滑动轴承油膜压力分布：
实验7 液体动压滑动轴承油膜压力与摩擦仿真及测试分析分解
3）转速对油膜压力的影响 转速越高，单位时间通过载荷作用面的润滑 油就越多，产生的摩擦力就越大，油膜压力就越 大，特别是当转速达到一定值使流体的流动由层 流变为紊流时，承载力会得到显著提高。在转速 升高的同时会使润滑油的温度上升，运动粘度下 降，使油膜压力降低承载能力下降。相比而言， 油温升高带来的油膜压力降低比转速上升带来的 油膜压力升高要小得多。 4）液体动压滑动轴承设计的结构、尺寸，制造 精度，材料选择对动压油膜的产生和压力的大小 都有直接的影响。
实验7 液体动压滑动轴承油膜压 力与摩擦仿真及测试分析
7.1 实验目的
通过在 HSB 型试验台上，对液体动压 轴承进行径向和轴向油膜压力分布及大小的 测量和仿真，对摩擦特性曲线进行测定及仿 真，了解影响液体动压滑动轴承油膜建立及 影响油膜大小各项因素之间的关系。
7.2 实验原理
利用轴承与轴颈配合面之间形成的楔形间
3、滑动轴承油膜压力仿真与测试分析界面
4、滑动轴承摩擦特征仿真与测试分析界面
7.8 实验内容
1．液体动压轴承油膜压力周向分布测试分析
该实验装置采用压力传感器、A/D板采集该 轴承周向上七个点位置的油膜压力，并输入计 算机通过曲线拟合作出该轴承油膜压力周向分 布图。通过分析其分布规律，了解影响油膜压
传感器采集的实时数据。
注：此键仅用于观察和手动纪录各压力传感器采集的数据，软件所
需数据将由控制系统自动发送、接收和处理。
7.7软件界面操作说明
1、由计算机桌面“长庆科教”进入启动界面
2、在图7-7启动界面非文字区单击左键， 即可进入滑动轴承实验教学界面。
操
作
[实验指导]： 单击此键，进入实验指导书。 [进入油膜压力分析]： 单击此键，进入油膜压力及摩擦特性分析。 [进入摩擦特性分析]： 单击此键，进入连续摩擦特性分析。 [实验参数设置]： 单击此键，进入实验参数设置。 [退出]： 单击此键，结束程序的运行，返回WINDOWS界面。
滑动轴承压力分布及动特性系数
滑动轴承压力分布及动特性系数史冬岩;张成;任龙龙;张亮;彭梁【摘要】为了对滑动轴承的压力分布和动特性进行研究,基于有限差分法求解静态雷诺方程,得出滑动轴承油膜压力的分布情况,分析了油膜压力作用下轴瓦合金层的应力分布情况.通过求解扰动压力微分方程,得出有限宽滑动轴承的动特性系数.研究表明,油膜压力呈三维抛物面分布,在油膜压力峰值处合金层应力最大,在油膜压力梯度最大处应变最大,油膜动特性系数随着偏心率的增大而增大,交叉阻尼近似相等.%In order to research the pressure distribution of a sliding bearing and its dynamic characteristics, based on the finite difference method, the static Reynolds equation was solved to get the oil film pressure distribution of the sliding bearing. Next, the stress distribution of the bearing alloy was analyzed under the oil film pressure. The dynamic coefficients of sliding bearings with limited width were obtained by solving the differential equation of pressure disturbance. The results of the study indicate that the oil film pressure distributed along a three-dimensional paraboloid with the largest alloy layer stress appeared at the peak of oil film pressure and the greatest strain was accompanied by the biggest gradient of oil film pressure. The dynamic coefficient of the oil film increased following the amplification of eccentricity; the cross damping was approximately equal.【期刊名称】《哈尔滨工程大学学报》【年(卷),期】2011(032)009【总页数】6页(P1134-1139)【关键词】滑动轴承;油膜压力;有限差分法;动特性系数【作者】史冬岩;张成;任龙龙;张亮;彭梁【作者单位】哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001;哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001;哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001;哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001;哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001【正文语种】中文【中图分类】TH133.31滑动轴承在旋转机械中应用广泛，其工作时转子与轴承之间形成压力油膜.油膜压力作用在轴瓦的合金层上，循环交变的应力是导致轴瓦变形失效的主要原因.对油膜压力的计算和轴瓦合金层应力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.油膜不仅起着承受载荷、减轻摩擦、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［1-3］.它也是转子—支承—基础这个系统中的一个环节［4］.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.对雷诺方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，但解析解法无法获得较精确的解，随着计算机技术的发展.数值计算方法对雷诺方程求解己经成为一个主流趋势.有限差分法编程简单，求解方便，本文采用有限差分法求解雷诺方程［5-6］，在求解得出油膜压力分布的基础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，求解出滑动轴承的动特性系数，为有限元分析中滑动轴承的简化提供帮助.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研究对象，可以导出雷诺方程的一般形式［7］:式中:x为周向坐标，z为轴向坐标，p为油膜压力，h为油膜厚度，U为轴颈速度，μ为油膜粘度.为了将方程写成最紧凑的形式，将式(1)无量纲化，可得雷诺方程的无量纲形式［8］为式中:φ为偏位角，l为轴承宽度，λ=2z/l，H=1+εcosφ，H为无量纲油膜厚度，ε为偏心率.P为无量纲油膜压力，由式(2)可以得出，无量纲油膜压力P的分布取决于偏心率ε和宽径比d/l.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.先把整个油膜区域离散成长方形的网格，将网格节点按所在的列数和行数顺序编号，沿φ方向的列数用i编号，沿λ方向的列数用j编号，每个节点位置用(i，j)二维编号表示［9］.图1 网格划分及差商示意Fig.1 Schematic diagram of mesh generation and difference quotient对节点(i，j)上的一阶导数，可用其相邻节点上的P值构成的中差商来表达，为了提高计算精度，采用半步长上的值构成的中差商表示一阶导数，对于(i，j)上的二阶导数，可先用相邻步长上的一阶导数的中差商表示，然后将式中的一阶导数用相邻节点值的中差商表示，则式(2)可表示为式(3)适用于全部内节点 i=2，3，…，m、j=2，3，…，n，共有 (m-1)(n-1)个方程，可构成一个方程组，根据给定边界条件可解出各内节点Pi，j值.引入雷诺边界条件最常用的有效且简便的做法是:在网格区域每行上均由起始边向终止边方向逐点计算，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.该点以后各点压力均取为零，不按式(3)计算.每次迭代均如此处理，则破裂边近似位置会逐渐逼近应有的自然破裂边界，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［10］的一个计算示例，该示例中数据如表1所示.计入表1数据，取m=60，n=40得出一组无量纲油膜压力分布，其分布情况如图2所示.表1 轴承参数Table 1 Bearing parameter轴颈d/mm宽径比l/d偏心率ε进油温度T/℃偏位角θ/(°)300 0.8 0.495 40 56.3图2 油膜压力分布Fig.2 Pressure distribution of oil film从压力分布图2中可以看出，360°包角有限宽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值，之后急剧下降，在φ＞180°的某一区域，压力降为零，压力变为零的点就是油膜的自然破裂点.在油膜压力增大到最大的过程中，油膜压力变化平滑，在超过峰值后，油膜压力变化几乎突变为零，这与实际情况中楔形油膜的变化情况一致.2 合金层应力应变分布求解根据表1数据建立滑动轴承网格模型，共生成单元数129 840个、节点数105 652个，外层钢材料采用五面体单元进行离散，内层的合金层采用六面体单元进行离散.钢被层和合金层材料属性如表2所示.表2 轴承材料参数Table 2 Bearing material parameter材料弹性模量/MPa 泊松比刚被层:碳钢200 000 0.28合金层材料50 000 0.38网格模型导入到ANSYS中，在前面编程求得的油膜压力分布式大量的无规则的、离散的值，选择用APDL命令进行加载.油膜压力加载情况如图3所示.求解得出的合金层应力应变分布如图4～6所示.图3 油膜压力加载Fig.3 Oil film pressure loading图4 滑动轴承轴瓦应力分布Fig.4 Stress distribution of sliding bearing bush 图5 滑动轴承轴瓦剪应力分布Fig.5 Shear stress distribution of sliding bearing bush图6 滑动轴承轴瓦应变分布Fig.6 Strain distribution of sliding bearing bush 由图4合金层应力分布情况，可以看出，滑动轴承在承受油膜压力所产生的应力的分布与油膜压力的分布基本相同.在滑动轴承的宽度方向，应力从外截面到中截面逐渐增加，合金层轴向应力的峰值位于中截面油膜厚度最小处［11］，峰值为20.702 MPa.由图5滑动轴承轴瓦剪应力分布情况，可以看出，剪应力存在的区域为压力峰值周围和压力梯度大的区域.同时，油膜压力最大值在滑动轴承的中截面处并具有最大压力梯度，剪应力的最大值在滑动轴承的中截面处合金层与钢被结合处，因为该处压力梯度最大，最大剪应力为8.375 MPa.在轴承表面，剪应力最大值在油膜压力分布峰值处，最大值为5.322 MPa.由图6滑动轴承的应变分布情况，可以看出，滑动轴承在油膜压力作用下的径向变形与油膜压力分布十分相似，在一定区域内，变形随着油膜压力的增大而逐渐变大，当油膜压力达到最大值时，变形也达到最大.随着油膜压力急剧降低而使变形变小，应变随着油膜厚度的增大而逐渐减小.3 滑动轴承动力特性系数计算油膜不仅起着承受载荷、减轻摩擦、消除磨损等作用，从动力学观点看来，它也是转子—支承—基础这个系统中的一个环节.油膜通常起着非线性的弹簧和阻尼作用.由于这类问题大多只涉及到较小振幅或无限小的振幅，所以常可将油膜近似看成具有线性化了的弹簧常数和阻尼特性，通常即称这些线性化了的动力特性为油膜刚度和阻尼，下面介绍油膜刚度和阻尼系数［7］的求解.3.1 等效力学模型定义油膜刚度系数为单位位移所引起的油膜力增量，即定义油膜阻尼系数为单位速度所引起的油膜力增量，即式中，各系数的第1个下标代表力的方向，第2个下标代表位移或速度的方向.油膜刚度系数和阻尼系数统称为油膜动力特性系数或动力系数.动态分析时滑动轴承的力学模型可表示成如图7所示情况［12］.图7 滑动轴承等效力学模型Fig.7 Equivalent mechanical model of sliding bearing3.2 扰动压力方程求解径向滑动轴承的非定常运动雷诺方程为式中:h为油膜厚度，p为油膜压力，μ为润滑油膜动力粘度，φ为轴颈轴向位置，z为轴向位置，r为轴颈半径，Ω是轴颈角速度，t为时间.设Δx为横向扰动、Δy为垂向扰动、h0为静平衡油膜厚度，将(6)式按 h=h0+ Δxsin φ -Δycos φ展开，并忽略高阶小量，可以获得各项扰动压力的微分方程为［13］式中，P'分别表示Px、Py、P˙x、P˙y、P0为静平衡时的油膜压力.第1个方程为Δx对应项，第2个方程为Δy对应项，第3个方程为Δ˙x对应项，第4个方程为Δ˙y对应项.各扰动方程与无扰动下雷诺方程形式一样，只是右边项不同，故求解方法和求解无扰动下雷诺方程一样，在求解前需把扰动方程无量纲化.令式中:ψ =c/r.将式(8)中各无量纲因子带入式(7)即可得出扰动压力微分方程的无量纲形式如下:式中:Pi分别表示 P1、P2、P3、P4 的无量纲形式.式(9)表示的是无量纲扰动压力与静压力分布、油膜厚度、周向位置之间的关系.由式(9)中第3个、第4个方程可以看出动态速度引起的油膜压力增量P3、P4与静平衡位置时油膜压力分布情况和油膜厚度分布情况无关.3.3 无量纲动特性系数的计算求解扰动压力即解方程(9)，求解方法和求解无扰动下雷诺方程一样.对于这些扰动压力，边界条件是:在完整油膜区的全部边界上，这些扰动压力均为零.在计算时，先按求解出轴心静平衡位置相应的压力分布，以及由雷诺边界条件确定的破裂边位置，然后按方程(9)计算各扰动压力.当计算出各扰动压力 P1、P2、P3、P4后，经再次积分求出油膜力的各项增量，即无量纲刚度系数如式(10)所示，无量纲阻尼系数如式(11)所示:求解得出无量纲油膜动特性系数如表3所示.由表3可以看出，滑动轴承油膜无量纲刚度和阻尼系数随着偏心率的增大而增大，在偏心率小于0.5时，随偏心率的变化不大;当偏心率大于0.5后，随偏心率的增大而迅速增大;当偏心率超过0.8时，该趋势变的更加明显.另外可以看出，交叉阻尼系数近似相等.这一点也可以有力的证明前面所采用的算法是可行的，因为由滑动轴承动态特性的经典理论知道滑动轴承油膜交叉阻尼是相等的，在本文中由于采用数值计算方法，二者近似相等.表3 无量纲油膜动特性系数(L/D=0.5)Table 3 Dynamic characteristics of oilfilm with dimensionless(L/D=0.5)偏心率 Kxx Kyx Kxy Kyy Cxx Cyx Cxy Cyy 0.071 0.047 0 0.632 4 -0.542 5 0.116 5 1.255 6 0.123 6 0.134 6 1.100 60.114 0.083 3 0.650 6 -0.559 5 0.182 9 1.269 2 0.188 1 0.201 9 1.164 60.165 0.129 0 0.685 2 -0.581 1 0.270 5 1.292 6 0.269 8 0.286 9 1.264 00.207 0.169 6 0.725 9 -0.600 9 0.353 4 1.320 4 0.342 5 0.363 1 1.369 20.224 0.187 1 0.745 6 -0.610 4 0.390 5 1.332 5 0.374 0 0.395 6 1.421 80.372 0.379 2 1.033 4 -0.713 8 0.863 9 1.506 8 0.718 5 0.756 6 2.132 90.477 0.594 9 1.444 2 -0.809 6 1.528 0 1.722 0 1.100 1 1.158 0 3.104 20.570 0.907 0 2.102 6 -0.891 5 2.676 4 2.027 0 1.642 7 1.729 0 4.643 20.655 1.412 5 3.214 9 -0.869 2 4.876 9 2.466 1 2.484 3 2.613 7 7.148 40.695 1.805 5 4.059 1 -0.896 9 6.636 3 2.768 8 3.098 9 3.260 5 9.426 00.734 2.352 7 5.227 8 -0.890 5 9.191 6 3.156 1 3.926 7 4.137 7 12.792 6 0.753 2.446 1 5.744 5 -0.989 7 10.536 9 3.195 8 4.180 0 4.459 2 14.380 8 0.761 2.900 7 6.338 0 -0.828 7 11.704 9 3.499 3 4.707 0 4.961 5 16.237 0 0.772 3.189 4 6.887 9 -0.771 7 12.969 6 3.661 4 5.089 7 5.366 6 18.023 1 0.809 4.528 6 9.296 3 -0.279 5 18.643 2 4.345 4 6.793 7 7.169 7 26.440 2 0.879 10.593 5 17.978 0 4.455 0 36.339 3 6.736 9 13.773 0 14.548 4 69.553 44 结论本文对滑动轴承的油膜压力和轴瓦合金层应力分布进行了研究，在求解出油膜压力分布的基础上对滑动轴承的动态特性进行了研究，求解出滑动轴承的动特性系数，主要得出了以下结论:1)由油膜压力分布图可得出滑动轴承的压力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值，之后急剧下降，在φ＞180°的某一区域，压力降为零.2)滑动轴承合金层在承受油膜压力所产生的应力分布与油膜压力的分布基本一致，应力峰值为20.702 MPa.剪应力存在的区域为压力峰值周围和压力梯度大的区域，最大剪应力为8.375 MPa.3)滑动轴承油膜无量纲刚度系数和阻尼系数随着偏心率的增大而增大，交叉阻尼系数近似相等.参考文献:【相关文献】［1］姚熊亮，孙士丽，陈玉.高频动载轴承内油膜压力特性［J］.机械工程学报，2010，46(17):93-99.YAO Xiongliang，SUN Shili，CHEN Yu.The pressure behavior of oil film in bearing subjected to high-frequency dynamic load［J］.Journal of Mechanical Engineering，2010，46(17):93-99.［2］邓玫，孙军，符永红，等.计及轴受载变形的粗糙表面轴承热弹性流体动力润滑分析［J］.机械工程学报，2010，46(15):95-101.DENG Mei，SUN Jun，FU Yonghong，et al.Thermoelastohydrodynamic lubrication analysis of bearing considering shaft deformation and surface roughness［J］.Journal of Mechanical Engineering，2010，46(15):95-101.［3］姚熊亮，张成，孙士丽.考虑可压缩性及惯性力的油膜力研究［J］.中国舰船研究，2010，5(6)33-40.YAO Xiongliang，ZHANG Cheng，SUN Shili.Analysis of oil film force 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滑动轴承实验
题。
表二径向油膜压力值记录
表号 1
2
3
4
5
6
7
载荷（N）
1386N （ 100r/min
1746N （ 100r/min
1746N （ 300r/min ）
国家工科机械基础教学基地
National basic teaching base for engineering machinery
机械设计
图十八 滑动轴承径向油膜压力分布曲线
国家工科机械基础教学基地
National basic teaching base for engineering machinery
1386N
1
2
3
4
5
6
7
8
1746N
国家工科机械基础教学基地
National basic teaching base for engineering machinery
机械设计
图十七 滑动轴承特性曲线
国家工科机械基础教学基地
National basic teaching base for engineering machinery
国家工科机械基础教学基地
National basic teaching base for engineering machinery
机械设计
接下来我们来介绍实验课用到的滑动轴承实验台 首先我们来介绍实验台结构
图六为实验台实物照片，图七为实验台结构示意图
图六滑动轴承实验台
图七滑动轴承实验台结构示意图
图九 轴瓦
图十 油压表
请同学们看图九，图十，实验台上右边轴瓦径向每隔22°30´ 钻有直径1毫米的小孔 ，轴瓦上
滑动轴承在线实验报告
一、实验目的1. 了解滑动轴承的工作原理和结构特点。
2. 掌握滑动轴承在线实验的基本操作方法和注意事项。
3. 通过实验，测量滑动轴承的径向和轴向油膜压力分布曲线。
4. 分析实验数据，研究滑动轴承的承载能力和润滑性能。
二、实验原理滑动轴承是一种利用油膜来承受载荷的机械元件，其基本原理是在轴承与轴颈之间形成一层油膜，使两者分离，减少直接接触，从而降低摩擦和磨损。
本实验采用液体动压润滑原理，通过油泵将润滑油送入轴承间隙，形成油膜，实现润滑。
三、实验仪器与设备1. 滑动轴承实验台2. 油泵3. 油压传感器4. 数据采集系统5. 计算机软件四、实验步骤1. 安装实验装置，检查各部件连接是否牢固。
2. 调节油泵出口压力，使油压稳定在设定值。
3. 启动实验台，观察轴承的运行情况。
4. 记录实验数据，包括轴承的转速、载荷、油温等。
5. 使用油压传感器测量轴承的径向和轴向油膜压力分布曲线。
6. 将采集到的数据传输至计算机，进行数据处理和分析。
五、实验结果与分析1. 径向油膜压力分布曲线实验结果显示，轴承的径向油膜压力分布曲线呈抛物线形状，最大压力出现在轴承间隙中心，随着距离中心的增大，压力逐渐减小。
这是因为油泵提供的油压在轴承间隙中心处达到最大，随着距离中心的增大，油膜厚度增加，压力逐渐减小。
2. 轴向油膜压力分布曲线实验结果显示，轴承的轴向油膜压力分布曲线呈线性形状，压力随着轴向距离的增加而增大。
这是因为轴承在轴向受到载荷作用，油膜压力随着轴向距离的增加而增大。
3. 轴承承载能力通过实验数据分析，可以得出轴承的承载能力与轴承间隙、油泵出口压力等因素有关。
当轴承间隙增大时，油膜厚度增加，轴承承载能力提高；当油泵出口压力增大时，轴承承载能力也相应提高。
4. 润滑性能实验结果显示，滑动轴承的润滑性能与轴承间隙、油泵出口压力等因素有关。
当轴承间隙和油泵出口压力适中时，轴承的润滑性能较好，摩擦系数较低。
六、实验结论1. 通过本实验，掌握了滑动轴承在线实验的基本操作方法和注意事项。
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
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 λ 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η (Pa ⋅s)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MP a)有关，令（7） 式中：λ—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 λ 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 λc 称为临界特性数，且 λc 以右为液体摩擦润滑区，λc 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 λ 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 —λ曲线不同，λc 也随之不同。
四. HZS —I 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。
λη=n p2. 加载装置该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。
图中4为静压加载板，它位于被试轴承上部，并固定于箱座上，当输入压力油至加载板的油腔时，载荷即施加在轴承上，轴承载荷为：F = 9.18 (p o A+Go) N （8） 式中： p o — 油腔供油压力，p o = 3 kg/cm 2 ；A — 油腔在水平面上投影面积，2 Go — 初始载荷（包括压力表、平衡重及轴瓦的自重）Go = 8 kgf 。
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。
滑动轴承实验之一
实验16 滑动轴承实验之一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.观察滑动轴承的动压油膜形成过程与现象。
2.通过实验，绘出滑动轴承的特性曲线。
3.了解摩擦系数、转速等数据的测量方法。
4.通过实验数据处理，绘制出滑动轴承径向油膜压力分布曲线与承载量曲线。
二、设备和工具图16-1 滑动轴承实验台结构滑动轴承实验台结构如图16-1所示：它由底座1，箱体2，轴3，轴瓦4，压力表5，加载砝码6,加载杠杆7、8,测力百分表9，测距杠杆14，测力弹簧片10,控制面板11,Ⅴ型传送带12,直流电机13等组成。
实验台有关数据：1.轴瓦：材料—ZQAL9—4表面粗糙度—1.6宽度—B＝75mm2.轴：材料—45#表面粗糙度—0.8直径—d=60mm3.电动机：型号—130SZO2额定功率—P＝355W额定转速—n ＝1500rpm4.V 带传动：型号—O 型内周长—L ＝l120mm根数—Z ＝2中心距—a ＝350mm传动比—i ＝3.1755.润滑油：牌号—45号机油粘度—η＝0.34（s Pa ⋅）6.加力杠杆比：42.6277.测矩杠杆力臂长—L ＝160mm测力弹簧片刚度系数—K ＝ N ／格（见实验机上标牌，每个实验机均不相同）三、实验原理轴瓦4与测矩杠杆14联成一体，压在轴上，直流电动机13通过V 型传动带12驱动轴3旋转。
箱体内装有足够的润滑油，轴将润滑油带到轴与轴瓦之间。
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 ：
液体动压滑动轴承油膜压力与摩擦仿真及测试分析
操纵面板说明 II
数 码 管 6： 外加载荷传感器采集的实时数据。 油膜指示灯7：用于指示轴瓦与轴向油膜状态。 调速旋钮8： 用于调整主轴转速。 电源开关9： 此按钮为带自锁的电源按钮。 触摸开关2： 按动此键可显示1-8号压力传感器顺号和相应的压力
传感器采集的实时数据。
• 注：此键仅用于观察和手动纪录各压力传感器采集的数据，软
•
1）润滑油运动粘度的影响 润滑油对油膜压力的影响主要决取于它的运
动粘度。 不同品种的润滑油运动粘度不同，同一品种
但牌号不同润滑油运动粘度不同、粘度越高、产 生的油膜压力越大。
润滑油运动粘度可查手册或用粘度计测量。
•
2）润滑油温度的影响
润滑油的油温高低决定了运动粘度的变化 趋势，油温升高，油的粘度值降低，运动时产 生的摩擦阻力下降，产生的摩擦力就降低，承 载力就下降。油温降低、油的粘度值加大，运 动时产生的摩擦阻力增加，相应的承载力就会 提高。一般在设计液体动压滑动轴承时油的温 度要控制在70℃左右，最高不超过100℃。在 我们这个实验中，由于设备运转时间短，油温 的变化很小，对油膜压力值的影响可忽略不计 ，将油的温度视为实验台设置的温度30℃。
由于实验台的外载荷是加在轴瓦上，故 动压油膜形成如上图示。
•
7.4 动压油膜建立的判断
液体动压润滑是否建立，可通过在HS-B试验
台上做摩擦特征曲线，简称f–u 曲线来判断。
•固体摩擦区 •液体摩擦区
•摩擦特征曲线图
•
7.4 动压油膜建立的判断
•固体摩擦区 •液体摩擦区
• 摩擦特征曲线图中： • f — 轴颈与轴承之间的摩擦系数 • 0 — 轴承特性系数 • A — 临界点（非液体润滑向液体润滑转变） • — 临界特性系数
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
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. 尝试目的1. 不雅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. 尝试要求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 λ 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道理 当轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦外表，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发生压力。
当压力与外载荷平衡时，轴与轴瓦之间形成不变的油膜。
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，具有必然吸震能力。
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η (Pa ⋅s)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MP a)有关，令〔7〕 式中：λ—轴承特性数不雅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 λ 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 λc 称为临界特性数，且 λc 以右为液体摩擦润滑区，λc 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 λ 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 —λ曲线不同，λc 也随之不同。
四. HZS —I 型试验台布局和工作道理 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。
λη=n p2. 加载装置该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。
图中4为静压加载板，它位于被试轴承上部，并固定于箱座上，当输入压力油至加载板的油腔时，载荷即施加在轴承上，轴承载荷为：8 (p o A+Go) N 〔8〕 式中： p o — 油腔供油压力，p o = 3 kg/cm 2 ；A — 油腔在程度面上投影面积，2 Go — 初始载荷〔包罗 压力表、平衡重及轴瓦的自重〕Go = 8 kgf 。
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。
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线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 Z 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 滑动轴承的摩擦系数 转速n (r/min)和轴承压力式中：)—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 几的变化如图8-2所示。
图中相应于f 值最低点的轴承特性数Z c 称为临界特性数，且>€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。
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， 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。
8-1所示。
f 是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度 n (Pas)、轴的P (Mfa)有关，令P(7)祐以右为液体摩擦润滑区，因此f 值随几减 f —A曲线不同，Z c1 2 3 41 —测力计2—测力杆3—卡板4—加载板 5 —轴6—轴承7 —平衡重块图8-8加载及摩擦力矩测量装 置Go —初始载荷（包括压力表、平衡重及轴瓦的自重） Go = 8 kgf 。
第7章 滑动轴承润滑理论
2
Di, j
= ⎜⎛ d ⎝L
Δϕ Δλ
⎟⎞ 2 ⎠
H
3 i,
j −1
2
Ei, j = Ai, j + Bi, j + Ci, j + Di, j
( ) Fi, j = Δϕ H i+1 2, j − H i−1 2, j
=
ηUr 2 L
c2
−12ε 2 (2 + ε 2 )(1 − ε 2 )
Wy
=
ηUr 2 L
c2
6πε (2 + ε 2 )(1 − ε 2 )1/ 2
矛盾：不能满足流体的连续性流动条件
在 φ = φ * 及 φ = π 处，dp
剪切流，但
h* > hmin
dφ
=
0
，均只有
W=
Wx2
+
W
2 y
W
=
第7章 滑动轴承润滑理论
滑动轴承的分类： 按受力方向：向心滑动轴承，推力滑动轴承 按结构：全周滑动轴承，半瓦滑动轴承，多油楔滑动轴承，可倾
瓦滑动轴承，固定瓦滑动轴承
可倾瓦滑动轴承
多油楔滑动轴承
推力滑动轴承 滑动轴承结构
油沟
油室
滑动轴承的启动过程：静止——启动——正常运转形式油膜
(1) 滑动轴承油膜压力分布 略去侧泄影响（无限宽轴承）， 直接应用一维Reynolds方程： 引入轴坐标系统
如在供油处压力为p0 则上式可写作：
p
=
p0
+
6ηUr
c2
ε sin φ (2 + ε (2 + ε 2 )(1 + ε
cosφ ) cosφ )2