单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,*,*,F,F,F,F,如两板不平行板。板间间隙呈沿运动方向由大到小呈收敛楔形分布，且板A有载荷，当板A运动时，两端速度假设程虚线分布，则必定进油多而出油少。由于液体实际上是不行压缩的，必将在板内挤压而形成压力，迫使进油端的速度往内凹，而出油端的速度往外鼓。进油端间隙大而速度曲线内凹，出油端间隙小而速度曲线外凸，进出油量相等，同时间隙内形成的压力与外载荷平衡，板A不会下沉。这说明白在间隙内形成了压力油膜。这种因运动而产生的压力油膜称为动压油膜。各截面的速度图不一样，从凹三角形过渡到凸三角形，中间必有一个位置呈三角形分布。,v,F,v,v,v,h,1,a,a,h,2,c,c,v,v,h,0,b,b,F,一、动压润滑的形成原理和条件,两平形板之间不能形成压力油膜！,动压油膜-,因运动而产生的压力油膜。,16-7 动态润滑的根本原理,形成动压油膜的必要条件：,1.两工件之间的间隙必需有楔形间隙；,2.两工件外表之间必需连续布满润滑油或其它液体；,3.两工件外表必需有相对滑动速度。其运动芳方向必需保证润滑油从大截面流进，从小截面出来。,二、流体动力润滑根本方程的建立,为了得到简化形式的流体动力平衡方程NavierStokes方程，作如下假设：,流体的流淌是层流;,无视压力对流体粘度的影响;,略去惯性力及重力的影响，故所争论的单元体为,静平衡状态或匀速直线运动，且只有外表力作用,于单元体上；,流体是不行压缩的；,流体中的压力在各流体层之间保持为常数。,流体满足牛顿定律，即 ；,=,d,u,d,y,B,实际上粘度随压力的增高而增加；,即层与层之间没有物质和能量的交换；,V,A,x,z,y,取微单元进展受力分析:,+d,p+dp,p,pdydz+,(,+d,),dxdz-,(,p+dp,),dydz,dxdz=,0,=,d,d y,dx,dp,dy,du,=,整理后得：,又有：,=,dx,dp,d,2,u,d y,2,得：,任意一点的油膜压力p沿x方向的变化率，与该点y向的速度梯度的导数有关。,对y积分得：,u=y,2,+C,1,y+C,2,2,1,dx,dp,边界条件：,当y=0时，u=,-,v,C,2,=,-,v,当y=h时，u=,0,C,1,=,h+,2,1,dx,dp,h,v,代入得：,u=,(,y,2,-,hy,),+,2,1,dx,dp,v,h,y,-,h,B,A,x,z,y,V,v,v,F,a,a,c,c,x,z,y,任意截面内的流量：,依据流体的连续性原理，通过不同截面的流量是相等的,b,-,b截面内的流量：,该处速度呈三角形分布，间隙厚度为h,0,负号表示流速的方向与x方向相反，因流经两个截面的流量相等，故有：,=6,v,dx,dp,h,0,-,h,h,3,得：,-一维雷诺方程,由上式可得压力分布曲线:,p=f(x),在b-b处：h=h,0,，,p=p,max,速度梯度du/dy呈线性分布，其余位置呈非线性分布。,流量相等，阴影面积相等。,液体动压润滑的根本方程，它描述了油膜压力p的变化与动力粘度、相对滑动速度及油膜厚度h之间的关系。,p,max,x,p,h,0,b,b,轴承的孔径,D,和轴颈的直径,d,名义尺寸相等；直径间,隙,是公差形成的。,轴颈上作用的液体压力与,F,相平衡，在与,F,垂直的方,向，合力为零。,轴颈最终的平衡位置可用,a,和偏心距,e,来表示。,轴承工作力量取决于hlim，它与、和F等有关，应保证 hlimh。,F,F,y,=F,F,x,0,F,y,=F,F,x,=,0,径向滑动轴承动压油膜的形成过程：,静止,爬升,将轴起抬,转速连续上升,质心,左移,稳定运转到达工作转速,e,-,偏心距,e,a,h,lim,三、,径向滑动轴承的几何关系和承载量系数,最小油膜厚度：,h,min,=,e,r,(1-,),定义:,e/,为偏心率,直径间隙：,D d,半径间隙：,R r,/,2,定义连心线OO,1,为极坐标的极轴：,相对间隙,：,/r,/d,h,lim,稳定工作位置如下图，连心线与外载荷的方向形成一偏位角，,e,a,h,0,设轴孔半径为：R,r 直径为：,D，d ，,偏心距:,e,偏位角：,a,在三角形 中有：R2 e2+r+h)2 2e(r+h)cos v,h,D,d,略去二次微量 ，并取根号为正号，得：,任意位置油膜厚度：,将dx=rd,v=r,，h,0,h,代入上式得：,压力最大处的油膜厚度：,0,为压力最大处的极角。,=6,v,dx,dp,h,0,-,h,h,3,将一维雷诺方程：改写成极坐标的形式,积分得：,积分可得轴承单位宽度上的油膜承载力：,在外载荷方向的重量：,理论上只要将py乘以轴承宽度就可得到油膜总承载力量，但在实际轴承中，由于油可能从轴承两端泄漏出来，考虑这一影响时，压力沿轴向呈抛物线分布。,油膜压力沿轴向的分布：,理论分布曲线-水平直线，各处压力一样；,实际分布曲线-抛物线,且曲线外形与轴承的宽径比B/d有关。,F,d,D,B,B,F,d,D,B/d=1/4,F,d,D,B/d=1/3,F,d,D,B/d=1/2,F,d,D,B/d=1,F,d,D,B/d=,油膜沿轴承宽度上的压力分布表达式为：,p,y,为无限宽度轴承沿轴向单位宽度上的油膜压力；,C为取决于宽径比和偏心率的系数;,对于有限宽度轴承，油膜的总承载力量为,式中C,p,为承载量系数，计算很困难，工程上可查表确定。,d,D,F,y,z,B,或,解释这些参数的含义,表16-8 有限宽度滑动轴承的承载量系数C,p,四、最小油膜厚度,动力润滑轴承的设计应保证：,h,min,h,其中：,h,=,S,(,R,z1,+,R,z2,),S,安全系数，常取,S,2。,一般轴承可取为3.2,m,和6.3,m,，1.6,m,和3.2,m,。,重要轴承可取为0.8,m,和1.6,m,，或0.2,m,和0.4,m,。,Rz1、Rz2 分别为轴颈和轴承孔外表粗糙度十点高度。,五、轴承的热平衡计算,热平衡方程：产生的热量=散失的热量,Q=Q,1,+Q,2,其中，摩擦热：,Q=f,v,W,式中:q-润,滑,油流量m,3,/s；,-滑油密度kg/m,3,；,c,-润滑油的比热容，J/(kg.,)；,t,i,-油出口温度,；,t,o,-油入口温度,；,3-外表传热系数 W/(m2.)。,滑油带走的热：Q,1,=q,c(t,o,-t,i,)W,轴承散发的热：Q,2,=,3,dB(t,o,-t,i,)W,温升公式：,其中 -润滑油流量系数；,0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9,0.24,0.22,0.20,0.18,0.16,0.14,0.12,0.10,0.08,0.06,0.04,q,v,Bd,=0.4,B,d,1.3,2.0,1.5,1.0,0.8,0.7,0.6,0.5,0.9,摩擦系数：,系数与宽径比有关，假设B/d 3540时，说明轴承承载力量有冗余，可实行如下措施：,增大外表粗糙度，以降低本钱；,减小间隙，提高旋转精度；,加宽轴承，充分利用轴承的承载力量。,当 t1 3540时，说明轴承的承载力量缺乏，可实行如下措施：,加散热片，以增大散热面积；,在保证承载力量的不下降的条件下，适当增大,轴承间隙；,提高轴和轴承的加工精度。,油泵,冷却器,冷却水,风冷,增加,冷却装置：,加风扇、冷却水管、循环油冷却,；,六、轴承参数的选择,取值范围：,B/d=0.31.5,影响效果：,B/d小，有利于提高稳定性，增大端排泄量,以降低温度；,B/d大，增大轴承的承载力量。,0.61.5-电动机、发电机、离心机、,齿轮变速器;,1、宽径比,B/d,应用:,B/d=,0.31.0-汽轮机、鼓风机;,0.81.2-机车、拖拉机;,0.60.9-轧钢机。,2、相对间隙,影响因素：载荷和速度，轴径尺寸，宽度/直径，调心,力量，加工精度。,选取原则：,1速度高，取大值；载荷小，取小值；,2直径大，宽径比小，调心性能好，加工精度高，,取小值；反之，取大值。,应用:,=,0.0010.0002-汽轮机、电动机、发,电机、齿轮变速器;,0.00020.0015-轧钢机铁路机车辆；,0.00020.00125-机床、内燃机。,0.00020.00125-鼓风机、离心机。,一般轴承，按如下阅历公式计算：,3、,润滑油粘度,对承载力量，功耗、温升都有影响；,依据平均温度：tm=(ti+to)/2 打算润滑油粘度；,设计时假设，t,m,=5075,，计算所得应在：,t,i,=3540,；,初始计算时，可取：,七、液体,动力润滑径向滑动轴承的设计过程,条件：外加径向载荷F(N)，轴颈转速n(r/min),及轴颈直径d(mm)。,设计及验算,保证在平均油温,t,m,下,h,min,h,a),选择轴承材料，验算,p,、,v,、,pv,。,b),选择轴承参数，如轴承宽度(,B,)、相对间隙(,),和润滑油(,)。,c),计算承载量系数(,C,p,)并查表确定偏心率(,)。,d),计算最小油膜厚度(,h,min,)和许用油膜厚度(,h,)。,极限工作力量校核,a)依据直径间隙()，选择协作。,b)依据最大间隙(max)和最小间隙(min)，校核轴,承的最小油膜厚度和润滑油入口油温。,绘制轴承零件图,验算温升,a),计算轴承与轴颈的摩擦系数(,f,)。,c),计算轴承温升(,t,)和润滑油入口平均温度(,t,i,)。,b)依据宽径比(B/d)和偏心率()查取润滑油流量系数。,END,