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液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算

§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）?

??从上述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

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/d

α?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≥2

RZ1，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

摩擦功耗引起轴承单位时间内的发热量H

H=fFV?（13-26）

2、轴承耗油量

进入轴承的润滑油总流量Q

Q=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13－14润滑油油量系数线图

3、轴承温升

控制温升的目的：

工作时摩擦功耗→热量→温度↑→η?↓→间隙改变，使轴承的承载能力下降；另温升过高→会使金属软化→发生抱轴事故，∴要控制温升。

热平衡时条件：单位时间内摩擦产生的热量H等于同一时间内端泄润滑油所带走热量H1和轴承散发热量H2之和。

H=H1+H2?????????（13-28）

H1——端泄带走的热量

??(W)???????（13-29）

Q——端泄总流量，由耗油量系数求得，m3/s；ρ——润滑油的密度850～950kg/m3

c——润滑油的比热容—矿物油C=1680～2100?J/(kg℃)

Δt——润滑油的温升，是油的出口to与入口温度ti之差值，即

?（13-30）

H2——单位时间内轴承由轴颈和轴承壳体散发的热量

?????（W）?（13-31）

Ks?——轴承表面传热系数，由轴承结构和散热条件而定

?

50W/（m2℃）——轻型结构轴承

Ks

80W/（m2℃）——中型结构，一般散热条件

?

1400W/（m2℃）——重型结构，加强散热条件

热平衡时：H=H1+H2，得

?（13-32）

将F=dLP代入得达热平衡润滑油的温升

????（13-33）

由于轴承中各点温度不同，从入口（ti）到出口（to）温度逐渐开高的，因而轴承中不同处润滑油粘度不相同，∴计算承载能力时，采用润滑油平均tm时的粘度。

润滑油平均温度t