機(jī)械設(shè)計 滑動軸承3

§12-7液體動力潤滑徑向滑動軸承設(shè)計計算1流體動力潤滑的基本方程2徑向滑動軸承形成流體動力潤滑的過程3徑向滑動軸承的主要幾何關(guān)系4徑向滑動軸承工作能力計算5液體動壓徑向軸承參數(shù)的選擇1流體動力潤滑的基本方程

對流體平衡方程（Navier－Stokes方程）作如下假設(shè)，以便得到簡化形式的流體動力平衡方程。這些假設(shè)條件是：◆流體為牛頓流體，即?！袅黧w的流動是層流，即層與層之間沒有物質(zhì)和能量的交換；◆忽略壓力對流體粘度的影響，實(shí)際上粘度隨壓力的增高而增加；◆略去慣性力及重力的影響，故所研究的單元體為靜平衡狀態(tài)或勻速直線運(yùn)動，且只有表面力作用于單元體上；◆流體不可壓縮，故流體中沒有“洞”可以“吸收”流質(zhì)；◆流體中的壓力在各流體層之間保持為常數(shù)。

在以上假設(shè)下，從兩平板所構(gòu)成的楔形空間中，取某一層液體的一部分作為單元體，通過建立平衡方程和給定邊界條件，可得一維雷諾方程：h在圖示模型中取單元體yzxFv取楔效應(yīng)分析模型進(jìn)一步分析，并建立坐標(biāo)系如圖，設(shè)潤滑油在z方向不流動，即平板z方向尺寸為無窮大。對單元體列x方向力的平衡方程式：解方程得：若對y求導(dǎo)，并引入動力粘度η，得到：該式表明：壓力沿x方向的變化與速度沿y方向的變化之間的關(guān)系。u分析：①油層速度分布上式可改寫為積分得：若將邊界條件：y=0時u=V，y=h時u=0代入得：可見，在兩板間隙中，任意一點(diǎn)的速度都由兩部分組成：一部分為剪切流，在y方向呈線性分布；另一部分為壓力流，在y方向呈拋物線分布。uuu②潤滑油的流量（求任意間隙為h的截面處z方向單位寬度面積的流量）3

設(shè)某一間隙為h0的截面上，速度呈三角形分布，在速度公式中的后一項(xiàng)為0，即p/x=0，那么，壓力p在h=h0處獲得最大值。此處流量為：另根據(jù)油流動的連續(xù)3整理得到流體動力潤滑的一維方程，即一維雷諾方程：性，流經(jīng)各截面的流量相等，有:從雷諾方程可知，油膜壓力的變化與η、v、h及油膜厚度的變化量（h-h0）有關(guān)。P——油膜壓力η——潤滑油的粘度v——表面滑動速度h——油膜厚度h0

——對應(yīng)最大壓力處的油膜厚度①作相對運(yùn)動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙。②兩表面必須有一定的相對滑動速度，而且運(yùn)動方向必須從間隙的大口指向小口。③潤滑油必須有一定的粘度，且供油充分。液體動壓潤滑（形成動壓油膜）形成的必要條件為：試分析下圖所示四種摩擦副，在摩擦面間哪些摩擦副不能形成油膜壓力，為什么?(v為相對運(yùn)動速度，油有一定的粘度。)2徑向滑動軸承形成流體動力潤滑的過程間隙配合，軸承的孔徑D和軸頸的直徑d①收斂的楔形間隙②兩表面有一定的相對滑動速度v③潤滑油供油充分3徑向滑動軸承的主要幾何關(guān)系②半徑間隙

=R-r=⊿/2③相對間隙=⊿/d=/r①直徑間隙⊿=D–d以O(shè)為原點(diǎn)，以O(shè)O1為極軸，建立極坐標(biāo)系r和d分別為軸頸的半徑和直徑。R和D分別為軸承的半徑和直徑。④偏心距eOO1=e⑤偏心率x=e/δ⑥任意位置的油膜厚度h⑧最小油膜厚度hmin⑦最大壓力處油膜厚度h0∴⑨軸承的包角α⑩承載區(qū)⑴軸承的承載量計算和承載量系數(shù)雷諾方程用極坐標(biāo)表示：令dx=rd，V=r，將h,h0代入4徑向滑動軸承工作能力計算若對雷諾方程從油膜起始角φ1到任意角φ積分，可以得到油膜的壓力大小。油膜的壓力表達(dá)式：以上壓力僅只有與外載荷方向一致的分力才能抵抗外載荷：該分量為：PφPφy對整個承載區(qū)域進(jìn)行積分，得到軸承單位寬度上的油膜承載力：將py乘以軸承寬度就得到軸承承載量，考慮到其他因素影響，在?角和距軸承中線為Z處的油膜壓力為：這樣，有限長軸承總承載量為：積分、并經(jīng)整理后得到：其中：承載量系數(shù)F——外載荷，N；η——油在平均溫度下的粘度，N·s/m2。

B——軸承寬度，m；v——圓周速度，m/s。

Cp——承載量系數(shù)，與軸承包角α，寬徑比B/d和偏心率χ有關(guān)。

——相對間隙⑵最小油膜厚度hmin的確定由前面已知：在其他條件不變時，hmin越小，x越大，軸承承載能力越大。但由于軸承表面粗糙度、軸的剛度、軸承與軸徑的幾何形狀誤差等限制，只有當(dāng)時，才能確保軸承能處于液體摩擦狀態(tài)。其中對于一般軸承可取為3.2μm和6.3μm，1.6μm和3.2μm。對于重要軸承可取為0.8μm和1.6μm，或0.2μm和0.4μm。⑶軸承的熱平衡計算目的：計算油的溫升Δt，并將其限制在一定范圍內(nèi)計算準(zhǔn)則：單位時間內(nèi)軸承摩擦所產(chǎn)生的熱量Q等于同時間內(nèi)流動的油所帶走的熱量Q1與軸承散發(fā)的熱量Q2之和。即：解方程并整理得到油的溫升Δt：—潤滑油流量系數(shù)①平均溫度：一般從軸承入口到出口溫度逐漸升高，各處粘度也不同，軸承承載能力計算時，常采用平均溫度：

②應(yīng)用：

1）事先給定tm；2）計算Δt；3）校核油的入口溫度ti

5液體動壓徑向軸承參數(shù)的選擇寬徑比一般在0.3~1.5，一般，高速重載時取較小值，低速重載時取較大值，高速輕載時取較小值，剛性要求較高時取較小值。當(dāng)寬徑比取值越小時，運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性好、散熱能力越強(qiáng)，但承載能力減小。⑴寬徑比機(jī)器名稱B/d汽輪機(jī)、鼓風(fēng)機(jī)0.3-1電動機(jī)、發(fā)動機(jī)、離心泵、齒輪變速器0.6-1.5機(jī)床、拖拉機(jī)0.8-1.2軋鋼機(jī)0.6-0.9⑵相對間隙ψ根據(jù)軸頸轉(zhuǎn)速n用經(jīng)驗(yàn)公式初選：機(jī)器名稱ψ汽輪機(jī)、電動機(jī)、齒輪變速器0.001-0.002鼓風(fēng)機(jī)、離心泵0.001-0.003機(jī)床、內(nèi)燃機(jī)0.0002-0.00125軋鋼機(jī)、鐵路車輛0.0002-0.0015⑶粘度η一般根據(jù)平均溫度選取。設(shè)計時，先設(shè)定tm，然后初選η，進(jìn)行初步設(shè)計計算。最后通過熱平衡驗(yàn)算軸承入口溫度ti是否在35~45°C，否則應(yīng)重新選擇粘度η不同的潤滑油再計算。計算步驟：按軸徑轉(zhuǎn)速初估η′計算運(yùn)動粘度υ′選定平均溫度tm參照手冊選定油的牌號查資料，重新確定tm時的運(yùn)動粘度和動力粘度驗(yàn)算潤滑油的入口溫度ti

液體動力潤滑徑向滑動軸承的設(shè)計計算思路已知條件（徑向載荷F，軸頸轉(zhuǎn)速n及軸頸直徑d）選擇軸承材料、軸承參數(shù)(B/d、ψ、η)計算并驗(yàn)算最小油膜厚度熱平衡計算，使選配合，結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)束其中要計算Cp，來查出x失效形式與設(shè)計準(zhǔn)則失效形式：磨損設(shè)計準(zhǔn)則：

液體動力潤滑徑向滑動軸承的設(shè)計過程１．已知條件：外加徑向載荷F(N)，軸頸轉(zhuǎn)速n(r/min)及軸頸直徑d(mm)。２．設(shè)計及驗(yàn)算：保證在平均油溫tm下hmin≥[h]驗(yàn)算溫升選擇軸承材料，驗(yàn)算p、v、pv。選擇軸承參數(shù)，如軸承寬度(B)、相對間隙(ψ)和潤滑油(η)。計算承載量系數(shù)(Cp)并查表確定偏心率(χ)。計算最小油膜厚度(hmin)和許用油膜厚度([h])。計算軸承與軸頸的摩擦系數(shù)(f)。計算軸承溫升(Δt)和潤滑油入口平均溫度(ti

)。根據(jù)寬徑比(B/d)和偏心率(χ)查取潤滑油流量系數(shù)。極限工作能力校核根據(jù)直徑間隙(Δ)，選擇配合及軸承和軸頸的尺寸公差。根據(jù)最大間隙(Δmax)和最小間隙(Δmin)，校核軸