后再增加供油量不能明显提高轴承的润滑和冷却性能。从图7-1、图7-2、图7-3可知，在供油量较低时，对润滑油粘性剪切生热来说，润滑油温度较高的部位主要分布在滚子周围油量较少区域，这是因为滚子周围润滑油流速较高，润滑油受到的粘性剪切力更大，随着油量的增加带来的冷却效果的提高，这些高温区域逐渐减少。

转速为14000r/min时供油量对轴承腔内温升的影响如图8，随着供油量的增加，冷却效果提高，轴承腔内总温升降低；转速不变，轴承摩擦生热量不变，由于供油量在9.7L/min以上时再增加供油量对轴承的冷却效果提升不大，摩擦温升降低且降低速度更慢；润滑油粘性剪切温升先降低然后保持在一定水平；这是由于润滑油受到剪切力而产生的粘性温升和润滑油冷却带来的温降在供油量在较低水平时前者占主要，当供油量逐渐增加两者渐渐持平而造成的。

润滑油粘性剪切温升与摩擦温升之间的比例如图9所示，对总温升来说，润滑油粘性剪切温升仍然占主要部分，由于随着供油量的增加润滑油粘性剪切温升保持在一定水平，摩擦温升降低且降速变缓，两者占总温升的比例逐渐趋于一个定值。

供油量为9.7L/min时不同转速下轴承内外圈、滚子的油相分布如图10-1、图10-2和图10-3所示。供油量一定时，随着转速的增加，轴承腔内气流运动加剧，压力分布不均匀，加上润滑油受到滚子自转的影响，导致润滑油更难到达润滑部位。供油量为9.7L/min时转速对轴承腔内温升的影响如图11。随着转速的增加外圈和滚子表面附着的润滑油逐渐减少，润滑和冷却效果降低，所以摩擦温升升高，另外转速的增加使得润滑油受到的粘性剪切力增加，润滑油粘性剪切生热升高，相对应的总温升升高。

对总温升来说，润滑油粘性剪切温升所占比例要大于摩擦温升，如图12所示，而且这个比例随着转速的升高越来越大，结合图10-1、图10-2和图10-3可知，这是因为随着转速的升高，润滑油更难到达润滑部位，滚子和内外圈接触部位的润滑油减少，冷却效果降低，结合前文所得润滑油受到剪切力而产生的粘性温升和润滑油冷却带来的温降在油量在较低水平时前者占主要的结论可知，润滑油粘性剪切温升升高更快。

通过对环下润滑圆柱滚子轴承内圈油槽和腔内模型的热分析可得到如下结论：

(1)环下润滑圆柱滚子轴承两侧环下供油口润滑油流量不均匀，供油量一定时，转速越高分布越不均匀，且供油口流量不均匀时，轴承腔内相应位置的油相分布也不均匀，这一现象随着供油量的增加有所改善。

(2)轴承供油量一定时，随着转速增加，润滑油难以到达润滑部位，轴承腔内总温升升高；轴承转速一定时，供油量在9.7L/min以下时，随着供油量的增加轴承腔内油液体积分数增加较快，总温升降低明显，供油量在9.7L/min以上时，随着供油量的增加轴承腔内油液体积分数增加变慢，总温升降低幅度变缓。

(3)轴承腔内的总温升受到摩擦温升和润滑油粘性剪切温升的影响，供油量一定时摩擦温升和粘性温升随着转速的增加而升高；转速一定时摩擦温升随着供油量的增加而降低，粘性温升先降低然后维持在一定水平。

(4)轴承腔内总温升中，润滑油粘性剪切温升占主要部分，粘性温升占总温升的比例随着转速和供油量的增加而增加，摩擦温升则相反。

本发明分别建立了圆柱滚子轴承内圈油槽模型和轴承腔内模型，分别改变转速或者供油量，对所述轴承内圈油槽模型施加某一供油量和轴承转速，利用轴承转速计算轴承的摩擦生热量，将轴承的摩擦生热量分配给对应边界的生热量，以进行仿真，得到进油口流量与油相分布数据，并将这些数据带入到轴承腔内模型进行轴承腔内油-气两相流的热场仿真，将得到轴承腔内温升结果。本发明计算了转速和供油量对轴承腔内总温升的影响，进而分析轴承转速、供油量对轴承腔内温升的影响规律，反映了轴承腔内的实际特性且模型结构简单。因此，本发明对高速圆柱滚子轴承环下润滑设计提供了参考依据。另一方面，由于本发明主要是获得轴承腔内较为准确的进油量，所以不再对环下润滑的整个供油流道进行建模，只对轴承内圈油槽进行建模计算，从而在保证研究效果的基础上简化了模型结构。由于轴承腔内温度很难实验测得，所以本发明根据实验所能测得的数据作为边界条件对轴承腔内的温升进行了数值模拟，具有很大的参考价值。