流体动力润滑要点解析.ppt

四、轴承设计中的参数选择 5、轴承温度 轴承工作时，油膜各处的温度是不同的，通常认为轴承温度等于油膜的平均温度。平均温度的计算是否准确，直接影响粘度的大小，平均温度过低，则粘度较大，算出的承载能力就偏高，反之则承载能力偏低。一般平均温度tb介于进油温度ti和出油温度tc之间。 故可取轴承温度tb=ti+k△t，系数k取为0.8，即 tb=ti+0.8△t tb不宜大于75℃，ti常取为35~40℃(最高不超过50℃)，出油温度不大于65~70℃。 §5-5 径向轴承 在流体动压润滑轴承中，径向轴承应用最广，如图 (a)所示，它是由固定的轴承及在轴承内转动的轴颈构成。轴承的内径比轴径大0.1％~0.2％，形成间隙c=R1－R2。间隙内充满润滑油，当轴旋转并承载时，轴颈中心O1下移e，轴承中心O1和轴颈中心O2连心线与载荷方向作用线偏转一个角度Ψ(称为偏位角)，这就构成了收敛间隙，形成流体动压力以支承载荷。本节只研究受稳定载荷作用下的径向轴承。 一、几何关系 运用Reynolds方程时，首先 要通过x坐标(在轴颈轴承中通 过θ)来表示油膜厚度h0。 图中，轴承中心为O1，轴颈 中心为O2，中心距O1O2为偏心距e，半径间隙c=R1-R2。并定义ε=e/c为偏心率，ε为变量。 径向轴承的一切理论计算都以此为依据，当轴和轴承同心时，ε=0；轴和轴承接触时，ε=1。 一、几何关系 延长中心连线O1O2交于E及F点，E点为最大油膜厚度的位置，即hmax=c+e，角坐标θ从该点量起。F点为最小油膜厚度位置，即hmin=c-e，而主要问题就是要确定最小油膜厚度的大小和位置。显然，只要确定偏位角Ψ及偏心率ε，问题就可以得到解决。 一、几何关系 由几何关系： 由于ε=e/c，则有： 最小油膜厚度hmin在θ=π处，这时cosθ=-1，即 根据ε的定义，当ε=1时，hmin=0；ε=0时，hmin=c(最大值)。 二、短轴承 Ocuirk于1953年提出长径比L/D＜0.25的短轴承，计算结果较精确。而一般采用L/D≈0.5~0.8，只有在重载低速时才加大轴承长度L，此时其发热量也增大。 二、短轴承 1、压力方程 应用无限短轴承近似法，压力方程为： 对于径向轴承 则： 将上式代人方程得： 二、短轴承 短径向轴承的承载量可以通过对轴承周围压力进行积分求得，边界条件为θ=0时，压力为零。 如图所示，在与中心连线成θ角处的任一微小扇形面积(Rdθdz)上，压应力为p，力为pRdθdz，力沿着连心线方向的分力为pRdθdycosθ，沿其垂直方向的分力为pRdθdzsinθ，因此，沿连心线方向的总分力Wx为： 2、载荷 二、短轴承 沿连心线方向的总分力FWx为： 而沿着连心线垂直方向的总分力FWy为： 2、载荷 二、短轴承 整理并略去上、下限，得： θ和z项已经分离，可以对其分别求积分，其中： 2、载荷 二、短轴承 因此有： 显然，与轴上载荷相平衡的总合力为： 式中： FW——总载荷； U——轴的表面速度；η——粘度；c——半径间隙； L——轴承的轴向长度；ε——偏心率。 2、载荷 二、短轴承 由于 ，将上式移项整理得： 将式左边的分子分母乘以R2，并写成2R=D，则： 令 称Δ为Sommerfeld变量，代人上式得 Sommerfeld变量是一个无量纲参数，表示径向轴承的承载能力。式表明，若给定任何ε值(通常选择ε=0.6)，则Δ的容许值随L/D值而变化。 2、载荷 二、短轴承 最小油膜厚度的位置由偏位角Ψ确定，如图所示，载荷W的作用线为基准线，FW和连心线之间的夹角Ψ可用下列关系式求得： 将已经求得的Fwx和FWy代人并整理得： 分析上述ε，Δ，Ψ之间的关系，其一般规律是ε增大(最小油膜厚度减小)及Δ增大(承载能力增大)时，Ψ减小。ε可以在设计时先假定，据此求出承载量，或根据已知载荷及其他参数求解ε，再根据上式计算Ψ。 3、偏位角 二、短轴承 4、油的流量 轴承中最重要的是补偿流量，即总端泄量，就是抽吸到轴承中以注满轴承的油量。 根据式中dx=Rdθ，则周向流量： 即补偿流量由压力流量及速度流量两部分组成。 在短轴承理论中， ，故上式中只剩下第一项。总的补偿流量Q就是人口处油流入的流量和出口处油流出的流量之差，即： 二、短轴承 5、摩擦力 轴颈表面的摩擦力为： 根据短轴承理