液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算

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1、§13—5液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算一、动压油膜和液体摩擦状态的建立过程　　流体动力润滑的工作过程：起动、不稳定运转、稳定运转三个阶段　　起始时n=0，轴颈与轴承孔在最下方位置接触1、起动时，由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿孔内壁向右上方爬开。2、不稳定运转阶段，随转速上升，进入油楔腔内油逐渐增多，形成压力油膜，把轴颈浮起推向左下方。（由图b→图c）3、稳定运转阶段（图d）：油压与外载F平衡时，轴颈部稳定在某一位置上运转。转速越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。（但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力）　　图13－12向心轴承动压油膜形成过程从上述

2、分析可以得出动压轴承形成动压油膜的必要条件是（1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形（2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度vs，其运动方向必须使润滑从大口流进，小口流出。（3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。v越大，η越大，油膜承载能力越高。实际轴承的附加约束条件：压力pv值速度最小油膜厚度温升二、最小油膜厚度hmin　　1、几何关系　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　图13－13径向滑动轴承的几何参数和油压分布O—轴颈中心，O1—轴承中心，起始位置F与OO1重合，轴颈直径-d，轴承孔直径D∴直径间隙：（13-6-1）半径间隙：（13-6）相对间隙：（13-7）偏心

3、距：（13-8）偏心率：（13-9）以OO1为极轴，任意截面处相对于极轴位置为φ处对应油膜厚度为h，（13-10）h的推导：在中，根据余弦定律可得（13-11）略去高阶微量，再引入半径间隙，并两端开方得（13-12）三.流体动力润滑基本方程（雷诺方程）流体动力润滑基本方程（雷诺方程）是根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后简化而得的。假设条件是：1）忽略压力对润滑油粘度的影响；2）流体为粘性流体；3）流体不可压缩，并作层流；4）流体膜中压力沿膜厚方向是不变的；2）略去惯性力和重力的影响。可以得出：∴（13-13）一维雷诺流体动力润滑方程上式对x取偏导数可得（13-14）若

4、再考虑润滑油沿Z方向的流动，则（13-15）二维雷诺流体动力润滑方程式四、最小油膜厚度由中可看出油压的变化与润滑油的粘度、表面滑动速度和油膜厚度的变化有关，利用该式可求出油膜中各点的压力p，全部油膜压力之和即为油膜的承载能力。根据一维雷诺方程式，将及h和h0的表达式代入，即得到极坐标形式的雷诺方程为：（13-16）将上式从压力区起始角φ1至任意角φ进行积分，得任意极角φ处的压力，即（13-17）而压力Pφ在外载荷方向上的分量为（13-18）（13-19）（13-20）（13-21）V——轴颈圆周线速度m/s；L——轴承宽；η——动力粘度Pa.S；　　Fr——外载，N；　　Cp——承载

5、量系数—见下表5，数值积分方法求得。　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　表13－3　　Cp是轴颈在轴承中位置的函数　　Cp取决于轴承包角α，编心率x和宽径比L/dα一定时，Cp、α、ε、L/d，hmin越小（ε越大），L/d越大，Cp越大，轴承的承载能力Fr越大。实际工作时，随外载F变化hmin随之变化，油膜压力发生变化，最终油膜压力使轴颈在新的位置上与外载保持新的平衡。hmin受轴瓦和轴颈表面粗糙度的限制使之油膜不致破坏，hmin不能小于轴颈与轴瓦表面粗糙度十点高度之和。（13-22）式中，RZ1，RZ2——分别为轴颈表面和轴孔表面微观不平度十点高度K——安全系数，考虑几何形

6、状误差和零件变形及安装误差等因素而取的安全系数，通常取K≥2RZ1，RZ2应根据加工方法参考有关手册确定。一般常取，式（13-6-18）加流体动力润滑的三个基本条件，即成为形成流体动力润滑的充分必要条件。五、轴承的热平衡计算1、轴承中的摩擦与功耗由牛顿粘性定律：油层中摩擦力　　（13-23）——轴颈表面积∴摩擦系数：（13-24）——特性系数，∴f是的函数。实际工作时摩擦力与摩擦系数要稍大一些，∴f要修正　　　　　　　　　　　　　　　　（13-25）ζ——随轴承宽径比L/d变化的系数，　p——轴承平均比压Pα；ω——轴颈角速度，rad/s；η——润滑油的动力粘度Pa.；——相对间隙摩

7、擦功耗引起轴承单位时间内的发热量HH=fFV　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（13-26）2、轴承耗油量进入轴承的润滑油总流量QQ=Q1+Q2+Q3≈Q1——m3/s　　　　　　　　　　　　　　　（13-27）Q1——承载区端泄流量——与p、油槽孔、尺寸、包角等轴承结构尺寸因素有关，较难计算Q2——非承载区端泄流量Q3——轴瓦供油槽两端流出的附加流量不可忽略实际使用时——引入流量（耗油）系数与偏心率ε和宽径比L/d关系曲线——如下图。图13－