GBT 23892.1-2009 滑动轴承 稳态条件下流体动压可倾瓦块止推轴承 第1部分：可倾瓦块止推轴承的计算

滑动轴承稳态条件下流体动压可倾瓦块止推轴承第1部分：可倾瓦块止推轴承的计算Part1:Calculationoftiltingpadt中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局I本部分是GB/T23892的第1部分。本部分等同采用ISO12130-1:2001《滑动轴承稳态条件下流体动压可倾瓦块止推轴承第1部1滑动轴承稳态条件下流体动压可倾瓦块止推轴承第1部分：可倾瓦块止推轴承的计算GB/T23892的本部分给出了推力环和轴承表面被流体润滑油膜完全分离的流体动压油润滑可倾GB/T23892的本部分适用于瓦块宽长比B/L当给定相应的雷诺微分方程的数值解时，GB/T23892的本部下列文件中的条款通过GB/T23892的本部分的协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本GB/T23892.2—2009滑动轴承稳态条件下流体动压可倾瓦块止推轴承第2部分：可倾瓦块GB/T23892.3—2009滑动轴承稳态条件下流体动压可倾瓦块止推轴承第3部分：可倾瓦块雷诺微分方程的数值解的计算总是假设滑动面为有限宽，并且考虑压力产生的实际边界条件， (1)23)滑动轴承侧面的润滑油表压为p(x,z=04)在压力区的末端润滑油的压力为p(x=L,z)=0。见表1和图1。m1ABm润滑油比热容(p=常量)mDmmm1FN13FNhmmmmk外部传热系数(与轴承座散热面积A相关)LmM1Np润滑油膜压力p轴承比压p=F/(B×L×Z)WWWQQ润滑油流量基值Q=BXhin×U×Z润滑间隙入口处的润滑油流量(周向)1润滑间隙的出口处的润滑油流量(周向)Q润滑间隙出口处的润滑油流量特性值Q₁-Q1侧边的润滑油流量(径向)11℃℃℃℃T℃℃℃℃4UxmymzmZ1nP图1可倾瓦块止推轴承示意图5计算是指必须和许用值相比较以保证轴承正常使用的运行参数(见图2)的机械加载极限是由轴承材料的强度确定的。只要不削弱滑动轴承的正常功能，允许有少量永久更多的影响因紊的内容见5.9。6F,Fx,N,D₀,D,L,ag,Z,A,k,TambD,B,hmin/Ca,F*,f',Q',Q;,U,hu对流°p否循环润滑k*否是是TB,1对流冷却?否是否是是否GB/T23892.1不适用否GB/T23892.1不适用是是否仍适合?是润滑冷却图2计算流程图5.2压力中心的坐标在可倾瓦块中，压力中心ap的x坐标同倾斜面轴线x坐标是一致的。与滑动瓦块长度有关的压力GB/T23892.2—2009中以ap=f(hmin/Cwd,B/L)表示，同时还给出了ag的一个近似函数。7在图3中：GB/T23892.1—2009/ISOQ₁=Q₂+Q₃ (6) (7)Q₃=Q₃×Q₀ (8) (9) (10)8无量纲参数Qi=Q/Q。和Q=Q₃/Q。可以从GB/T23892.2—2009中得到。它们是几何尺寸(B/L)和相对润滑油膜厚度的hmin/Cwa的函数。GB/T23892.2—2009中还给出了Q'和Q₃的近似这里假设从瓦块侧边泄出的润滑油流量Q₃的温度为(T₁+T₂)/2,从瓦块末端泄出的润滑油流量5.6热平衡5.6.1概述滑动轴承的温度状况是从热平衡计算得到的。热流量P.产生于轴承的摩擦功耗P;,这些热量通过轴承座散发到环境中，以及通过轴承中润滑油的散热带走。在实际应用中，两种散热方式的其中一种占主导地位。通常是通过忽略另外一种散热方式来获得额外的安全系数。即假设：a)在无压力润滑轴承(自润滑、自然冷却)中，热量主要以对流的方式耗散到大气环境中：b)在压力润滑轴承(循环润滑)中热量主要通过润滑油(再冷却)散去：5.6.2对流散热5.6.1a)中，热量通过对流的方式耗散，即先通过热传导和轴承座内润滑油的循环，然后通过轴承座的表面以辐射和对流的方式传递到环境中。根据参考文献[6],这个蒸量耗散的复杂过程可以概括Pth,amb=kA×A×(TB—T)k₄=15W/(m²·K)～20W/(m²·K)或者用速度wmb>1.2m/s的空气对轴承座进行通风，这时：k₄=7+12√Wh其中，wm,的单位为m/s,k₄利用式(13): (13)通过使式(5)中的P:和式(11)中的Pnmb相等，得到轴承的等效温度： (14) (15)如果轴承座的散热面积A未知，可用式(16)和式(17)做近似计算：对于圆柱形轴承座 对于机械结构中的轴承A=(15～20)×B×L×Z B——轴承座的轴向宽度，单位为米(9 (18)隙入口处的润滑油温度T₁比新供给的润滑油温度T.高出了一个温度△T₁(见图4)。通过极限数值来解释混合系数。若混合系数M=0,则意味着两块可倾瓦块之间的间隙不存在润 (21) (22) (24) (25)Tm=Ta+△T₁+0.5×△T₂=Ta+(△T*+0.5)△T₂ (27) (28)根据5.6.2和5.6.3计算得到的Ta和T当在符合GB/T23892.3—2009中规定的临界润滑油膜厚度h的工况下，轴承和推力环的粗糙动力黏度很大程度上依赖于温度。因此知道润滑油的黏温关系曲线及其特性是必要的(见(规范性附录)校核如下可倾瓦块止推轴承，尺寸为D₁=0.28m,D。=0.34m,B=0.03m,25000N,转速为10s-¹。假设运行工况为热平衡的临界条件。轴承座表面积为A=1.25m²,润滑油通过内径D、供给。润滑油采用黏度为ISOVG68的润滑油。校核单纯依靠对流的方式是否能够充分的散热。环境温度是Th=20℃,轴承最高许用温度为Tm=90℃。如果超过了最高许用温度，则应采用循环润滑并对润滑油进行外冷却。本示例中假设供绘轴承的润滑油在进口的温度为Tm=40℃。工作转速下的轴承载荷静止状态下的轴承载荷推力环转速可倾瓦块轴承外径可倾瓦块轴承内径单个瓦块沿周向的长度轴承相对宽度F=250C0N=恒定值L=0.03mE/L=1支撑点沿圆周方向到运动方向上润滑间紫人口处的相对距离可倾瓦块数轴承座散热面积热传导系数循环润滑时润滑油入口温度循环润滑时润滑油出口温度GB/T23892.3—2009中规定的许用值：轴承最大许用比压轴承最大许用温度运行中最小许用油膜厚度润滑油润滑油密度单位体积润滑油热容量临界雷诺数表A.1GB/T23892.1—2009/ISO通过支点无量纲坐标ap=0.6以及轴承相对宽度B/L=1,根据GB/T23892.2—2009,可得到如下数据(涉及到的图1～图5见GB/T23892.2-2009):根据图5,最小相对润滑油膜厚度hmin/Cwd=0.78承载能力特性值(图1)摩擦特性值(图2)润滑间隙人口处的润滑油流量特性值(图3)润滑间隙侧边的润滑油流量特性值(图4)初步假设润滑油膜等效温度按照本部分中图2的流程图进行计算：滑动半径D和可倾瓦块宽度B按下式计算：?et=0.013,根据式(3)可得：按式(29)计算轴承比压：通过对流的散热假设轴承温度TBo=T=80℃。时的等效动力黏度：根据式(3)及?=0.013Pa·s得：为了校核假设轴承温度TB₀利用式(13),根据式(14)确定Ta,:由于Ta₁<T,并且Ta₁和Ta之间的差值没有达到足够小(例如差值满足|Ta₀-TE,|≤2°),因此原来假设的轴承温度TBo=80℃需要修正。第二步(修正假设的轴承温度):TB,₀=0.5×(80+68.4)=74.2由于Ta₁<Ta₀并且TB,和Ta之间的差值足够小(例如差值满足|Ta-Ta,₁|≤2K),因此Ta=72℃可作为计算的轴承温度。根据式(15),在依靠对流进行散热的情况下，轴承的等效温度和轴承温度相等。因此，计算的温度Tg同极限温度Tm进行比较：由于Ta<T,所以轴承温度是满足要求的。因为ha>him,所以最小润滑油膜厚度是满足要求的。根据式(2),由等效黏度及已确定的最小润滑油膜厚度h…来校核是否层流：根据计算得到的条件，流动为层流。即GB/T23892本部分适用于本示例。根据式(5),摩擦功耗为：校核可倾瓦块止推轴承，其尺寸为：D=0.21m,D。=0.33m,B=0.06m,额定转速为50s⁻,载荷F=40000N,静止时轴承无载荷(F=0)。假设在额定转速下的运行工况为热平衡时的临界条件。轴承座表面积为A=1.2m²。润滑油通过内径D.供给。润滑油采用黏度为ISOVG46的润滑油。校核单纯依靠对流的方式是否能够充分的散热。环境的温度是T=20℃,轴承最高许用温度为Tμm=90℃。如果最高温度超过了T,应采用循环润滑并对润滑油进行冷却。本示例中假设在这种情况下供给轴承的润滑油在进口处的温度为Tm=40℃。尺寸和运行数据：额定转速下的轴承载荷静止条件下的轴承载荷推力环转速可倾瓦块外径可倾瓦块内径单个瓦块的长度支点的无量纲坐标(在运动方向)ap=0.6热传递系数k=20W/m²·K循环润滑的润滑油入口温度Tm=40℃循环润滑的润滑油出口温度T=50℃GB/T23892.3—2009中规定的许用值：最小许用润滑油膜厚度润滑油单位体积润滑油的热容量临界雷诺数支点无量纲坐标ag=0.6以及轴承相对宽度B/L=1.5,根据GB/T23892.2—2009得到如下数据(涉及到的图1～图5见GB/T23892.2—2009):最小相对润滑油膜厚度(图5)承载能力特性值(图1)摩擦特性值(图2)润滑间隙人口处的润滑油流量特性值(图3)润滑间隙侧边的润滑油流量特性值(图4)润滑油膜等效温度按照本部分中图2的流程图进行计算滑动半径D和可倾瓦块宽度B按下式计算：GB/T23892.1—2009/ISOTh=0.0073,根据式(3):由输入数据得到润滑油在Tμ=90℃时的等效动力黏度校核所假设的轴承温度Taa,利用式(13),根据式(14)确定TB…由于Tg₁>Ta₀,原假设的轴承温度Ta=90℃需要修正。…TB₀=0.5×(80+393.1)=241.6℃在表A.3中第4步计算步骤时，差值满足|Tao—TB₁|≤2满足要求。K,即计算所得的轴承温度Ta=186℃轴承温度超过许用值。因此仅靠对流散热不够，需要通过润滑油来冷却轴承(循环中间计算值1234℃m℃K根据式(26)得润滑间隙中的温升△T₂:取M=0.5,根据式(7)～式(9)以及式(22)得无量纲润滑油流量，然后根据式(20)计算润滑油混合根据式(27)计算轴承温度T,该温度等于润滑油出口温度：T=40+13.1+(0.5×7.0)=56.6根据式(28),轴承温度等于润滑油出口温度：润滑油等效温度T=56.6℃时由于Tg=T₂<Tim,所以轴承温度是满足要求的。因为hmn>him,所以最小润滑油膜厚度是满足要求的。根据式(2),由等效黏度及已确定的最小润滑油膜厚度h…u,来校核是否层流：根据计算得到的条件，流动为层流。即GB/T23892本部分适用于本示例。根据式(5),摩擦功耗为：根据式(10),相对润滑油流量Q:Q₀=60×10-³×48.7×10-⁶×42.4×12=1.根据式(22),润滑油流量Q:ersexperiments,includinganexperimentaldeterminationoftheviscosityofoliveoil,Phil.Trans.(1866)177,pp.157-234;OstwaldsKlassikerderexaktenWissenschaftenNr.[2]KANARACHOS,A.,EinbeitragzumProblemhydrodynamischerGleTragfahigkeit(Acontributiontotheproblemconcerninghydrodynamicpload-carryingcapacity),Konstrucktion28(1976)pp.3[3]GLIENICKE,J.,LINDLOFF,KandMEDHIOUB,UmlaufgeschwindigkeitenundhohenspezifischenBelastu