立式泵滚动轴承稀油自润滑供油量计算
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算
§13-5 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算•、动压油膜和液体摩擦状态的建立过程流体动力润滑的工作过程：起动、不稳定运转、稳定运转三个阶段起始时*0,轴颈与轴承孔在最下方位置接触1、起动时，由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿孔壁向右上方爬开。
2、不稳定运转阶段，随转速上升，进入油楔腔油逐渐增多，形成压力油膜，把轴颈浮起推向左下方。
（由图b—•图c ）3、稳定运转阶段（图d）:油压与外载F平衡时，轴颈部稳定在某一位置上运转。
转速越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。
（但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力）（1）相对运动两表而必须形成一个收敛楔形向心轴承动压油膜形成过程(2) 被油腹分开的两表面必须有一定的相对滑动速度v 沙其运动方向必须使润滑从大口流进, 小口流出。
(3) 润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。
V 越大，n 越大，油膜承载能力越高。
实际轴承的附加约束条件:二、最小油膜厚度h 込1、几何关系压力 PV 值 速度 最小油膜厚度温升"[p]吨]札鈕—]图13-13径向滑动轴承的几何参数和油压分布0—轴颈中心，(X—轴承中心，起始位置F与00：重合，轴颈半径-r,轴承孔半径R・•・半径间隙： (13-6-1)C = =芯=D-丘半径间隙： 2 2 (13-6)A C相对间隙：(13-7)偏心距：它=C，O1(13-8)偏心率：(13-9)以00：为极轴，任意截面处相对于极轴位置为“ 处对应油膜厚度为h,h= C(l+£cu 朝OPj. = C+e = R—r +eW=18D时：h^ = R-r-e=C-e = C(l-^) (13_10)h的推导：在厶占。
】中，根据余弦定律可得R2 =『+ (r + hY - 2叹 +/?)cos @= [(r + A) -ecos 如'+『2 2略去高阶微量 e sm，再引入半径间隙c= R—*，并两端开方得豎®¥ 去h（13-12）三. 流体动力润滑基本方程（雷诺方程）流体动力润滑基本方程（雷诺方程）是根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后 简化而得的。
轴承加油脂量计算公式
轴承加油脂量计算公式：
按轴承外径和宽度估算填充量的公式：Q=0.005*D*B。
按轴承内径估算填充量的公式：Q=0.01*d*B。
轴承第二次加脂量的估计公式：Q=0.005*d*B。
高速轴承填充量的估算公式：Q=0.001*K*d.*B。
Q -- 润滑脂填充量，cm3。
K-- 轴承尺寸系数。
d -- 轴承内径，mm。
D -- 轴承外径，mm。
d.-- 轴承平均直径，d.=0.5(D+d)，mm。
B -- 轴承宽度，mm。
轴承（Bearing）是当代机械设备中一种重要零部件。
它的主要功能是支撑机械旋转体，降低其运动过程中的摩擦系数（friction coefficient），并保证其回转精度（accuracy）。
按运动元件摩擦性质的不同，轴承可分为滚动轴承和滑动轴承两大类。
其中滚动轴承已经标准化、系列化，但与滑动轴承相比它的径向尺寸、振动和噪声较大，价格也较高。
滚动轴承一般由外圈、内圈、滚动体和保持架四部分组成，严格的说是由外圈、内圈、滚动体、保持架、密封、润滑油六大件组成。
主要具备外圈、内圈、滚动体就可定意为滚动轴承。
按滚动体的形状，滚动轴承分为球轴承和滚子轴承两大类。
根据轴承类型，添加油脂。
加脂量过大，会使摩擦力矩增大，温度升高，漏油污染环境，耗脂量增大；而加脂量过少，则不能获得可靠润滑而发生干摩擦。
一般来讲，适宜的加脂量为轴承内总空隙体积的:
零类轴承25%——40%；
精密轴承15%——25%
是指空间的百分比。
轴承润滑油量计算及供油方式设计
轴承润滑油量计算滚动轴承润滑所需的油量在很大程度上取决于轴承类型、供油系统设计、润滑油类型等因素。
很难给出一个适合任何情况，具有广泛适用性的简单明了的公式。
具有油液自动传输功能的轴承(如角接触球轴承)所需油量大于不具有油液自动传输功能的轴承(如双列圆柱滚子轴承)所需油量。
尤其当速度性系数(n.dm)值较大时，其差异更明显。
通过大量实验，供油量Q的粗略计算公式如下:Q=WdB 式中Q——供油量，mm3/h W——系数，0.01mm/h d——轴承内径，mm B——轴承宽度，mm 然而，实际供油量还要在此数值基础上扩大4～20倍。
为了获得最佳润滑效果，还需通过实验来修正供油量多少。
4.2 供油方式设计对于高速旋转的轴承，为了可靠地将润滑油送入轴承内部，应十分重视供油方式(如喷嘴形式、安装位置等)的设计。
轴承润滑方式完全取决于轴承类型和配置方式(图4a)。
对单列轴承而言，最佳润滑方式为从一边进入轴承内部。
喷嘴孔应与内环齐平，不能指向保持架。
尤其当轴承自身吸排油方向不易确定时(如角接触球轴承)，润滑油必须按上述方向进入轴承内部。
若条件许可，润滑油最好经过一个特制喷管后再进入轴承内部。
喷管长度取决于轴承大小，直径为0.5～1.0mm。
也允许把润滑油送到轴承外圈处(图4b)。
在这种情况下，要注意察看润滑油是否进入了钢球与外圈之间形成的压力区域。
对双列轴承而言，润滑油必须从与外圈滚道边齐平的地方喷入轴承内部，以对轴承充分润滑。
当轴承外径介于150～280mm时，需要再增加一个喷嘴。
此外，为了防止在轴承底部形成油渣沉淀，需要安装一个泄油管，其长度大于5mm。
为了满足现代机床高速主轴对润滑系统的要求，对油-气集中润滑系统的各个参数还要作进一步详细而精确的研究。
这是因为：润滑油类型、润滑方法、润滑量以及轴承类型、轴承配置等因素均对轴承转速提高有着决定作用。
润滑点需要油量的计算
润滑点需要油量的计算润滑点油量的计算是确定润滑系统所需的油量以保证正常的润滑和运行。
正确的油量可以提供足够的润滑剂来减少摩擦和磨损，同时也可以冷却和清洁润滑点。
因此，准确计算润滑点所需的油量是非常重要的。
润滑点油量的计算通常基于以下几个因素：1.设备的类型和尺寸：不同类型和尺寸的设备对油量的需求是不同的。
通常来说，大型设备需要更多的油量来保持正常运转。
2.设备的使用条件：设备的工作条件对油量需求有影响。
例如，在高温、高压或高速工作条件下，设备通常需要更多的润滑油来保持良好的润滑效果。
3.设备的润滑方式：润滑方式也会对油量的需求产生影响。
常见的润滑方式包括滴油润滑、油浴润滑和循环润滑等。
每种润滑方式都需要特定的油量来满足润滑要求。
4.润滑剂的类型：润滑剂的类型也会对油量需求产生影响。
例如，粘度较大的润滑剂可能需要更多的油量来保证润滑效果。
此外，润滑剂的特性也会影响其在润滑点的损耗程度。
在润滑点油量的计算过程中，一般需要进行以下步骤：1.确定设备的类型和尺寸：首先需要确定设备的类型和尺寸，包括设备的长、宽、高和重量等参数。
2.确定设备的使用条件：了解设备的使用条件，包括工作温度、工作压力和工作速度等参数。
3.确定润滑方式：根据实际情况，确定润滑方式，例如滴油润滑、油浴润滑或循环润滑等。
4.选择润滑剂的类型与特性：根据设备的要求和工作条件，选择合适的润滑剂，并考虑其粘度、温度范围和损耗特性等因素。
5.计算润滑点所需的油量：根据设备的尺寸和润滑方式，结合润滑剂的特性，计算润滑点所需的油量。
通常是根据设备的容积或个数来进行计算。
6.考虑安全因素：除了满足润滑需求外，还需要考虑安全因素，确保润滑点的油量不会过多或过少。
过多的油量可能导致润滑剂的浪费和泄漏，而过少的油量可能导致润滑不足。
总结起来，润滑点油量的计算是一个复杂的过程，需考虑设备的特性、使用条件、润滑方式和润滑剂的特性等因素。
通过合理的计算，可以确保润滑点得到足够的油量从而保证设备的正常运行和寿命。
轴承干油润滑时耗油量的计算
轴承耗油量的计算根据轴承制造商SKF 公司提供的最低耗油量公式（经验公式）为：Q=C ×D ×B式中 Q —单个轴承所需要的耗油量，ml/hC —系数，对于油气润滑，C=0.00003～0.00005;对于油雾润滑，C=0.0005;对于油脂润滑，C=0.003～0.005;D —轴承外径，mmB —轴承列宽，mm另外，油脂的填充量有这样的条件：g n —轴承脂润滑时的极限转速（r/min ）n — 轴承的实际工作转速（r/min ） 当n n g<1.25时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的1/3;当1.25<n n g<5时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的1/3～2/3; 当n n g>5时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的2/3以上;轴承内部自由空间V 的计算公式为：V=W ×K式中 W —轴承的自重（Kg ）K —轴承内部自由空间系数其中，轴承内部自由空间系数K 的值见下表：举例说明：参数为95/145×24的深沟球轴承，实际工作转速为800～2000 r/min轴承内径为95mm ，则内径代号为19，查手册得到型号为6019系列，油脂润滑时的极限转速为4000 r/min ，重量为1.15Kg,查上表得，K=61，所以，轴承内部自由空间V=WK=1.15×61=70.15mlnn g=4000/（800～2000）=2～5， 故1.25<n n g <5 所以润滑脂填充量Q=V ×（1/3～2/3）=23.4～46.8ml而由轴承制造商SKF 公司提供的最低耗油量得：m i n Q =C ×D ×B=0.005×145×24=17.4ml/h。
发动机润滑系统油量计算方法AVL
F总 ——发动机需润滑的各轴承最大间隙的总面积（mm^2）
发动机的F总面积应包括所有需要润滑的间隙面积：如主轴承、连杆轴承、凸轮轴承、摇臂轴承、惰齿轮轴承还有
油的润滑处的间隙面积都应计入。
6
7
8
0
0
0
额定转速时喷嘴需求油量
额定转速功率
KW
0
的油量，取3L/(mm^2.h)
轴承、摇臂轴承、惰齿轮轴承还有其他需要供
AVL算法（低速时） 1
润滑间隙部位
主轴承
轴瓦最大内径mm 轴颈最小直径mm 轴承个数
2
3
4
连杆轴承 凸轮轴承 摇臂轴承
5 惰齿轮轴 承
面积mm^2 总面积F总mm^2 计算值 实际供油量L/h0 Nhomakorabea0
0
0
0
0
低速需喷嘴冷却时
0
低速时功率kw
喷嘴总喷油量L/h
0
实际总供油量L/h
0
机油泵的实际供油量Vp=νF总 =3 F总 （L/h）；式中ν——润滑单位间隙面积的油量，取3L/(mm^2.h)
滚动轴承的脂润滑
滚动轴承的脂润滑
填脂量是个很重要的问题，可参照下述关系计算大致合理的填脂量（g）：
q=d2.5/k q
式中：d—轴承内经（mm）；k q—系数，对球轴承，k q=900，对滚子轴承，k q=350。
为保证大型滚子轴承的承载能力，可采取连续注脂的方法，注脂速度（g/h）可近似取为：
q h=(0.3～0.5)DB×10-4
润滑脂的使用寿命，即换脂周期（h），可按下述关系式估算： L s=k[14×106/(nd1/2)－4d]
式中：d—轴承内经（mm），n—轴承转速（r/min）,k—系数，对调心球轴承、调心滚子轴承和圆锥滚子轴承，k=13；对圆柱滚子轴承和滚针轴承k=5；对深沟球轴承和角接触球轴承，k=10。
轴承运转中定期注入新润滑脂可以逐步替换旧脂，脂的补充量（g）每次为：
q c=0.005DB。
式中：D—轴承外径（mm），B—轴承宽度（mm）。
技术部
谷卓新
2011-09-30。
滚动轴承润滑脂的消耗量及润滑制度
滚动轴承润滑脂的消耗量及润滑制度本页仅作为文档页封面，使用时可以删除This document is for reference only-rar21year.March滚动轴承润滑脂的消耗量及润滑制度①滚动轴承润滑脂消耗量一般灌注式润滑的球和滚子轴承装填润滑脂要注意：（1）装在水平轴上的一个或多个轴承要填满轴承里面和轴承之间的空隙(如用多个轴承)，但外盖里的空隙只填全部空间的32～43； （2）装在垂直轴上的轴承，要填满轴承里面，但上盖只填空间的一半，下盖只填空间的31～43； （3）在易污染的环境中，对低速和中速轴承，要把轴承和盖里的全部空间填满。
上述是一般装填润滑脂的参考数据。
要注意的是装脂量太多，轴承运行容易发热，温升很高。
所以轴承转速越高，则润滑脂装人量应适当减少。
当滚动轴承转速在1500r ／min 以上时，装脂量占滚动轴承箱容积的30％～50％；在转速小于1500r ／min 的装脂量占滚动轴承箱容积的60％～70％。
由于润滑脂质量不断提高，既可延长加脂间隔周期又可以大大减少装入量。
高质量润滑脂填充人滚动轴承内、外座圈、滚动体滚道之间的空间，轴承盖以内的空间不再填装润滑脂，这种加填脂的方法称为”空毂润滑”。
不少单位在汽车的车轮轴承内采用工业锂基脂，做空毂润滑试验，取得一定效果，并节约了大量润滑脂。
但要注意采用”空毂润滑”时，要求机械安定性和胶体安定性好的高质量润滑脂。
否则使用中容易流失，难以保证良好润滑。
采用”空毂润滑”应先试验，取得效果和经验后再行普及或推广。
高温及环境污染严重的滚动轴承不宜采用空毂润滑。
润滑脂填充量，通常可按下述一些公式计算，可大致估计求得。
不区别轴承类型，仅从轴承尺寸(外径和宽度)估算填充量的公式Q =式中 Q ——填充量，g ；D ——轴承外径，mm ；B ——轴承宽度，mm 。
也有人利用下面公式估算Q =式中 Q ——填充量，cm 3；D ——轴承外径，mm ；B ——轴承宽度，mm 。
稀油润滑工业齿轮箱油量计算方法
稀油润滑工业齿轮箱油量计算方法陈富强;纪建春【摘要】This paper based on thermal balance concept describes a calculation method of oil amount for thin oil lubrica⁃ting industry gearbox.This paper introduces several thin oil lubricating modes normally used in industry gearbox,and de⁃scribes the calculation method of oil amount for each mode.Especially,for the gearbox adopted the forced lubricating mode, thermal power loss and working experiences in factory are both considered by the calculation method,so the result of the calculation becomes more exact and believable.%基于热平衡思想，提出一种工业齿轮箱稀油润滑的油量计算方法。
介绍工业齿轮箱常见的几种稀油润滑方式，并给出各润滑方式油量的计算方法。
对于采取强制润滑的齿轮箱，除了计算热功率损失之外，还引入了工厂多年总结的经验公式，从而使得计算结果更为准确和可信。
【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2016(000)002【总页数】5页(P137-140,120)【关键词】油量;工业齿轮箱;稀油润滑;热平衡【作者】陈富强;纪建春【作者单位】南京高精齿轮集团有限公司江苏南京210000;南京高精齿轮集团有限公司江苏南京210000【正文语种】中文【中图分类】TH132.41对于工业齿轮箱，如果润滑油量不足，则会造成齿轮齿面的黏着破坏、胶合，也会造成轴承的发蓝、烧损；如果润滑油量过大，则会造成投资和运行成本的增加，也会增加漏油风险［1］。
酒泵、立式泵、空压机润滑标准
设备润滑部位示意图
设备润滑标准
设备名称
立式泵
设备编号（型号）
30KW
润滑部位序号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
…
部位名称
滚动轴承
润滑点数量
2
油品牌号
EMPL35LB
加油工具
注油枪
注油周期
运行4000小时
注油数量
上、下润滑点各 50g
3、按密封处轴径划分：22轴换油量109ml*30%=32.7ml；28轴换油量220ml*30%=66ml；35轴换油量376ml*30%=112ml。
供换油数量参考，其他轴径以此类方式计算。
4、换油时确保油咀、注油枪（特别是注油口处）洁净无污染，注油枪内油品无污染，未与其他型号油品混合。
设备润滑部位示意图
换油（脂）数量（升）
整体更换
实施人（分工）
专业维修人员
特பைடு நூலகம்注意事项
1、不锈钢自吸泵首次投入使用，运行达到100小时整体更换润滑油，以后每运行500小时更换润滑油。
2、润滑油应占密封腔的20%-30%，实际操作时要按接近上限30%来加油，但要控制绝对不能超过30%。
具体加油量视对应不锈钢自吸泵密封腔容量大小而定
液位在油镜中心线以上，高出2-3cm为宜。
实施人（分工）
专业维修人员
特别注意事项
1、设备开机前液位必须满足在油镜中心线以上，如不满足需补油。
2、加油量满足液位在油镜中心线以上，高出2-3cm为宜。具体油位加油人员可根据加油量与液位上涨对应的比例自行主观把控，待后续摸索出具体的容量数再做优化。
泵油箱油量计算公式
泵油箱油量计算公式在工业生产和机械设备中，泵油箱是一个非常重要的设备，它用于存储和输送各种液体，包括燃油、润滑油、水等。
为了确保泵油箱的正常运行，我们需要时刻关注其油量，以便及时补充油料。
而泵油箱油量的计算是非常重要的一项工作，它可以帮助我们预测油料的消耗情况，及时安排补充油料的工作，以确保设备的正常运行。
泵油箱油量的计算公式是一个简单而重要的工程计算公式，它可以帮助我们准确地计算泵油箱中的油量。
下面我们将介绍泵油箱油量计算公式的原理和具体的计算方法。
泵油箱油量计算公式的原理。
泵油箱油量计算公式的原理是基于泵油箱的容积和油面高度之间的关系。
通常情况下，泵油箱的容积是已知的，而油面高度是需要测量的。
通过测量泵油箱的油面高度，我们就可以利用泵油箱油量计算公式来计算出泵油箱中的油量。
泵油箱油量计算公式。
泵油箱油量计算公式的一般形式如下：V = A H。
其中，V表示泵油箱中的油量，A表示泵油箱的横截面积，H表示泵油箱的油面高度。
具体的计算方法。
要计算泵油箱中的油量，我们首先需要测量泵油箱的油面高度。
通常情况下，我们可以使用液位计或者其他测量工具来测量泵油箱的油面高度。
一旦得到了泵油箱的油面高度，我们就可以利用泵油箱油量计算公式来计算泵油箱中的油量。
首先，我们需要测量泵油箱的横截面积。
通常情况下，泵油箱的横截面积可以通过泵油箱的设计图纸或者实际测量来得到。
一旦得到了泵油箱的横截面积，我们就可以将其代入泵油箱油量计算公式中。
然后，我们需要将泵油箱的油面高度代入泵油箱油量计算公式中。
通过简单的乘法运算，我们就可以得到泵油箱中的油量。
这样，我们就可以及时了解泵油箱中的油量情况，以便及时安排补充油料的工作。
需要注意的是，泵油箱油量计算公式是一个理论计算公式，它假设泵油箱的形状是规则的，并且泵油箱中的液体是均匀分布的。
在实际应用中，由于各种因素的影响，泵油箱中的油量可能会有一定的误差。
因此，在进行油量计算时，我们需要根据实际情况进行修正，以确保计算结果的准确性。
常用水泵型号代号意义
常用水泵型号代号意义LG-----高层建筑给水泵DL------多级立式清水泵BX-------消防固定专用水泵ISG------单级立式管道泵IS -------单级卧式清水泵DA1-------多级卧式清水泵QJ-------潜水电泵泵型号意义：如40LG12－15 40－进出口直径（mm）LG－高层建筑给水泵（高速）12－流量（m3/h）15-单级扬程（M）200QJ20-108/8 200---表示机座号200 QJ---潜水电泵20—流量20m3/h 108---扬程108M 8---级数8级水泵的基本构成：电机、联轴器、泵头（体）及机座（卧式）。
水泵的主要参数有：流量，用Q表示，单位是M3/H ，L/S。
扬程，用H表示，单位是M。
对清水泵，必需汽蚀余量（M）参数非常重要，特别是用于吸上式供水设备时。
对潜水泵，额定电流参数（A）非常重要，特别是用于变频供水设备时。
电机的主要参数：电机功率（KW），转速（r/min），额定电压（V），额定电流（A）。
联轴器泵头（体_) 卧式机座D、df、dy泵结构特点D、DF、DY型泵系卧式、单吸、分段式多级离心泵，吸入口为水平方向，吐出口为水平垂直向上。
泵的进水段、中段、出水段、轴承体等泵壳体部分通过拉紧螺栓联成一体，并根据泵的扬程选择泵的级数。
（可根据用户需求变换水泵进出口方向）。
该系列泵转子部分主要由轴及安装在轴上的叶轮、轴套、平衡盘等零件组成，其中叶轮的数量根据泵的级而定。
轴上零件通过平键和轴螺母紧固使之与轴联成一体。
整个转子由两端滚动轴承或滑动轴承支承，轴承按型号不同而定，均不承受轴向力，其轴向力由平衡盘平衡。
泵在运行中允许转子在泵壳中轴向润滑，循环水冷却。
泵的进水段、中段、出水段之间的的密封面均采用二硫化钼润滑脂密封，转子部分与固定部分之间装有密封环、导叶套等进行密封，当密封环和导叶套的磨损程度己影响泵的工作性能时应予更换。
轴的密封形式有机械密封和填料密封两种。
设备维护保养用油量计算
设备维护保养用油量计算【引言】设备维护保养是保证设备正常运行、延长使用寿命的关键。
在维护保养过程中，用油的计算与选择至关重要。
本文将详细介绍设备维护保养用油的计算方法，并以实例进行分析，旨在为大家提供实用的指导。
【设备维护保养用油量的计算方法】1.润滑油的计算润滑油量的计算公式为：润滑油量= （设备轴承数量× 轴承润滑油容量+ 设备润滑点数量× 润滑点润滑油量）× 损耗系数2.冷却油的计算冷却油量的计算公式为：冷却油量= 设备冷却系统容量× 损耗系数3.其他油品的计算根据设备的具体情况，计算其他油品如液压油、传动油等的用量。
【实例分析】以一台某型号的机床为例，其润滑点共有10个，每个润滑点的润滑油量为200ml；冷却系统容量为20L。
根据上述公式，可计算出润滑油量为：润滑油量= （10 × 200ml + 20L）× 1.1（损耗系数）= 2420ml冷却油量= 20L × 1.1（损耗系数）= 22L【节省用油的策略】1.合理选择润滑油：根据设备工作环境、负荷能力等因素，选择合适的润滑油牌号和粘度。
2.定期检查油品质量：定期检查油品的颜色、粘度、杂质等，及时发现油品劣化现象，确保设备润滑效果。
3.优化润滑系统：对于存在泄漏、损耗较大的润滑系统，进行改造或更换，降低油品损耗。
4.加强设备维护保养培训：提高操作人员对设备保养知识的掌握程度，降低因操作不当导致的油品浪费。
【总结】设备维护保养用油量的计算是保证设备运行成本合理的关键。
通过对润滑油、冷却油等油品的计算和实例分析，本文为大家提供了实用的计算方法。
推力轴承润滑计算书
目录一、基本数据二、润滑计算三、推力盘计算编制：校对：日期：一、基本数据1、额定转速：n= 1000r/min2、轴向推力：P=6000Kg=60000N3、推力瓦块数：Z =8块4、单个推力瓦扇形夹角：θ=45°5、推力瓦块外径：D=40cm6、推力瓦块内径：d=24cm7、推力瓦块宽度：b=（D-d）/2=（40-24）/2=8 cm8、系数：Kσ=b×（1+ b/（2×r））×θ/ r=8×（1+8/（2×12））×45×π/（180×12）=0.79、每个推力瓦块工作面积：F= Kσ×r2= 0.7×122=100.8 cm210、每个推力瓦块承受的轴向推力：P 1=P/ Z=6000/8=750Kg=7500N11、每个推力瓦块承受的单位压力：P pj=P1/ F=750/100.8=7.44（Kg/cm2）=0.744MPa12、推力瓦块平均直径：D pj=（D+d）/2=（40+24）/2=32cm13、单个推力瓦平均周长：l=π×D pj×θ/360=π×32×45/360=12.6 cm14、平均周速：v pj=π×D pj×n/6000=π×32×1000/6000=16.76（m/s）15、根据θ值和b/r比值查曲线得计算系数：K1=1.8K2=0.07K3=0.3K4=1K5=0.008二、润滑计算1、轴承工作时润滑油层中的温升：△t= P pj/（K1×γ×C）式中：γ—润滑油的比重，γ=0.9克/厘米3。
C—润滑油比热：C=0.47千卡/公斤.度。
△t= 7.44/（1.8×0.9×0.47）=9.8℃2、假定油膜平均温度为t pj= 50℃（一般为40℃～55℃）3、润滑油的进油温度：t1= t pj-△t/2=50-9.8/2=45.1℃4、润滑油的出油温度：t2= t1+△t=45.1+9.8=54.9℃5、最小油膜厚度：δmin= K2×（F×n×u/（γ×C×△t））1/2式中：u—润滑油粘性系数，u=0.0027公斤.秒/米2。
滑动轴承的润滑油量
滑动轴承的润滑油量
液体动压和静压轴承的给油量，可参阅有关书籍及文献中的计算公式。
因为不同的轴承结构参数、工作条件其供油量也不同。
在普通滑动轴承的间隙中保持的油量为
γπL d D Q 4
)
(22-=
，g
式中γ——润滑油的密度(γ=0.9g ／cm 3
)；
D ——轴承孔的直径，cm d ——轴颈的直径，cm L ——轴承长度，cm 。
人工加油、滴油和线芯润滑的滑动轴承的耗油量，主要根据轴颈直径、转速、轴承长度
L 和轴颈直径d 的比值而定。
当专
d L =l 时，每班(8h)的耗油量可参见表1。
若d L
≠1时，则耗油量应将表上所查得数值再乘上d
L
的实际数值。
油绳油杯根据油线厚度不同其供油能力可参考表2。
采用油环润滑的滑动轴承，根据轴颈直径及油槽容积来确定其耗油量和加油量，可参考表3。
表3 滑动轴承油环润滑的耗油量
针阀油杯(GB1159—74)最小流量为每分钟不超过5滴。
如果观察到轴承流出来的油量非常少，说明供油量不足。
将会造成轴承温度上升，加剧轴颈和轴瓦的磨损。
因此要适当加大给油量；若流出的油都是新油，则说明给油量太多，这样又会造成浪费。
采用循环给油时的供油量，对于高速机械(例如涡轮鼓风机、高速电动机的轴承等)可由经验公式
Q=（0.06～0.15）DL, L/min
式中Q——给油量，L/min；
D——轴承孔直径，cm；
L——轴承长度，cm。
对于低速机械
Q=（0.003～0.006）DL, L/min。
润滑点需要油量的计算
（4）偏心轴滑动轴承需油量
一个润滑点：d×π×L×0.0025×20毫升/分
两个润滑点：0.5d×π×L×0.0025×20毫升/分
（5）连杆滑动Байду номын сангаас承需油量
两个润滑点：0.5d×π×L×0.0025×20毫升/分
四个润滑点：0.25d×π×L×0.0025×20毫升/分
（6）中间齿轮啮合需油量
df×π×W×0.0025×2×10毫升/分
（7）偏心齿轮啮合需油量
df×π×W×0.0025×10毫升/分
（8）滑块导轨需油量
W×L×0.0025毫升/分(每导轨的一个润滑点)
（9）联接器的调整螺杆和螺母需油量
每个螺杆、螺母：d×π×L×0.0025毫升/分
（10）平衡器密封圈和拉杆套需油量
（3）气垫活塞导向环需油量
直径＜60厘米：D×π×W×0.0025毫升/小时
直径≥60厘米：0.5 D×π×W×0.0025毫升/小时(用两点供油)
（4）气垫导轨
W×L×0.0025毫升/小时
3．浓油间歇润滑系统
（1）顶料机构需油量
A．主轴滑动轴承及连杆需油量
轴承处：d×π×L×0.008毫升/2小时
F．气缸活塞密封处不能用浓油润滑，必须用稀油润滑，油量计算公式同气垫气缸密封圈公式。
（2）内滑块导轨、气垫导轨需油量
计算公式同顶料机构滑块导轨计算公式。
4．油量计算公式的规定说明
d—内径（轴承、轴套、螺母等）厘米
D—外径（密封圈、凸轮、导向环等）厘米
df—齿轮分度圆厘米
L—长度（轴承、轴套、导轨等）厘米
密封圈：D×π×W×0.0025毫升/分
滚动轴承摩擦力矩、发热量 及油量计算
滚动轴承摩擦力矩、发热量及油润滑所需油量的计算1、摩擦力矩的估算公式式中M : 摩擦力矩，Nmmμ : 轴承的摩擦系数P : 当量动负荷，Nd : 轴承公称内径，mm2、摩擦力矩的精确计算公式：式中M : 总摩擦力矩， NmmMrr : 滚动摩擦力矩，NmmMsl : 滑动摩擦力矩，NmmMseal : 密封件的摩擦力矩，NmmMdrag: 由于拖曳损失、涡流和飞溅等导致的摩擦力矩，Nmm 3、轴承的摩擦损失在轴承内部几乎全部变为热量，因而致使轴承温度升高，轴承的发热量可以用以下公式进行计算：式中Q : 发热量，kWM : 摩擦力矩，Nmmn : 轴承转速，r/min4、循环油润滑及喷油润滑所需油量计算公式式中G : 所需油量，L/minμ : 摩擦系数，d : 轴承公称内径，mmn : 轴承转速，r/minP : 轴承当量动负荷，Nc : 油的比热，kJ/kg ℃r : 油的密度，g/cm3△T : 油的温升，℃上式计算得到的是发热量全部通过油带走时所需的油量，未考虑其余散热因素。
一般来说，实际油量约为以上计算油量的1/2-2/3。
但散热量随着使用机械及使用条件而有所不同，因此宜先以计算油量的2/3进行运转，通过测量轴承温度和进、排油温度逐渐减小油量，直至确定最佳油量。
附表：各类轴承的摩擦系数（参考）轴承类型摩擦系数μ深沟球轴承0.0010-0.0015角接触球轴承0.0012-0.0020调心球轴承0.0008-0.0012滚针轴承0.0025-0.0035圆锥滚子轴承0.0017-0.0025调心滚子轴承0.0020-0.0025推力球轴承0.0010-0.0015推力滚子轴承0.0020-0.0030。
滑动轴承的润滑油量
滑动轴承的润滑油量
液体动压和静压轴承的给油量，可参阅有关书籍及文献中的计算公式。
因为不同的轴承结构参数、工作条件其供油量也不同。
在普通滑动轴承的间隙中保持的油量为
γπL d D Q 4
)
(22-=
，g
式中γ——润滑油的密度(γ=0.9g ／cm 3
)；
D ——轴承孔的直径，cm d ——轴颈的直径，cm L ——轴承长度，cm 。
人工加油、滴油和线芯润滑的滑动轴承的耗油量，主要根据轴颈直径、转速、轴承长度
L 和轴颈直径d 的比值而定。
当专
d L =l 时，每班(8h)的耗油量可参见表1。
若d L
≠1时，则耗油量应将表上所查得数值再乘上d
L
的实际数值。
油绳油杯根据油线厚度不同其供油能力可参考表2。
采用油环润滑的滑动轴承，根据轴颈直径及油槽容积来确定其耗油量和加油量，可参考表3。
表3 滑动轴承油环润滑的耗油量
针阀油杯(GB1159—74)最小流量为每分钟不超过5滴。
如果观察到轴承流出来的油量非常少，说明供油量不足。
将会造成轴承温度上升，加剧轴颈和轴瓦的磨损。
因此要适当加大给油量；若流出的油都是新油，则说明给油量太多，这样又会造成浪费。
采用循环给油时的供油量，对于高速机械(例如涡轮鼓风机、高速电动机的轴承等)可由经验公式
Q=（0.06～0.15）DL, L/min
式中Q——给油量，L/min；
D——轴承孔直径，cm；
L——轴承长度，cm。
对于低速机械
Q=（0.003～0.006）DL, L/min。
立式泵滚动轴承稀油自润滑供油量计算
立式泵滚动轴承稀油自润滑供油量计算立式泵滚动轴承稀油自配套技术与产品AccessoryTechnologfes矗Prod~Is润滑供油量计算大连深蓝泵业有限公司(辽宁116031)尚家巨姜云洁郝宁李涛张翠萍【摘要】对一种立武泵轴承自润滑系统的润滑油循环动力进行分析.根据润滑油在轴承室内的实际循环过程,进行力学分析,利用c语言程序辅助计算,对供油量进行定量分析,从而得出影响润滑油供油蓝的主要因素,为这种轴承自润滑结构的设计提供了理论依据.【关键词】立式泵滚动轴承自润滑供油量c语言程序一,前言润滑在轴承的使用中占有重要的地位,对立式泵用稀油润滑的滚动轴承来说,润滑油循环状况的好坏,直接影响轴承的温升,寿命及整个泵组的运行状况.即润滑油的循环状况决定润滑能力的高低,而供油量的多少直接反映润滑油循环状况的好坏.二,稀油润滑系统结构及原理1稀油润滑系统的结构立式泵稀油润滑系统结构简图如图1所示.图l润滑系统结构简图1.滚动轴承2.轴承套3.衬套4.轴承箱体润滑油的循环路线如图l中箭头所示:储油室一轴2O06年第4期承套下部一轴承套下部斜面一输油孔一轴承(轴承箱体上回油孔)一储油室.轴承位于轴承箱体上部,轴承箱体下部为储油室,油面到轴承之间有一定的距离.泵不运转的情况下,油不触及到轴承.轴承套下部向内倾斜,形成一个斜面. 2.润滑系统的原理泵不运转时,润滑油与轴承不接触.泵运转时,轴承套随轴一起旋转,轴承套下部的倾斜端面带动其内部的润滑油一起旋转,这部分润滑油在离心力的作用下, 产生一个沿斜面向上的升力,在此升力的作用下,推动斜面上部的润滑油通过输油孔,到达轴承上部,在重力作用下,通过旋转的轴承,起到润滑作用,而后回到轴承箱体的储油室,多余的润滑油由轴承箱体上的回油孔返回储油室.三,油润滑系统供油量的计算1.结构尺寸由于润滑油的供油量是影响轴承润滑的主要因素,因此对供油量进行定量分析是必要的.轴承套结构尺寸如图2所示.参数说明:——斜面与水平方向夹角,单位为(.);R1——斜面内半径,单位为m;R2——斜面外半径,单位为m;——受斜面作用的流体重心距离,单位为m;——受斜面作用油的高度,单位为m;通用栅榭1234配套技术与产品AccessoryTechnologies&Pro@Jcls 2——斜面上部到输油孑L进口油的高度,单位为m; ^,——泵运转前输油孔内的润滑油的高度,单位为ITIc~Cd(进口到口高度)图2轴承套结构尺寸根据文献[1],在分析影响轴承自润滑系统供油量的主要因素时,对值(斜面与水平方向夹角)取为定值6O..2.力学分析将轴承和衬套包围的润滑油分为三部分.第一部分:受斜面作用高度为h.的润滑油,质量为m1(kg).第二部分:斜面上部到吸油孔进口位置高度为h2的润滑油,质量为m2(kg).第三部分:输油孑L进口处到油位处高度为h的润滑油,质量为m3(kg).第三部分润滑油只是极少的一部分,计算时不计该部分重力;同时,m,部分润滑油随轴承套旋转所产生的压力(离心力而形成的),由于数值较小,此处忽略不计.对质量为m.的润滑油进行受力分析,如图3所示.参数说明:Fl——m1部分油所受的离心力,单位为N;F2——斜面给m1部分的压力,单位为N;G1——m1部分的重力,单位为N;G2——m:部分的重力,单位为N.m,油的体积:运行s宣fl}图3受力分析图一,~tana(R2一RI)(R;一2RRI+2RI)3m油所受离心力:耻m.月():月(嚣):().一^I^nI(2)式中——介质密度,单位为kg/m;——泵转速,单位为r/rain.沿,y方向对力进行分解:Fx=F1sina+(,I+m2)gCOSa—F2;0Fy=Flcosa一(ml+m2)gsina(3)对质量为m2的润滑油进行受力分析,如图4所示. 图4受力分析图参数说明:,Y——ml所受的总的作用力,单位为N;GM通用柳械2006年第4期75G2——In2部分的重力,单位为N;——轴承套直壁施加给m:的压力,m2油的体积2:2=(哦～})h2沿水平和竖直方向对力进行分解:单位为N.(4)F水平=Fycosa～F3=0F竖直=Fysina—m2g(5)则F竖直即为m2润滑油所受的升力Fs.将式(2),(3),(4)代入式(5)得:×【(n—n一)2Rsinacosa-gsin2a]～pnh:(Ri—})(gsln口g)(6)则升力凡在输油孔进口处产生的压力:#tana(R一2R}+R2R1)P一3(2+1)[()n舢sain2一(gsin2a+g)(7)由于输油孔出u压力为常压,因此输油孔进¨处的压力即为输油孑L进出口压差:/Xp=P(8)3.流体力学分析由于Re很小,根据流体力学中尼古拉兹实验曲线可知输油孔内润滑油的流动为层流运动.定量计算输油孔的流量所要满足的条件是:输油孔的进出口压差等于输油孔出口和储油室液而高差,润滑油通过输油孔的局部损失及沿程损失三者之和,即: Ap/(Pg)=hz=h;+hr+h(9)式中^——储油室液面到输油孔出口高度,单位为m; ;～～润滑油在输油孔内的局部损失,单位为m;——润滑油在输油孑L内沿程损失,单位为m.要满足以上条件,应用c++语言进行计算机编程,实现供油量的精确求解.按只考虑输油孔出IZl和储油室液面高差,沿程损失先求解一个初始供油量,然后综合考虑所有因素进行循环迭代,最终得出精确的供油量.不考虑局部损失时的流量计算,直接利用层流流量公式计算初始流量:配套技术与产品AccessoryTeloles各fl则输油孔流速:;QI/(譬)…)润滑油在输油孔内的局部损失:hi=+v2-+))式中l——断面突然收缩损失系数,取善l=O5; 2——转弯损失系数,取#2=1.12;#3一断面突然扩大损失系数,取=1.润滑油在输油孔内沿程损失:hf=专菱…)式中——输油孔进口到出口高度,单位为m;——沿程阻力损失系数.4.计算程序框图用C+十语言程序对供油量Q进行编程计算的程序框图如图5所示.开始输入已知参数求Ap初始流量,初始流速求^r和^降低初始流速小输出流速范围『二.分法求得满足所需条件的润滑油在输油孔中的流速pl=nd4(Ap-h)(1.)算.2OO6年第4期求实际口输出Ap.口结束图5C十+程序框图四,应用实例1.实例计算选择一种型号泵稀油自润滑系统的一组参数进行计已知参数值见表l.(下转第79页)通用相赫开发与设计Design&DevelopmentGM减速机,转臂轴承问隙是不允许太大的.不过,如果能4)齿数的影响.齿数越多,减速系统的运转越平够使作用力稳稳地指向支点c左边,那就根本不可能出稳,而且被卡住的可能性越小.对于减速比很小的摆线现这些复杂的问题.径向作用力的方向变化迟钝和稳定针轮行星传动,如果能够设计成两(少)齿差传动,啮又是个极大的优点.合小周期将成倍增加,优越性是不言而喻的.3)""机构中与销轴相配的孔与销轴的间隙,销5)短幅系数K.的影响.K.是该类传动极为重要轴的数量都对输出轴的传动质量带来直接影响.销轴间的参数,对各项性能都有较大影响,变化比较复杂.对隙越大,销轴的数量越少都会使输出轴的传动质量下于运转平稳性来说,.选取较大数值为佳.但是,当降.另外,它们还能改变负载的方向和平衡点的位置,K值很大时,径向作用力能够急剧增加到不可思议的影响逃出"陷阱"的难度.从图2中还可看出,销轴中程度,转臂轴承寿命极短,甚至于整个机壳都会爆裂.心到减速机回转中心的距离也不是越大越好,距离越通过以上分析,将对以后结构的设计有很好的借鉴大,越过"陷阱"的难度也越大.作用.GM(收稿日期:2005/11/23)(上接第76页)表1已知参数Rl/m0.0298p/(kg/m)9lOR2/m0.0275d/m见表2R/m0.034L/m0.126Ⅱ(.)60￡2h2/m0.0067u/(m/s)32×10.hs/m0.0l9供油量随输油孔孔径和转速变化的计算结果见表2.表2供油量O(mTgs),—\转速/(r/min)孔径d～～l47529503.00.455.O23,50.839.1l4.01.43l4.934,52.2922.975.03.4232.952.实例分析通过深入的分析及实例应用,在.=60.的条件下,对轴承自润滑系统的供油量分析如下.(1)泵转数提高,供油量有极其显着的提高.因此在自润滑系统的设计中,首先应满足泵在允许的最低转速下运转时的供油量.(2)增加输油孔孔径,供油量也会明显增加.(3)增加输油孔的个数,供油量会比例增加.(4)减小输油孔进出13的高度,由于润滑油流经输油孔的阻力损失降低,因此供油量也会增加.由于轴承套为旋转件,润滑油的供油量在实际运行过程中难以进行实际测量,只能进行目测,因此润滑效果是否理想则只能通过轴承温升来体现.取d=4mm,n=2900r/min,经过2h运转试验,轴承温升稳定,环境温度为29+C,轴承外环处轴承箱体温度58%,温升29℃.轴承白润滑系统运转良好.五,结论对立式泵用稀油润滑的滚动轴承润滑系统进行了深入的分析,经力学分析及运用流体力学的相关知识,实现了对该种立式泵稀油润滑系统润滑能力的定量描述.通过实例应用及分析,可以得出转速和输PI~;fL直径是影响润滑系统供油量的主要因素.对润滑系统供油量的定量分析为实际的自润滑系统的结构设计提供了参考.参考文献[1]王艳蕊,孙增友.立式冷凝泵自润滑轴承研究[J].水泵技术,1998(2)[2]施卫东.流体力学教程[M].成都:西南交通大学出版社,1996[3]罗惕乾,程兆雪,谢永曜.流体力学[M].北京:机械工业出版社,1999[4]谭浩强.c程序设计.第2版[M].北京:清华大学出版社,1999GM(收稿日期:2005/11/23)GM迥用柳被20O6年第4期。
13.8液体动力润滑径向轴承的计算
3 4 ( 0 . 6 ~ 1 . 0 ) 10 v 经验公式：
机械设计
粘度
23
轴承温度近似等于油的平均温度tm，tm低，粘度大，算出的承载能 力偏高；反之，承载能力偏低。
设计时，可先假定平均温度，一般取tm=50～75℃（初选），通 过热平衡计算来验算轴承入口油温t1是否在30～40℃之间，否则 重新选择粘度在作计算。 对于一般轴承可按下式初估油的动力粘度，即
Rz1，Rz2
2n Rr rad / s ，S=2， 60 r
F 2 CP Bd
η、v（n）、B、F
机械设计
26
根据CP，查CP-表，得 。
hmin r (1 )
若 h S (R R ) ：形成流体动压润滑 min z1 z2
否则，不能形成动压润滑，措施：
机械设计
15
C
—润滑油的比热容，对矿物油为1675～209J/(kg ·℃) —润滑油的密度，对矿物油为850～900kg/m3
s —轴承的表面传热系数，随轴承结构的散热条件而定
s 50W / (m 2 C)(散热差)
s 140W / (m 2 C)(散热好)
热平衡条件：
机械设计
6
任一位置
处，油膜厚度h：
h OD Od OM MD Od e cos R r cos
∴
h (1 cos ) r (1 cos )
OO 与外载F方向之间的夹角。
偏位角θ：连心线
机械设计
2 1
机械设计
10
F 2 f ( , , B / d ) CP Bd
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立式泵滚动轴承稀油自润滑供油量计算立式泵滚动轴承稀油自配套技术与产品AccessoryTechnologfes矗Prod~Is润滑供油量计算大连深蓝泵业有限公司(辽宁116031)尚家巨姜云洁郝宁李涛张翠萍【摘要】对一种立武泵轴承自润滑系统的润滑油循环动力进行分析.根据润滑油在轴承室内的实际循环过程,进行力学分析,利用c语言程序辅助计算,对供油量进行定量分析,从而得出影响润滑油供油蓝的主要因素,为这种轴承自润滑结构的设计提供了理论依据.【关键词】立式泵滚动轴承自润滑供油量c语言程序一,前言润滑在轴承的使用中占有重要的地位,对立式泵用稀油润滑的滚动轴承来说,润滑油循环状况的好坏,直接影响轴承的温升,寿命及整个泵组的运行状况.即润滑油的循环状况决定润滑能力的高低,而供油量的多少直接反映润滑油循环状况的好坏.二,稀油润滑系统结构及原理1稀油润滑系统的结构立式泵稀油润滑系统结构简图如图1所示.图l润滑系统结构简图1.滚动轴承2.轴承套3.衬套4.轴承箱体润滑油的循环路线如图l中箭头所示:储油室一轴2O06年第4期承套下部一轴承套下部斜面一输油孔一轴承(轴承箱体上回油孔)一储油室.轴承位于轴承箱体上部,轴承箱体下部为储油室,油面到轴承之间有一定的距离.泵不运转的情况下,油不触及到轴承.轴承套下部向内倾斜,形成一个斜面. 2.润滑系统的原理泵不运转时,润滑油与轴承不接触.泵运转时,轴承套随轴一起旋转,轴承套下部的倾斜端面带动其内部的润滑油一起旋转,这部分润滑油在离心力的作用下, 产生一个沿斜面向上的升力,在此升力的作用下,推动斜面上部的润滑油通过输油孔,到达轴承上部,在重力作用下,通过旋转的轴承,起到润滑作用,而后回到轴承箱体的储油室,多余的润滑油由轴承箱体上的回油孔返回储油室.三,油润滑系统供油量的计算1.结构尺寸由于润滑油的供油量是影响轴承润滑的主要因素,因此对供油量进行定量分析是必要的.轴承套结构尺寸如图2所示.参数说明:——斜面与水平方向夹角,单位为(.);R1——斜面内半径,单位为m;R2——斜面外半径,单位为m;——受斜面作用的流体重心距离,单位为m;——受斜面作用油的高度,单位为m;通用栅榭1234配套技术与产品AccessoryTechnologies&Pro@Jcls 2——斜面上部到输油孑L进口油的高度,单位为m; ^,——泵运转前输油孔内的润滑油的高度,单位为ITIc~Cd(进口到口高度)图2轴承套结构尺寸根据文献[1],在分析影响轴承自润滑系统供油量的主要因素时,对值(斜面与水平方向夹角)取为定值6O..2.力学分析将轴承和衬套包围的润滑油分为三部分.第一部分:受斜面作用高度为h.的润滑油,质量为m1(kg).第二部分:斜面上部到吸油孔进口位置高度为h2的润滑油,质量为m2(kg).第三部分:输油孑L进口处到油位处高度为h的润滑油,质量为m3(kg).第三部分润滑油只是极少的一部分,计算时不计该部分重力;同时,m,部分润滑油随轴承套旋转所产生的压力(离心力而形成的),由于数值较小,此处忽略不计.对质量为m.的润滑油进行受力分析,如图3所示.参数说明:Fl——m1部分油所受的离心力,单位为N;F2——斜面给m1部分的压力,单位为N;G1——m1部分的重力,单位为N;G2——m:部分的重力,单位为N.m,油的体积:运行s宣fl}图3受力分析图一,~tana(R2一RI)(R;一2RRI+2RI)3m油所受离心力:耻m.月():月(嚣):().一^I^nI(2)式中——介质密度,单位为kg/m;——泵转速,单位为r/rain.沿,y方向对力进行分解:Fx=F1sina+(,I+m2)gCOSa—F2;0Fy=Flcosa一(ml+m2)gsina(3)对质量为m2的润滑油进行受力分析,如图4所示. 图4受力分析图参数说明:,Y——ml所受的总的作用力,单位为N;GM通用柳械2006年第4期75G2——In2部分的重力,单位为N;——轴承套直壁施加给m:的压力,m2油的体积2:2=(哦～})h2沿水平和竖直方向对力进行分解:单位为N.(4)F水平=Fycosa～F3=0F竖直=Fysina—m2g(5)则F竖直即为m2润滑油所受的升力Fs.将式(2),(3),(4)代入式(5)得:×【(n—n一)2Rsinacosa-gsin2a]～pnh:(Ri—})(gsln口g)(6)则升力凡在输油孔进口处产生的压力:#tana(R一2R}+R2R1)P一3(2+1)[()n舢sain2一(gsin2a+g)(7)由于输油孔出u压力为常压,因此输油孔进¨处的压力即为输油孑L进出口压差:/Xp=P(8)3.流体力学分析由于Re很小,根据流体力学中尼古拉兹实验曲线可知输油孔内润滑油的流动为层流运动.定量计算输油孔的流量所要满足的条件是:输油孔的进出口压差等于输油孔出口和储油室液而高差,润滑油通过输油孔的局部损失及沿程损失三者之和,即: Ap/(Pg)=hz=h;+hr+h(9)式中^——储油室液面到输油孔出口高度,单位为m; ;～～润滑油在输油孔内的局部损失,单位为m;——润滑油在输油孑L内沿程损失,单位为m.要满足以上条件,应用c++语言进行计算机编程,实现供油量的精确求解.按只考虑输油孔出IZl和储油室液面高差,沿程损失先求解一个初始供油量,然后综合考虑所有因素进行循环迭代,最终得出精确的供油量.不考虑局部损失时的流量计算,直接利用层流流量公式计算初始流量:配套技术与产品AccessoryTeloles各fl则输油孔流速:;QI/(譬)…)润滑油在输油孔内的局部损失:hi=+v2-+))式中l——断面突然收缩损失系数,取善l=O5; 2——转弯损失系数,取#2=1.12;#3一断面突然扩大损失系数,取=1.润滑油在输油孔内沿程损失:hf=专菱…)式中——输油孔进口到出口高度,单位为m;——沿程阻力损失系数.4.计算程序框图用C+十语言程序对供油量Q进行编程计算的程序框图如图5所示.开始输入已知参数求Ap初始流量,初始流速求^r和^降低初始流速小输出流速范围『二.分法求得满足所需条件的润滑油在输油孔中的流速pl=nd4(Ap-h)(1.)算.2OO6年第4期求实际口输出Ap.口结束图5C十+程序框图四,应用实例1.实例计算选择一种型号泵稀油自润滑系统的一组参数进行计已知参数值见表l.(下转第79页)通用相赫开发与设计Design&DevelopmentGM减速机,转臂轴承问隙是不允许太大的.不过,如果能4)齿数的影响.齿数越多,减速系统的运转越平够使作用力稳稳地指向支点c左边,那就根本不可能出稳,而且被卡住的可能性越小.对于减速比很小的摆线现这些复杂的问题.径向作用力的方向变化迟钝和稳定针轮行星传动,如果能够设计成两(少)齿差传动,啮又是个极大的优点.合小周期将成倍增加,优越性是不言而喻的.3)""机构中与销轴相配的孔与销轴的间隙,销5)短幅系数K.的影响.K.是该类传动极为重要轴的数量都对输出轴的传动质量带来直接影响.销轴间的参数,对各项性能都有较大影响,变化比较复杂.对隙越大,销轴的数量越少都会使输出轴的传动质量下于运转平稳性来说,.选取较大数值为佳.但是,当降.另外,它们还能改变负载的方向和平衡点的位置,K值很大时,径向作用力能够急剧增加到不可思议的影响逃出"陷阱"的难度.从图2中还可看出,销轴中程度,转臂轴承寿命极短,甚至于整个机壳都会爆裂.心到减速机回转中心的距离也不是越大越好,距离越通过以上分析,将对以后结构的设计有很好的借鉴大,越过"陷阱"的难度也越大.作用.GM(收稿日期:2005/11/23)(上接第76页)表1已知参数Rl/m0.0298p/(kg/m)9lOR2/m0.0275d/m见表2R/m0.034L/m0.126Ⅱ(.)60￡2h2/m0.0067u/(m/s)32×10.hs/m0.0l9供油量随输油孔孔径和转速变化的计算结果见表2.表2供油量O(mTgs),—\转速/(r/min)孔径d～～l47529503.00.455.O23,50.839.1l4.01.43l4.934,52.2922.975.03.4232.952.实例分析通过深入的分析及实例应用,在.=60.的条件下,对轴承自润滑系统的供油量分析如下.(1)泵转数提高,供油量有极其显着的提高.因此在自润滑系统的设计中,首先应满足泵在允许的最低转速下运转时的供油量.(2)增加输油孔孔径,供油量也会明显增加.(3)增加输油孔的个数,供油量会比例增加.(4)减小输油孔进出13的高度,由于润滑油流经输油孔的阻力损失降低,因此供油量也会增加.由于轴承套为旋转件,润滑油的供油量在实际运行过程中难以进行实际测量,只能进行目测,因此润滑效果是否理想则只能通过轴承温升来体现.取d=4mm,n=2900r/min,经过2h运转试验,轴承温升稳定,环境温度为29+C,轴承外环处轴承箱体温度58%,温升29℃.轴承白润滑系统运转良好.五,结论对立式泵用稀油润滑的滚动轴承润滑系统进行了深入的分析,经力学分析及运用流体力学的相关知识,实现了对该种立式泵稀油润滑系统润滑能力的定量描述.通过实例应用及分析,可以得出转速和输PI~;fL直径是影响润滑系统供油量的主要因素.对润滑系统供油量的定量分析为实际的自润滑系统的结构设计提供了参考.参考文献[1]王艳蕊,孙增友.立式冷凝泵自润滑轴承研究[J].水泵技术,1998(2)[2]施卫东.流体力学教程[M].成都:西南交通大学出版社,1996[3]罗惕乾,程兆雪,谢永曜.流体力学[M].北京:机械工业出版社,1999[4]谭浩强.c程序设计.第2版[M].北京:清华大学出版社,1999GM(收稿日期:2005/11/23)GM迥用柳被20O6年第4期。