軸承的熱平衡計算

1、軸承的熱平衡計算軸承工作時，摩擦功耗將轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃?，使?jié)櫥蜏囟壬?。如果油的平均溫度超過計算承載能力時所假定的數(shù)值，則軸承 承載能力就要降低。因此要計算油的溫升 t,并將其限制在允 許的范圍內(nèi)。軸承運轉(zhuǎn)中達到熱平衡狀態(tài)的條件是：單位時間內(nèi)軸承摩擦所產(chǎn)生的熱量H等于同時間內(nèi)流動的油所帶走的熱量 H1與軸承散發(fā)的熱量H2之和，即打=用+為軸承中的熱量是由摩擦損失的功轉(zhuǎn)變而來的。因此，每秒鐘在軸承中產(chǎn)生的熱量H為H部由流出的油帶走的熱量H1為式中：Q耗油量，按耗油量系數(shù)求出，血;P-國滑油的密度，對礦物油為 850900kg/】；c潤滑油的比熱容，對礦物油為16752090J/(kg C)；t0油的

2、出口溫度，C；ti油的入口溫度，通常由于冷卻設備的限制，取為 3540 C。除了潤滑油帶走的熱量以外，還可以由軸承的金屬表面通過傳導和輻射把一部分熱量散發(fā)到周圍介質(zhì)中去。這部分熱量 與軸承的散熱表面的面積、空氣流動速度等有關，彳艮難精確計算。因此，通常采用近似計算。若以 H2代表這部分熱量，并 以油的出口溫度t0代表軸承溫度，油的入口溫度代表周圍介質(zhì) 的溫度，則："州蹈-£）'式中a為軸承的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，隨軸承結構的散熱條件而 定。對于輕型結構的軸承，或周圍介質(zhì)溫度高和難于散熱的環(huán) 境（如軋鋼機軸承）,取 e50（，K）;中型結構或一般通 風條件，取as= 80/叭

3、;在良好冷卻條件下（如周圍介質(zhì) 溫度很低，軸承附近有其它特殊用途的水冷或氣冷的冷卻設備） 工作的重型軸承，可取 a尸140/M M/）。熱平衡時，H = H1 + H2,即 朝叫-饑* *瑚D于是得出為了達到熱平衡而必須的潤滑油溫度差的:式中：Q研&'耗油量系數(shù)，無量綱數(shù)，可根據(jù)軸承的寬徑比B /d及偏心率Z由圖查出。/ - + 0.55/f摩擦系數(shù)，其計算公式為儼P，式中E為隨軸承寬徑比而變化的系數(shù)，對于 B/d<1的軸承。； B/d>l時，E= 1; 3為軸頸角速度，單位為rad/ s, B、d的單位為mm; p為軸承的平均壓力，單位為 Pa;門為 滑油的動力粘

4、度，單位為Pas； - fj i' _ L KjJ TThi -H L 1! ，p*L"<l>*<->L-n -_ I 7 '',HL_一_-"Lkt JThf w.1二-一 一"1 -aF*"1 Tv71" yvi jp_ J1 1j.-二' ji,-I 1i柱油量系數(shù)線(指速度供油的供油量)Cl J3J Ol 1 (k (J, 6 q, 7 u用上式只是求出了平均溫度差，實際上軸承上各點的溫度是 不相同的。潤滑油從入口到流出軸承，溫度逐漸升高，因而在 軸承中不同之處的油的粘度也將不同。

5、研究結果表明，在利用 承載量系數(shù)公式9 rjax/B2 邛閽計算軸承的承載能力時，可以采用潤滑油平均溫度時的粘度。潤滑油的平均溫度tm=(ti+t0)/2，而溫升t=t0-ti,所以潤滑油 的平均溫度tm按下式計算：r為了保證軸承的承載能力，建議平均溫度不超過75 Co設計時，通常是先給定平均溫度tm,按上式求出的溫升 t來校核油的入口溫度ti,即h =im 若ti>3540C,則表示軸承熱平衡易于建立，軸承的承載 能力尚未用盡。此時應降低給定的平均溫度，并允許適當?shù)丶?大軸瓦及軸頸的表面粗糙度，再行計算。若ti<3540 C ,則表不軸承不易達到熱平衡狀態(tài)。此時需 加大間隙，并適當?shù)亟档洼S承及軸頸的表面粗糙度， 再作計算 此外要說明的是，軸承的熱平衡計算中的耗油量僅考慮了速度 供油量，即由旋轉(zhuǎn)軸頸從油槽帶入軸承間隙的熱量，忽略了油 泵供油時，油