滑动轴承上课507课件

滑动轴承上课507课件滑动轴承上课507课件v故楔形间隙能承受外载（会产生压力油膜）！进油口流量：要维持流量守恒，须使得入口处平均流速下降，出口处平均流速加大出油口流量：因此倾斜板流体内必定会产生压力，压力会改变入口、出口流速！h1h2两倾斜板之间：假设各层流体速度仍服从线性分布则必有：违反流量守恒定律！v故楔形间隙能承受外载（会产生压力油膜）！进油口流量：要维1）忽略压力对润滑油粘度的影响（压粘效应）2）油沿z方向无流动；3）层流（一般中高速情况；特高速“湍流”、“紊流”）4）油与表面吸附，一起运动或静止即：油层流速y=0，u=v(板速)y=h，u=0(静止板)5）不计油的惯性力和重力6）油不可压缩：ρ=const为方便研究，作如下假设：1）忽略压力对润滑油粘度的影响（压粘效应）2）油沿z方向无流2、求解针对“连续介质”，通过取“微单元体”手段：由于：2、求解针对“连续介质”，通过取“微单元体”手段：由于：流速方程：剪切流(直线分布)压力流(抛物线分布)二次积分代入边界条件：y=0，u=v；y=h，u=0流速方程：剪切流(直线分布)压力流(抛物线分布)二次积分代入连续流动方程：任何截面沿x方向单位宽度流量qx相等设在最大油压Pmax处，h=h0(即

时，h=h0)，此时：∴一维雷诺方程（R·E）连续流动方程：任何截面沿x方向单位宽度流量qx相等设在最大油二、油楔承载机理由R·E油压变化与η、v、h有关p→积分→油膜承载能力→平衡外载当h＞h0时，，油压为增函数；当h=h0时，，p=pmax；当h＜h0时，，油压为减函数。

可见，对收敛形油楔，油楔内各处油压大于入口、出口处油压→正压力→承载。二、油楔承载机理由R·E油压变化与η、v、h有关p→积分→任何截面处h=h0，=0，不能产生高于出口、入口处的油压→不能承载。进口小、出口大，油压p低于出口、入口压力（负压）→不能承载，相反使两表面相吸。※若二板平行：v※若二滑动表面为扩散形：v任何截面处h=h0，=0，不能产生高于出口、入口处的油压→不1、润滑油有一定粘度η。2、有一定相对滑动速度v。承载能力∝v；3、相对滑动面之间必须形成收敛形间隙，即：油从大口流进，小口流出。（入口、出口处p＜油楔内p）4、有足够充分的供油量。↑，承载能力↑。η↑→液体动压润滑形成的必要条件：1、润滑油有一定粘度η。2、有一定相对滑动速度v。承载能力∝一、向心动压滑动轴承动压油膜的形成过程n=0，静止2、刚启动3、转速不高时，n↑4、稳定运行时1、停车时金属直接接触n

≈

0摩擦力使轴颈右移油膜压力将轴颈托起，其合力将轴颈左推油膜压力将轴颈完全托起，其合力与外载平衡油膜压力↑偏心距e↓n↑§7动压向心滑动轴承承载能力的计算一、向心动压滑动轴承动压油膜的形成过程n=0，静止2、刚F∑Fx

≠0∑Fy

=F∑Fx

=0径向轴承动压油膜的形成过程：静止→爬升→将轴抬起转速继续升高→质心左移→稳定运转

达到工作转速ejahmin◆

轴瓦孔径D、轴颈直径d两者名义尺寸相等；半径间隙d由公差形成◆轴颈上作用的总油膜压力与外载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偏位角ja和偏心距e来表示◆

轴承工作能力取决于hmin，它与η、v、d等有关说明：F∑Fx≠0∑Fy=F径向轴承动压油膜的形成过程：1、固定参数R——轴承孔半径（D）；r——轴颈半径（d）；半径间隙：（直径间隙）；相对间隙：；宽径比：B/d。二、几何关系1、固定参数R——轴承孔半径（D）；r——轴颈半径（d）；半2、动态参数（变参数）偏心距：偏心率：

表示偏心程度最小油膜厚度：（ε↑→hmin↓）任一位置φ处，油膜厚度h：∴偏位角θ：连心线与外载F方向之间的夹角。2、动态参数（变参数）偏心距：偏心率：表示偏心程度最小油三、承载能力和索氏数S0β—

轴承包角，轴瓦连续包围轴颈所对应的角度。α1+α2—

承载油膜角φ1—

油膜起始角φ2—

油膜终止角p=pmax处：h=h0，φ=φ0φ—

从起至任意膜厚处的油膜角。三、承载能力和索氏数S0β—轴承包角，轴瓦连续包围轴颈所对当B=∞，即无限宽轴承时，油沿轴向无流动，一维R·E转换为极坐标：得：当B=∞，即无限宽轴承时，油沿轴向无流动，一维R·E转换为极积分一次得任意φ处的油膜压力pφ：在φ1至φ2区间内，沿外载荷方向单位宽度的油膜力为：对有限宽轴承，若不计端泄，油膜承载力F为：S0—

索氏数，无量纲积分一次得任意φ处的油膜压力pφ：在φ1至φ2区间内，沿外载ε↑——S0↑ε↑——S0↑滑动轴承上课507课件单位：F—N，B、d—m，η—Pa·s，ω—rad/s轴承实际承载能力小于上式（端泄）计入端泄时：B/d↓—

端泄↑—S0↓其它参数相同时，S0↓—F↓，承载力↓B/d一定：ε↑—S0↑—F↑，∴hmin↓但保证流体动力润滑：↓，η↑—

承载能力↑∵单位：F—N，B、d—m，η—Pa·s，ω—rad/S—

安全系数，考虑表面形状不准确和零件变形，S≥2

一般可取S=2；◆保证液体动力润滑的条件（充分条件）：Rz1、Rz2—

轴颈、轴瓦表面微观不平度的十点高度，S—安全系数，考虑表面形状不准确和零件变形，S≥2◆保四、流量计算体积流量：五、功耗计算—

摩擦特性系数—

无量纲体积流量，四、流量计算体积流量：五、功耗计算—摩擦特性系数—无量纲Δt—

油温升Δt=t2－t1流出流入平均温度：t2max—

见表六、热平衡计算摩擦功→热量：流动的润滑油带走：通过轴承座散热：热平衡条件：Δt—油温升Δt=t2－t1流出流入平均温度：t2m七、液体摩擦动压向心滑动轴承的设计：设计约束：见非液体摩擦滑动轴承设计由于影响液体动压轴承的参数较多，相互影响，所以设计中若调整了某一参数，将会影响其它参数，凡受到影响的参数都应重新计算。七、液体摩擦动压向心滑动轴承的设计：设计约束：见非液体摩参数选择1、宽径比B/dB/d↑—

端泄量↓，承载能力↑，轴承刚度↑，Δt↑，B/d↓—端泄量↑，承载能力↓，运转稳定性↑参数选择1、宽径比B/dB/d↑—端泄量↓，承载能力↑，2、相对间隙承载能力↑，回转精度↑摩擦阻力↑,温度↑,y↓y的选择原则：载荷大、速度低，y宜取小值—

提高承载能力粘度↓,承载能力↓

平稳性↑载荷小、速度高，y宜取大值—

减小发热旋转精度要求高时，y宜取小值或按表推荐值取设计时，可按经验公式取：2、相对间隙承载能力↑，回转精度↑摩擦阻力↑,温度↑,粘度↑，3、润滑油粘度承载能力↑，摩擦功耗↑，温升↑载荷大、速度低，选大粘度载荷小、速度高，选小粘度一般轴承：4、表面粗糙度表面粗糙度见表粘度↑，3、润滑油粘度承载能力↑，摩擦功耗↑，温升↑若一轴承，不满足液体动力润滑状态，可采取如下措施：1、降低Rz1、Rz2，↑加工精度2、适当↑η3、适当↑n即：使变小。公式应用：已知R，rRz1，Rz2η、v（n）、B、F1）判断一轴承能否形成动压润滑※若一轴承，不满足液体动力润滑状态，可采取如下措施：1、降低R否则，不能形成动压润滑，措施：B↑、d↑、η↑、ω↑→S0↓→ε↓→hmin↑，S=2，查图得ε。若：形成流体动压润滑否则，不能形成动压润滑，措施：，S=2，查图得ε。若：形成流已知：R、r、Rz1、Rz2B、F、η、n中任三个，S=2式求Bmin、nmin、ηmin2）求动压状态下承载能力F（或B、n、η）※——（）查表得S0——（S0max）已知：R、r、Rz1、Rz2B、F、η、n中任三个，S=2式1、了解滑动轴承的类型、结构形式及特点5、掌握动压向心滑动轴承