滑动轴承压力分布及动特性系数
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
精品资料推荐液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线(二) HZS —I型试验台一.实验目的1. 观察滑动轴承液体动压油膜形成过程。
2. 掌握油膜压力、摩擦系数的测量方法。
3. 按油压分布曲线求轴承油膜的承载能力。
二.实验要求1. 绘制轴承周向油膜压力分布曲线及承载量曲线，求出实际承载量。
2. 绘制摩擦系f与轴承特性的关系曲线。
3. 绘制轴向油膜压力分布曲线三•液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理当轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，由于油的粘性作用，当达到足够高的旋转速度时，油就被带入轴和轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，即在承载区内的油层中产生压力。
当压力与外载荷平衡时，轴与轴瓦之间形成稳定的油膜。
这时轴的中心相对轴瓦的中心处于偏心位置，轴与轴瓦之间处于液体摩擦润滑状态。
因此这种轴承摩擦小，寿命长，具有一定吸震能力。
液体动压润滑油膜形成过程及油膜压力分布形状如图8-1所示。
滑动轴承的摩擦系数f是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度(Pas)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MPi)有关，令nP (7)式中：一轴承特性数观察滑动轴承形成液体动压润滑的过程，摩擦系数f随轴承特性数的变化如图8-2所示。
图中相应于f值最低点的轴承特性数c称为临界特性数，且c以右为液体摩擦润滑区，c以左为非液体摩擦润滑区，轴与轴瓦之间为边界润滑并有局部金属接触。
因此f值随减小而急剧增加。
不同的轴颈和轴瓦材料、加工情况、轴承相对间隙等，f—曲线不同，c也随之不同。
四.HZS-1型试验台结构和工作原理1•传动装置如图8-7所示，被试验的轴承2和轴1支承于滚动轴承3上，由调速电机6通过V带5 带动变速箱4，从而驱动轴1逆时针旋转并可获得不同的转速。
精品资料推荐(9)21 —轴2—试验轴承3—滚动轴承 4 —变速箱5 — V 带传动6—调速电机图8-7传动装置示意图2.加载装置该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。
滑动轴承工作原理
滑动轴承工作原理
滑动轴承是一种通过滑动摩擦来支撑轴承对的一种机械元件。
它的工作原理可以简单概括为以下几点：
1. 润滑剂：在滑动轴承中，润滑剂起到重要作用。
它可以减少轴承与轴的摩擦力和磨损，降低摩擦面的温度，并阻止氧化、腐蚀和污染物进入轴承内部。
2. 摩擦力：滑动轴承的工作原理是通过两块平面面对面的滑动摩擦来支撑轴承对。
当轴承受到外力作用时，摩擦力将平衡外力，使轴承保持稳定运行。
3. 压力分布：滑动轴承会通过润滑剂在摩擦面上形成一层油膜，减小摩擦系数。
这种油膜的形成会使轴承上的压力分布变得均匀，降低表面接触的应力集中。
4. 温度控制：滑动轴承的工作过程中会产生一定的热量。
通过润滑剂的传导、对流和辐射等方式，将轴承产生的热量带走，保持轴承的温度在可接受范围内。
总的来说，滑动轴承的工作原理是依靠润滑剂和摩擦力来实现对轴承的支撑。
合适的润滑剂和适当的工作条件能够保证滑动轴承的正常运行，提高其使用寿命和工作效率。
动压滑动轴承实验指导书
动压滑动轴承实验指导书一、实验学时本实验2学时。
二、实验目的1. 观察油膜的形成与破裂现象、分析影响动压滑动轴承油膜承载能力的主要因素；2. 测量轴承周向及轴向的油膜压力、绘制其油膜压力分布曲线；3. 测定轴承的摩擦力、绘制轴承特性（λ−f ）曲线；4. 掌握动压滑动轴承试验机的工作原理及其参数测试方法。
(1) 油膜压力(周向和轴向)的测量； (2) 转速的测量；(3) 摩擦力及摩擦系数的测量；三、实验机的构造及参数测试原理直流电机 2-V 形带 3-箱体 4-压力传感器 5-轴瓦 6-轴7-加载螺杆8-测力杆 9-测力传感器 10-载荷传感器 11-操作面板 图1 1．传动装置直流电机1通过V 带2驱动轴6旋转。
轴6由两个滚动轴承支承在箱体3上，其转速由面板11上的电位器进行无级调速。
本实验机的转速范围3～375转/分，转速由数码管显示。
2．加载方式由加载螺杆7和载荷传感器10组成加载装置，转动螺杆7可改变外加载荷的大小。
载荷传感器的信号经放大和A/D 转换后由数码管显示其载荷数值。
加载范围0～80㎏，不允许超过100㎏。
3. 油膜压力的测量在轴瓦5中间截面120°的承载区内(见图2左图)钻有七个均布的小孔，分别与七只压力传感器4接通，用来测量径向油膜压力。
距正中小孔的B/4轴承有效长度处，另钻一个小孔连接第八只压力传感器，用来测量轴向压力。
图2压力传感器的信号经放大、A/D 转换分别由数码管显示轴承径向油膜压力和周向油膜压力。
4. 摩擦系数的测量在轴瓦外圆的后端装有测力杆8(见图1)，测力杆紧靠测力传感器9，轴旋转后，轴承间的摩擦力矩应由力臂作用于测力传感器所产生的摆动力矩相平衡。
即302F 2M L Fc D L Fc L F D F C M ⋅=⋅=⋅=⋅故 摩擦系数（3）式中：F — 轴承外载荷 (N) F=外加载荷 + 轴承自重=750 N 30FL Fc F f ⋅==F M L －力臂长度 （mm ） F M — 轴承的摩擦力 (N) F C — 测力传感器读数四、实验数据处理及绘制有关曲线为消除载荷对机械系统变形引起测量的误差，通常在载荷不变的情况下，分级改变转速，测量各级转速下有关参数，然后进行计算处理和绘制有关曲线。
滑动轴承的压力分布和动特性研究
ｔ 繇 分布 的情况，然后轴 承
Ｋ＝ 芸。纰 ｙｆ ｃ ｘ． ｓ
：
的 力 布 我 主 利 公 Ｆ ｆ （ｙｘ ， 算 出 应 分 ， 们 要 用 式 ＝ ｐｘ）ｄ 计 得 ， ，ｄｙ
２ ０ ，２ ： ８ ． ０ ７ １ ９ ８ ７
［ 高庆水 ，杨建刚．基 于 ＣＦ 方法的液体动压滑动轴承动特性研 ２ ２ ］ Ｄ 究 ［． 润 滑 与 密封 ，２０ ，３９ ：６— ６ ． Ｉ ］ ０ ８ （） ７ ９ ３ ［］ ３ ＹＡＮＧＪ ｎ ａ ｇ ｉ ｇｎ ，Ｇｕｏ ｉ Ｉ Ｎ ｎ ｗ ｉ ａ Ｒｕ，Ｔ Ａ Ｙｏ ｇ ｅ．Ｈｙｒ — ｄ ｂｓ ｂ ｄｒ ｉ ａ 试 ａｓ ｉ ｆｎ ｔ ｎ ／ｆ ｉ ｅ ｍｅｔ ｕ ｃｏ ｉ ｉ ｔ ｌ ｎ ｍｏ ｅｉｇ ｆｊ ｕ ｂ ａｎ Ｏ ． Ｔ ｉｏｏ ｙ ｎｅ ｅ ｄ ｌｎ ｏ ｏ ｍ￣ ｅｒ ｇ 】 ｌ ｉ ｒ ｌｇ ｂ
常发 生磨损 、粘着等失效形式 ，滑动轴承 的安全 以及稳定性直接影
响 设 备 的 整 个 设 备 的 安 全 性 和 稳 定 性 ， 所 以加 强 对 滑 动 轴 承 的 压 力
分布特 点以及 动特性的研 究对提 高滑动 轴承的性能 ，减 少轴承 失效 具 有 重要 的 作 用 。 下 面主 要 进 行 研 究 滑 动 轴 承 的 压 力分 布和 动 特 性
［１ Ｉ
（ ） ｚ６ ＋ 妒ｓ 中 丢 ＋＇ ＂ 嚣１ｏ ｉ 公 赛ｇ－＝ ２ ｓ ｎ ３ （ 其 Ｔ 氓 ｃ
＝ｅ ｉ纰 ｆ ｓ ， ｎ
＝
式 中 Ｄ 和 Ｐ为油膜 的厚度和油膜的压力， 其压力主要是根据如 下公
式积分可 以得 出滑动轴承动特 性系数 ：
滑动轴承设计参数与计算方法
第三章滑动轴承设计参数与计算方法!"#滑动轴承的类型、特性与选用滑动轴承的种类繁多，分类方法亦繁多，按润滑原理不同，将其分为：无润滑轴承、粉末冶金含油轴承、动压轴承和静压轴承。
以粉末冶金含油轴承代表处于混合润滑状态下的轴承；无润滑轴承亦代表固体润滑轴承。
!"#"#滑动轴承的性能比较（表$%!%#）表$%!%#滑动轴承的性能比较轴承型式无润滑轴承粉末冶金含油轴承动压轴承静压轴承轴承性能承载能力!!高温适应性好，可以在材料的温度极限以下运转差，受润滑剂氧化的限制一般，可以在润滑剂温度极限以下运转低温适应性优一般好，摩擦阻力大真空适应性优好，需要专用润滑剂一般，需专用润滑剂差潮湿适应性好，轴须耐腐蚀好尘埃适应性好，需注意密封必须密封好，需密封和过滤装置好抗振性一般好旋转精度差好优摩擦阻力大较大小最小噪声一般小最小润滑装置最简单简单复杂程度差异较大复杂w w w.bz f x w.c om!"#"$滑动轴承的承载能力与极限转速几种主要滑动轴承的极限承载能力和极限转速曲线见图!"#"$和图!"#"%。
可供选择滑动轴承类型时参考。
对动压轴承，按中等粘度润滑油进行计算；对无润滑轴承和混合润滑轴承，按磨损寿命为$&’(计算；对静压轴承，理论上在材料强度允许图%&!&#径向轴承的极限载荷与转速""""无润滑轴承—·—液体动压轴承—··—粉末冶金含油轴承—滚动轴承图%&!&$推力轴承的极限载荷与转速""""无润滑轴承—·—液体动压轴承—··—粉末冶金含油轴承—滚动轴承w w w.bz f x w.c om的载荷和转速范围内均可应用。
为了便于比较，还将疲劳寿命为!"#$的滚动轴承的极限承载能力和极限转速曲线画出。
液体动压滑动轴承油膜压力分布和摩擦特性曲线
机械设计基础（Ⅲ）实验报告 班级姓名液体动压滑动轴承油膜压力分布和摩擦特性曲线 学号一、 概述液体动压滑动轴承的工作原理是通过轴颈的旋转将润滑油带入摩擦表面，由于油的粘性（粘度）作用，当达到足够高的旋转速度时油就被挤入轴与轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，在承载区内的油层中产生压力，当压力的大小能平衡外载荷时，轴与轴瓦之间形成了稳定的油膜，这时轴的中心对轴瓦中心处于偏心位置，轴与轴瓦间的摩擦是处于完全液体摩擦润滑状态，其油膜形成过程及油膜压力分布如图6-1所示。
图6-1 建立液体动压润滑的过程及油膜压力分布图滑动轴承的摩擦系数f 是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度η(Pa.s)、轴的转速n(r/min)和轴承压强p(Mpa)有关，令pnηλ=式中，λ——轴承摩擦特性系数。
图6-2 轴承摩擦特性曲线观察滑动轴承形成液体摩擦润滑过程中摩擦系数变化的情况，f-λ关系曲线如图6-2所示，曲线上有摩擦系数最低点，相应于这点的轴承摩擦特性系数λkp称为临界特性数。
在λkp以右，轴承建立液体摩擦润滑，在λkp以左，轴承为非液体摩擦润滑，滑动表面之间有金属接触，因此摩擦系数f 随λ减小而急剧增大，不同的轴颈和轴承材料、加工情况、轴承相对间隙等，λkp也随之不同。
本实验的目的是：了解轴承油膜承载现象及其参数对轴承性能的影响；掌握油膜压力、摩擦系数的测试及数据处理方法。
二、 实验要求1、在轴承载荷F=188kgf 时，测定轴承周向油膜压力和轴向油膜压力，用坐标纸绘制出周向和轴向油膜压力分布曲线，并求出轴承的实际承载量。
在轴承载荷F=128kgf 时，测定轴承周向油膜压力和轴向油膜压力，用计算机进行数据处理，得出周向和轴向油膜压力分布曲线及轴承的承载量。
2、测定轴承压力、轴转速、润滑油粘度与摩擦系数之间的关系，用计算机进行数据处理，得出轴承f-λ曲线。
三、 实验设备及原理本实验使用 HZS-1型液体动压轴承实验台，它由传动装置、加载装置、摩擦系数测量装置、油膜压力测量装置和被试验轴承和轴等所组成。
实验三 滑动轴承实验
实验17 滑动轴承实验之二滑动轴承的工作原理是通过轴颈将润滑油带入轴承摩擦表面，由于油的粘性（粘度）作用，当达到足够高的旋转速度时，油就被带入轴与轴瓦配合面间的楔形间隙内形成流体动压效应，即在承载区内的油层中产生压力。
当压力能平衡外载荷时，轴与轴瓦之间形成了稳定的油膜。
这时轴的中心对轴瓦中心处于偏心位置，轴与轴瓦之间处于完全液体摩擦润滑状态。
因此这种轴承摩擦小，轴承寿命长，具有一定吸振能力。
本实验就是让学生直观地了解滑动轴承的动压油膜形成过程与现象，通过绘制出滑动轴承径向油膜压力分布曲线与承载量曲线，深刻理解滑动轴承的工作原理。
一、实验目的1.观察滑动轴承的液体摩擦现象。
2.了解摩擦系数与压力及滑动速度之间的关系。
3.按油压分布曲线求轴承油膜的承载能力。
图17-1 试验机结构简图二、设备和工具试验机结构简图如图17-1所示，它包括以下几部分：1.轴与轴瓦轴8材料为45钢，轴颈径表面淬火，磨光，通过滚动轴承安装在支座上。
轴瓦7材料为锡青铜。
在轴瓦的中间截面处，沿半圆周均布七个小孔，分别与压力表相连。
2.加载系统由砝码16，通过由杆件11，12，13，14，15组成的杠杆系统及由杠件3，9，10组成的平行四边形机构，将载荷加到轴瓦上。
3.传动系统由直流电动机，通过三角带传动，驱动轴逆时针转动。
直流电动机用硅整流电源实现无级调速。
4. 供油方法轴转动时，由浸入油池中的轴，将润滑油均匀的带如轴与瓦之间的楔形间隙中，形成压力油膜。
5. 测摩擦力装置轴转动时，对轴瓦产生轴向摩擦力F ，其摩擦力矩F.d/2使构件3翻转。
由固定在构件3上的百分表2测出弹簧片在百分表处的变形量。
作用在支点1处反力Q 与弹簧片的变形成正比。
可根据变形测出反力Q ，进而可推算出摩擦力F 。
6. 摩擦状态指示装置图17-2 摩擦状态指示电路图17-2摩擦状态指示电路。
将轴与轴瓦串联在指示灯电路中，当轴与轴瓦之间被润滑油完全分开；及处于液体摩擦状态时，指示灯熄灭，当轴与瓦之间力非液体摩擦状态时指示灯亮或闪动。
圆锥螺旋槽气浮动压轴承的动特性分析
卢 志伟 ， ： 等 圆锥螺旋槽气 浮动压轴承 的动 特性 分析
制方程将会使 问题 的求解得到简化 。 。对于螺 ｊ 旋槽气体动压滑动轴承用可压缩 的气体作为润滑
剂 时 ， 推导 得 到 圆 锥 形 螺 旋 槽 轴 承 在 圆锥 坐 标 经
系下 控制 方程 为
式中： Ｐ ＝（ ｐ Ｏ ； 口 ０ ／ ｏ Ｐ ＝［ ｐ （ ０ ］ ；： ｅ Ｏ ／ ｅ ） ０Ｐ ＝ ａ （ｐ Ｏ） ； ＝（ ｐ ａ ） ；口 Ｏ／ ｅ ０ ］ ；ｊ Ｏ／ ｚｏ Ｏ／ ０ｐ ＝［ｐ （ Ｏ ） ０ｐ ＝ ｐ （ ） ； 印／ 。下标 ０表 示在 静平 衡位 置 上取导 数 。
在高速 回转机械 中转子高速旋转 ， 轴承 中的 气 膜压力 实 际是非 常复 杂 的非 线 性 随机 过 程 。 当 轴承受到外界 因素影响或 动载荷 时， 轴颈会随着 载荷 的变化而移动位置。轴颈 中心位置移动会产 生 惯性力 ， 种惯 性力 也 称 为 载荷 而 且是 动载 荷 。 这 气膜的动特性与轴颈本 身的位移和速度有关 ， 对 于整个转子系统的动态性能有很大的影响ｌ 。气 Ｊ Ｊ 膜还会影 响转子系统 的稳定 特性 ， 如抵抗气 隙激 振、 材料 内摩擦 等减稳 因素 的能力 以及系统 阻尼
对（ ） １ 式进行坐标变换和偏微分求导 ， 再进行
无量 纲 化后 得到
赤 ＋ ＨＰ Ａｉ ＋ （ ｓ２ ｙ２ ． ｓａ ａ ｎ
２＇ｓ Ｐ （ ＣＳ０＋ ｓ ）Ｏ 一 ｓ ｔ ， ｏ ｉ ａ ［ Ｏ ８ ｉ ＣＳ １ｉ Ｏ ｙｎ ｎ ｎ ］
（） ２
图 １ 纬度 圆动特性受力分析 图
ｗ ｒ ｉｇ ｓａ ｉ ｔ ｎ ｅ ｉｈ ｒｅ ｃ ｎ ｒ ｉ ． ｏ ｋ ｎ ｔ ｂｌ ｙ ｕ ｄ ｒ ｈｇ ｅ ｃ ｅ ｔ ｃｔ ｉ ｉ ｙ
椭圆形轴瓦滑动轴承动特性数值分析
椭圆形轴瓦滑动轴承动特性数值分析王欣彦;王立鹏;战洪仁;寇丽萍【摘要】The numerical model of the flow field of elliptical bearings was built by finite volume method.The effects of the ellipticity and eccentricity on the dynamic characteristics of the bearing film were analyzed,and the Taylor flows of dif-ferent velocities were studied by FLUENT.The results show that,with the increase of ellipticity,the stability of the bearing rotor system is improved.Oil film pressure is increased approximately linearly with the increase of eccentricity.With the in-crease of speed,the turbulent Taylor vortex appears,and the number of vortex is increased gradually,vortex changes from regular shape to irregular shape.%采用有限体积法建立椭圆形轴承流场的数值分析模型，并运用FLUENT求解椭圆形轴承流场，分析轴承椭圆度、偏心率等参数对轴承动特性的影响，并对不同转速下椭圆形轴承的Taylor涡进行研究。
结果表明：随着椭圆度的增大，整个轴承－转子系统的稳定性提高；油膜压力随着偏心率近似线性增加；随着转速的增大，湍流Taylor涡开始出现，数目逐渐增加，涡流形状逐渐由规则变为不规则。
机械设计4[1].12#滑动轴承
![机械设计4[1].12#滑动轴承](https://img.taocdn.com/s3/m/fcef3f1ec5da50e2524d7fbc.png)
§4-4 流体润滑原理简介
(一)流体动力润滑:两相对运动的摩擦表面借助 流体动力润滑: 于相对速度而产生的粘性流体膜来平衡外载荷; 于相对速度而产生的粘性流体膜来平衡外载荷; (二)弹性流体动力润滑:高副接触中,接触应力 弹性流体动力润滑: 使表面产生局部弹性变形,在接触区形成弹性流 体动力润滑状态; (三)流体静力润滑:将加压后的流体送入摩擦表 流体静力润滑: 面之间,利用流体静压力来平衡外载荷;
du 即 : τ = η ( 4 6) dy
剪切 应力 动力 粘度 速度 梯度
Uh h u
x
y
u=0
13
b)运动粘度与动力粘度的换算关系: η 2 ν= m / s 粘—温曲线见 图4-9 密度 ρ
动力粘度η:主要用于流体动力计算.Pas 动力粘度 运动粘度ν:使用中便于测量.m2/s 运动粘度 2.油性(润滑性):润滑油在摩擦表面形成各种吸附膜 油性
23
径向轴承, 滑动轴承 :径向轴承,止推轴承
24
§12-2 径向滑动轴承的结构
整体式径向滑动轴承
对开式径向滑动轴承 对开式径向滑动轴承 径向
图15-18 斜剖 分式径向 径向滑动 分式径向滑动 轴承
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§12-2 径向滑动轴承的结构
调心滑动轴承
可调间隙的滑动轴承
30
滑动轴承
MPa m / s
v=
πn ( d1 + d 2 )
60 × 1000 × 2
≤ [v ]
m/s
44
(上式中各参数见表12-6) 上式中各参数见表 )
中南大学考研试题
设计计算非液体滑动轴承时要验算: 设计计算非液体滑动轴承时要验算 1) ; 其目的是 p ≤ [ p] 2) 3)
轴承计算系数的单位
轴承计算系数的单位
轴承计算中常用的系数有许多，它们的单位各不相同。
下面
是一些常见的轴承计算系数及其单位：
1.轴承载荷系数（C）和等效动载荷系数（P）：单位为牛顿（N）。
2.轴承旋转速度系数（n）：单位为转每分钟（rpm）。
3.轴承动力学特性系数（kf、kf1、kf2）：单位为牛顿/米（N/m）。
4.轴承摩擦力系数（f）：单位为牛顿（N）。
5.轴承几何特性系数（X、Y、Z）：无单位。
6.轴承载荷比系数（X、Y）：无单位。
需要注意的是，以上仅是一些常见的轴承计算系数及其单位，实际应用中可能还存在其他系数和单位，具体根据不同的轴承
类型和计算方法而定。
在进行轴承计算时，要根据具体情况选
择并正确使用相应的系数及其单位，以确保计算结果的准确性。
滑动轴承的设计
滑动轴承的设计§ 1滑动轴承概述用于支撑旋转零件(转轴，心轴等)的装置通称为轴承。
按其承载方向的不同，轴承可分为：径向轴承Radial bearing：轴承上的反作用力与轴心线垂直的轴承称为径向轴承；推力轴承Thrust bearing：轴承上的反作用力与轴心线方向一致的轴承称为推力轴承。
按轴承工作时的摩擦性质不同，轴承可分为：滑动轴承和滚动轴承。
滑动轴承，根据其相对运动的两表面间油膜形成原理的不同，还可分为:流体动力润滑轴承(简称动压轴承)(Hydrodynamic lubrication)流体静力润滑轴承(简称静压轴承)(Hydrostatic lubrication)。
本章主要讨论动压轴承。
和滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力高、抗振性好，工作平稳可靠，噪声小，寿命长等优点，它广泛用于内燃机、轧钢机、大型电机及仪表、雷达、天文望远镜等方面。
在动压轴承中，随着工作条件和润滑性能的变化，其滑动表面间的摩擦状态亦有所不同。
通常将其分为如下三种状态：1、完全液体摩擦完全液体摩擦状态(图8-1a)是指滑动轴承中相对滑动的两表面完全被润滑油膜所隔开，油膜有足够的厚度，消除了两摩擦表面的直接接触。
此时，只存在液体分子之间的摩擦，故摩擦系数很小(f =0.001～0.008)，显著地减少了摩擦和磨损。
2、边界摩擦当滑动轴承的两相对滑动表面有润滑油存在时，由于润滑油与摩擦表面的吸附作用，将在摩擦表面上形成一层极薄的边界油膜(图8-1b)，它能承受很高的压强而不破坏。
边界油膜的厚度比一微米还小，不足以将两摩擦表面分隔开，所以，相对滑动时，两摩擦表面微观的尖峰相遇就会把油膜划破，形成局部的金属直接接触，故这种状态称为边界摩擦状态。
一般而言，边界油膜可覆盖摩擦表面的大部分。
虽它不能像完全液体摩擦完全消除两摩擦表面间的直接接触，却可起着减轻磨损的作用。
这种状态的摩擦系数f =0.008～0.01。
3、干摩擦两摩擦表面间没有任何物质时的摩擦称为干摩擦状态(图8-1c)，在实际中，没有理想的干摩擦。
动压径向滑动轴承油膜特性的数值计算
动压径向滑动轴承油膜特性的数值计算田奇勇;黄文俊;饶杰;朱晓农;王贤震【摘要】传统轴承参数计算方法是利用已有的宽径比下轴承静动态参数的图表,假定轴承工作平均温度,按所选润滑油确定油的粘度和已知的轴承尺寸和运转参数,计算出轴承承载量系数Fˉm,再由Fˉm和轴承宽径比按已知的图表插值求得轴承工作状态下的各参数值,这种计算方法不方便且有较大误差.本文基于有限差分法,采用MATLAB编程计算,对已知外载荷和宽径比的实际轴承直接求解完整二维流动Reynolds方程,得到油膜厚度和油膜压力分布.以某动压径向轴承为例,采用本文方法计算实际轴承参数,取得较好的计算精度.该方法有助于提高动压滑动轴承的设计质量,为轴承故障诊断提供了一种可行的途径.【期刊名称】《风机技术》【年(卷),期】2018(060)001【总页数】4页(P44-47)【关键词】径向滑动轴承;油膜压力;有限差分法;数值计算【作者】田奇勇;黄文俊;饶杰;朱晓农;王贤震【作者单位】合肥通用机械研究院;合肥通用机械研究院;合肥通用机械研究院;合肥通用机械研究院;安徽安风风机有限公司【正文语种】中文【中图分类】TH133;TH1370 引言流体动压滑动轴承承载能力强、运行平稳、抗振性好、寿命长，广泛应用于压缩机、汽轮机、离心机等设备。
根据流体动压润滑理论，影响滑动轴承油膜压力分布的参数主要有轴承宽径比、相对间隙、径向载荷、润滑油工作温度和主轴转速等。
传统的轴承参数计算方法是利用已有的宽径比的轴承静动态参数，首先假定平均工作温度，按所选润滑油确定粘度，并根据已知的轴承尺寸和运转参数，计算出轴承承载量系数，再结合轴承宽径比按已知的图表插值求得轴承工作状态下的各参数值，这种方法不太方便且有较大误差。
本文采用有限差分法对液体动压滑动轴承的静态参数进行计算，编制出通用性较强的实用计算程序，以代替传统的图表计算，缩短了设计周期，提高了设计效率，对流体动压滑动轴承的设计及故障诊断均具有较大帮助。
多级泵滑动轴承动特性系数求解算法
多级泵滑动轴承动特性系数求解算法叶晓琰;沈海平;胡敬宁;朱家峰;张军辉【摘要】对多级泵进行转子动力学分析时,需要先对多级泵所用的滑动轴承进行动特性系数计算.采用有限差分法将雷诺方程中导数转换为差分形式.通过Matlab编程对静态雷诺方程进行迭代求解,求得静态油膜压力分布.无量纲动特性系数仅与轴承宽径比和偏心率有关,为了确定轴承的偏心率,用辛普森积分法求油膜承载力,用插值法不断改变油膜偏心率直到油膜承载力与轴承处支反力大小相等.对小扰动下的雷诺方程继续用Matlab进行求解得到4个扰动压力,再用辛普森积分法求得动特性系数.取宽径比为0.2,偏心率为0.4,通过将所编制的程序与窄轴承简化公式的计算值对比发现算法可靠.计算结果表明轴承的交叉阻尼系数几乎相等,并用Matlab 绘制了轴承的扰动压力分布图.【期刊名称】《农业机械学报》【年(卷),期】2013(044)005【总页数】5页(P74-78)【关键词】多级泵;动特性系数;滑动轴承;有限差分法【作者】叶晓琰;沈海平;胡敬宁;朱家峰;张军辉【作者单位】江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;合肥华升泵阀有限责任公司,合肥230031【正文语种】中文【中图分类】TH311;TH133.31引言滑动轴承通常起到承受载荷、润滑、提供阻尼等作用。
滑动轴承对整个转子动力学特性有很大影响。
本文所涉及的多级泵选用固定瓦径向轴承。
滑动轴承的动力特性计算模型在20 世纪60 年代发展为油膜的4 个刚度系数和4 个阻尼系数模型，虽然后来人们还在对轴承油膜进行深入研究，但是这个模型以其严密和理论性强一直沿用至今。
基于窄轴承理论和Gümbel 边界条件可以得到一组求解轴承动特性系数的简化公式［1］，但是该公式的使用是有一定条件［2］的，限制了它的使用范围。
轴瓦开槽的滑动轴承动压润滑数值分析
轴瓦开槽的滑动轴承动压润滑数值分析WU Zhaojing;XU Yan;LI Shuanggao【摘要】运用有限差分法求解Reynolds方程,建立了轴瓦开槽时滑动轴承动压润滑数值分析模型,讨论了轴瓦开槽对动压润滑油膜承载力的影响.通过修正偏心率和偏位角,得到外力与油膜承载力平衡时的轴心位置以及计算不同转速下滑动轴承中润滑油的端泄流量.数值分析表明:与无槽相比,轴瓦开槽时油膜承栽力有所下降,且随着偏心率和宽径比的增大,降幅在不断增大;编制的搜索程序可以极大地缩短寻找平衡时的轴心位置过程.【期刊名称】《机械制造与自动化》【年(卷),期】2018(047)006【总页数】5页(P20-24)【关键词】滑动轴承;轴瓦开槽;动压润滑;Reynolds方程;有限差分法【作者】WU Zhaojing;XU Yan;LI Shuanggao【作者单位】;;【正文语种】中文【中图分类】TH133.370 引言滑动轴承是机械中常用的支承零件，其动压润滑性能对机械的稳定运行起着重要作用。
常用的滑动轴承在轴瓦内壁上一般开有一个或多个半周或全周凹槽，主要为保证润滑油流通特性，但轴瓦凹槽结构对轴承特性有着重要影响[1]，国内外学者对此进行过许多研究。
文献[2]通过试验研究了两个轴向对称供油槽载荷方向的夹角对滑动轴承特性的影响，结果表明夹角在50° 90°时润滑油冷却效果较好。
文献[3]通过建模分析得出滑动轴承摩擦阻力系数随着矩形凹槽宽度的增加在不断增加。
文献[4]通过对流体质点的流动轨迹的数值分析，得出螺旋槽在一定程度上导致滑动轴承油膜承载力降低。
目前凹槽对滑动轴承的影响机理尚不清晰，尤其是凹槽延伸角度、宽度对滑动轴承润滑特性的影响规律尚不明确，为此本文将在考虑轴瓦开槽情况下，运用有限差分法求解Reynolds方程，研究凹槽对油膜承载力、轴心位置和端泄流量的影响。
1 理论建模1.1 无量纲Reynolds方程滑动轴承截面如图1所示，轴颈中心O1在外力Fl作用下相对于轴承中心O的某一偏心位置上转动，θ为偏位角。
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表 １ 轴承参数
式中： 为偏位 角， 为轴承 宽度 ， Ｚ Ａ＝２／， ＝１＋ ｚ１Ｈ
ｃｓ ， ｏ 日为无量纲油膜厚度 ， 为偏心率． Ｐ为无量纲 油膜 压力 ， 由式 （ ） 以得 出 ， 量 纲 油 膜 压力 Ｐ的 ２可 无
分布取 决于偏 心率 和宽径 比 ｄ １ ／．
１ 差分法求解压 力分布
从层流运动的油膜中取一个微小 的单元体作为
通信作者 ： 张成．
第 ９期
史冬岩 ， ： 等 滑动轴承压力分布及动特性 系数
研 究 对象 ， 以导 出雷 诺 方程 的一 般形 式 ¨ ： 可
点计算 ， 如果算 出某点压力为负 ， 即取为零． 此点位 置即可作为该行上油膜 自然破裂边 的近似位置． 该 代均如此处理 ， 则破裂边近似位置会逐渐逼近应有
从压力分布图 ２中可 以看出 ， ０ 包角有 限宽 ３ 。 ６ 径 向轴承的无量纲油膜压力 的分布为近似抛物面分 布． 无量 纲油 膜 压力 在某 一段 逐 渐 增 大 到最 大 压 力
ｓ ｒ ｉｔ ｒ ａ ｃ ．Ｔ ｅ ｒ ｓ ｌ ｆｔ ｅ ｓｕ ｙ ｉ ｄ ｃ ｔ ｔ ａ ｈ ｉ ｆ ｍ ｒ ｓ ｕ ｅ ｄ ｓｒ ｕ ｅ ｌ ｎ ｈ ｅ — ｉ ｎ ｉｎ ｌ ｕ ｅ ｄ ｓｕ ｂ ｎ ｅ ｈ ｅ ｕ ｔ ｏ ｔ ｄ ｎ ｉａ ｅ ｈ ｔｔ ｅ ｏ ｌｉ ｓ ｈ ｌ ｐ ｅ ｓ ｒ ｉｔ ｂ ｔ ｄ ａｏ ｇ ａ ｔｒ ｅ ｄｍｅ ｓ ａ ｉ ｏ
中图分类号 ：Ｈ１３ ３ 文献标识码 ： 文章编号 ：０ ６７ ４ （０ １０ －１４０ Ｔ ３．１ Ａ １０ －０ ３ ２ １ ） ９１３ －６
Ｒｅ ｅ ｒ ｈ ｏ ｈ ｉ ｆｌ ｒ ｓ ｕｒ ｎ ｙ ａ ｉ ｏ ｆ ｃ ｅ ｔ ｓ ａ ｃ ｎ ｔ ｅ ｏ ｌｉ ｍ ｐ ｅ ｓ ｅ ａ ｄ ｄ ｎ ｍ ｃ ｃ ｅ ｉ ｎ ｉ ｏ ｌ ｉｇ ｂ ａ ｉｇ ｆａ ｓｉ ｎ ｅ ｒ ｎ ｄ
的 网格 ， 网格节 点按 所在 的列 数 和行数 顺 序编 号 ， 将
量
０． ５ ４９ ４０
是
沿 方向的列数用 ｉ 编号 ， Ａ方 向的列数 用 编 沿 号， 每个 节点 位置 用 （， 二维 编号 表示 Ｊ ｉ） ． ， ．
一
图 １ 网格 划 分 及 差 商 示 意
本论文以流体动压润滑滑动轴承为研究对象 ， 以二 维流 动 的雷诺 方 程 作 为研 究 的基 础． 雷诺 方 对
程 的求解 是滑 动轴 承 研 究 的关 键 问题 之一 ， 早期 对 雷诺 方程 的求 解是 基 于 解 析解 法 ， 解 析 解 法 无 法 但 获 得较精 确 的解 ， 随着计 算机 技术 的发 展． 值计算 数 方 法对雷 诺方 程求 解 己经 成 为一 个 主 流趋 势． 限 有
分布的研究是对滑动轴承进行设计和失效分析的重
要理论 依 据． 膜不 仅 起 着 承 受 载 荷 、 轻摩 擦 、 油 减 消
除磨损等作用 ， 从动力学观点看来 ， 油膜 的动特性对 整个转子系统 的动力特性有很 大影 响 它也是 引．
转子一 支 承一 基础 这个 系统 中 的一个 环节 Ｊ ．
滑 动 轴 承 压 力分 布 及 动特 性 系数
史冬 岩 ， 张成 ， 龙 龙 ， 亮 ， 梁 任 张 彭
（ 尔滨工程 大学 机 电工程 学院， 哈 黑龙 江 哈 尔滨 １０ ０ ） ５ ０ １
摘
要 ： 了对滑动轴承 的压力分布 和动 特性进行研究 ， 为 基于有 限差分法求解静 态雷诺方程 ， 出滑 动轴承 油膜压力 的 得
的 自然破 裂边 界 ， 整个 压 力 分 布 也就 逼 近 计 入 雷诺 边界 条件 的压 力分 布． 轴 承参数 取 自文献 ［ ０ 的一 个计 算 示 例 ， １］ 该示
（ ） （塞＝ ． （ 点 以后各 点压 力均 取为 零 ， 按式 （ ） 算 ． ｔ Ｉ ｒ ｅ ｏ ｒ ｓ ａ ｃ ｈ ｒ ｓｕ ｅ ｄ ｓｒ ｕ ｉｎ ｏ ｌ ｉ ｇ ｂ ａ ｎ ｎ ｔ ｄ ｎ ｍｉ ｈ ｒ ｃｅ ｓ ｃ ，ｂ ｓ ｄ ｓ ｒ ｃ ：ｎ ｏ ｄ ｒｔ ｅ ｅ ｒ ｈ ｔ ｅ ｐ ｅ ｓ ｒ ｉｔ ｂ ｔ ｆａ ｓ ｄ ｎ ｅ ｒ ｇ ａ ｄ ｉ ｙ ａ ｃ ｃ ａ ａ ｔ ｒ ｔ ｓ ａ ｅ ｉ ｏ ｉ ｉ ｓ ｉ ｉ ｏ ｈ ｎ ｔ ｉ ｅ ｅ ｃ ｔ ｏ ｎ ｔ ｅ ｆ ｉ ｄ ｆ ｒ ｎ ｅ ｍｅｈ ｄ，ｔ ｅ ｓａｉ ｙ ｏ ｄ ｑ ａ ｉｎ ｗ ｓ ｓ ｌ ｅ ｏ ｇ ｔｔ ｅ ｏ ｌｆ ｍ ｒ ｓｕ ｅ ｄ ｓｒ ｕ ｉ ｎ ｏ ｉ ｅ ｆ ｈ ｔｔ Ｒｅ ｎ ｌ ｓ ｅ ｕ ｔ ａ ｏｖ ｄ ｔ ｅ ｈ ｉ ｉ ｐ ｅ ｓ ｒ ｉｔ ｂ ｔ ｆ ｃ ｏ ｌ ｉ ｏ
第３ ２卷第 ９期
２１ ０ １年 ９月
哈
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程
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学
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报
Ｖｏ． ２ Ｎｏ． １３ ９ Ｓｅ ２ １ ｐ． ０１
Ｊ ｕｎ ｌｏ ｒｉ ｎ ｉｅ ｒ ｇ Ｕｎｖ ｒｉ ｏ ｒ ａ ｆＨａｂｎ Ｅ ｇｎ ｅｉ ｉｅｓｔ ｎ ｙ
ｄｉ１ ．９ ９ ｊｉ ｎ １０ －０ ３ ２ １ ．９ ０７ ｏ：０ ３ ６／．ｓ ．０ ７７４ ．０ ０ ．０ ｓ １
式中 ： 为周 向坐标 ， 轴 向坐标 ， 油膜 压 力 ， 为 Ｐ为 ｈ 为油 膜 厚度 ， 为 轴 颈 速 度 ， 为 油 膜 粘 度． 了将 为 方程 写成 最 紧凑 的形 式 ， 式 （ ） 量纲 化 ， 将 １无 可得 雷
诺 方 程 的无量 纲 形式 为
０
计 取 ０， 【嚣＋ ） 【 ］ ］孚 ０ ３ ＝ ２ ４ 中数据 如表 １所示 ． 压力 分１数据 ， 布情６ 如 图 ３ （ ．（ 例 出一 组无 量纲 油膜 人表 布 ， 分 ｍ＝况 ｎ＝ ） Ｏ得 其
收稿 日期 ：０ １０ ４５ ２ １ －５ ）． 基金项 目： 黑龙 江省 自然科学基金资助项 目（ ２ １４ ． Ｅ ０ ０７） 作者简介 ： 史冬岩 （９ ５ ） 女 ， １６ 一 ， 教授 ， 博士生导师 ； 张成 （ ９７ ） 男 ， １ ８ － ， 硕士研究 生 ， — ａｌ ｈ ｎｃｅｇ９ ７ ３ Ｅ ｍ ｉ ａｇｈ ｎ１８ ５ ０ ：ｚ
轴颈
３０ ０
！ ！ 竺 竺
宽径 比
０ ８
！
！
Ｉ２ ：
５ ３ ６．
偏 心率 进油温度 偏位角
本文选择采用有限差 分法求解雷诺方程． 将轴 瓦的油膜 区域划分为网格 ， 如图 １ 所示 ， 用各个节点 上的压力值构成各阶差 商， 近似取代节 点上 的压力 值． 所得的一组离散的压力数值 ， 也就近似表达了油 膜 中 的压 力分 布 ． 把 整 个 油 膜 区域 离 散 成 长 方 形 先
滑动 轴承 在旋 转 机 械 中应 用 广 泛 ， 工 作 时 转 其 子与 轴承 之 间形 成 压 力 油膜 ． 膜压 力 作 用 在 轴 瓦 油 的合金 层 上 ， 环交 变 的应 力 是 导致 轴 瓦 变 形 失效 循 的 主要原 因 ． 油膜 压 力 的计 算 和 轴 瓦合 金 层 应 力 对
ｔ ｍｐ ｉ ｃ ｔ ｎ ｏ ｃ ｅ ｔ ｃｔ ｈｅ ａ ｌｆ ａｉ ｆｅ ｃ ｎ ｒ ｉ ｉ ｏ ｉ ｙ；ｔ ｅ ｃ ｏ ｓｄ ｍｐ ｎ ｓａ ｐ ｏ ｉ ｔｌ ｑ １ ｈ ｒ ｓ ａ ｉ ｇ ｗａ ｐ ｒ ｘｍａｅｙ ｅ ｕａ ． Ｋｅ ｗｏ ｄｓ：ｌｄ ｎ ａ ｉ ｇ；ｏｌｆｌ ｐ ｅ ｓ ｒ ｉｎ ｔ ｉ ｅ ｅ ｃ ｔ ｏ ｙ ｒ ｓｉ ｉ ｇ ｂｅ ｒｎ ｉ ｉ ｍ ｒ ｓ ｕ ｅ；ｆ ｉ ｄｆ ｒ ｎ ｅ ｍｅ ｈ ｄ；ｄ ｎ ｍｉ ｏ ｆ ｃ ｅ ｔ ｅ ｆ ｙ ａ ｃ ｃ ｅ ｉｎ ｉ
＠ ｌ ３ ｃ ｒ． ６ ． ｏ ｎ
差分法编程简单 ， 求解方便 ， 本文采用有限差分法求
解 雷诺方 程 ， 求 解 得 出 油 膜 压 力 分 布 的 基 础 在
上研究轴瓦合金层 的应力分布情况 ， 并对滑动轴承
的动态 特性 进行研 究 ， 解 出滑 动 轴 承 的动 特 性 系 求 数， 为有 限元 分析 中滑 动轴 承 的简化 提供 帮助 ．
Ｓ ｎ ｙ ｎ，ＺＨＡＮＧ ｅ ｇ，ＲＥＮ ｏ ｇ ｏ ｇ，ＺＨＡＮＧ ａ ｇ，ＰＥＮＧ ａ ｇ ＨＩＤｏ ｇ ａ Ｃｈ ｎ Ｌ ｎ ｌｎ Ｌｉｎ Ｌｉｎ
（ ｏｌ ｅｏ ｃ ａｉ ｌ ｎ ｌ ｔｃｌ ｎ ｉ ｅ ｎ ，Ｈ ｒｉ Ｅ ｇｎｅｉｇＵ ｉ ｒ ｔ，Ｈ ｒｉ １００ ， ｈ ａ Ｃ ｌ ｇ ｆ ｈ ｎ ａ ａｄＥｅ ｒ ａ Ｅ ｇ ｅｒ ｇ ａ ｎ ｎｉｅｒ ｎ ｅｓｙ ａｂ ５０ １ Ｃ ｉ ） ｅ Ｍｅ ｃ ｃ ｉ ｎ ｉ ｂ ｎ ｖ ｉ ｎ ｎ
Ｆｉ ．１ ｇ Ｓ ｈｅ ａ ｉ ｄ ａ ｒ ｍ ｆ ｃ ｍ ｔ ｃ ｉｇ ａ ｏ ｍｅ ｈ ｅ ｅ ａ ｉ ｎ ｎ ｓ ｇ ｎ ｒ ｔｏ ａ ｄ
ｄ ｆｅ ｅ ｃ ｕｏｔｅ ｉ ｒｎｅｑ ｉ ｎｔ
轴
图 ２ 油 膜 压 力 分 布
Ｆ ｇ ２ Ｐｒ ｓ ｕ ｅ ｄ ｓｒ ｂ ｔｏ ｆｏ ｌｆ ｍ ｉ． ｅ ｓ ｒ ｉ ｉｕ ｉｎ ｏ ｉ ｉ ｔ ｌ
ｐ ｒ ｂ ｌｉ ｔ ｈ ａ ｇ ｓ ｌｏ ａ ｅ ｔｅ ｓ ａ ｐ ａ ｅ ｔｔ ｅ ｐ ａ ｆｏｌｆｌ ｐ ｅ ｓ ｒ ｎ ｈ ｒ ａｅ ｔｓｒ ｉ ｓ ａ － ａ ａ ｏ ｏｄ ｗｉｈ ｔ ｅ ｌｒ ｅ ｔａｌｙ ｌ ｙ ｒｓｒ ｓ ｐ ｅ ｒ ｄ ａ ｈ ｅ ｋ ｏ ｉ ｉ ｍ ｒ ｓ ｕ ｅ ａ ｄ ｔ ｅ ｇ ｅ ｔ ｓ ｔａ ｎ ｗａ ｃ
ｔ ｅ ｓｉ ｎｇ ｂ ａ ｉ ．Ｎｅ ｔ ｈｅ ｓｒ ｓ ｉｔ ｂ ｔｏ ｆｔ ｅ ｒｎ ｌｏ ｓ ａ ｌｚ ｄ ｕ ｅ ｈ ｉ ｆ ｍ ｒ ｓ ｕ ｅ ｈｅ ｈ ｌ ｄｉ ｅ ｒｎｇ ｘ ，ｔ ｔｅ ｓ ｄ ｓｒ ｕ ｉｎ ｏ ｈｅ ｂ ａｉ ｇ ａｌｙ ｗａ ｎａｙ ｅ ｎｄ ｒｔ ｅ ｏｌｉ ｉ ｌ ｐ ｅ ｓ ｒ ．Ｔ ｄ ｎ ｍｉ ｏ ｆ ｃｅ ｔ ｆｓｉ ｉ ｇ ｂ ａ ｎ ｓｗｉｈ ｌｍｉｅ ｄ ｈ ｗｅ ｅ ｏ ｔ ｉ ｄ ｂ ｏ ｖｎ ｈ ｉ ｅ ｅ ｔａ ｑ ａｉ ｎ ｏ ｒ ｓ ｙ ａ ｃ ｃ ｅｆ ｉｎ ｓ ｏ ｌｄ ｎ ｅ ｒ ｇ ｔ ｉ ｔ ｄ ｗｉ ｔ ｒ ｂ ａｎｅ ｙ ｓ ｌｉ ｇ ｔ ｅ ｄ ｆ ｒ ｎ ｉｌｅ ｕ ｔｏ ｆｐ ｅ － ｉ ｉ ｆ