液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算 - 图文

（13-17）

而压力Pφ 在外载荷方向上的分量为

（13-18）

（13-19） （13-20） （13-21）

V——轴颈圆周线速度m/s；L——轴承宽；η ——动力粘度Pa.S； Fr——外载，N；

Cp——承载量系数—见下表5，数值积分方法求得。 表13－3

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

实际工作时摩擦力与摩擦系数要稍大一些， ∴f要修正

的函数。

（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