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表12-2 常用轴瓦及轴承衬材料的性能 ４．确定轴承间隙，选择相应配合 轴承间隙△主要由轴的转速n决定，转速n越高，△应越大；在相同转速n下，载荷越大，△应越小。 可选: H9/d9 、H8/f7、H7/f6 、H7/g6 、H7/d8 一般可选: 1）高速、中压时： △=(0.02～0.03)d 2) 高速、高压时： △=(0.0015～0.0025)d 3) 低速、中压时： △=(0.0007～0.0012)d 2) 低速、高压时： △=(0.0003～0.0006)d 二、推力（止推）滑动轴承的计算（见P287） d 潘存云教授研制 潘存云教授研制 潘存云教授研制 F F F F 先分析平行板的情况。板B静止，板A以速度向左运动，板间充满润滑油，无载荷时， 液体各层的速度呈三角形分布，近油量与处油量相等，板A不会下沉。但若板A有载荷时，油向两边挤出，板A逐渐下沉，直到与B板接触。 如两板不平行板。板间间隙呈沿运动方向由大到小呈收敛楔形分布，且板A有载荷， 当板A运动时，两端速度若程虚线分布，则必然进油多而出油少。由于液体实际上是不可压缩的，必将在板内挤压而形成压力，迫使进油端的速度往内凹，而出油端的速度往外鼓。进油端间隙大而速度曲线内凹，出油端间隙小而速度曲线外凸，进出油量相等，同时间隙内形成的压力与外载荷平衡，板A不会下沉。这说明了在间隙内形成了压力油膜。这种因运动而产生的压力油膜称为动压油膜。各截面的速度图不一样，从凹三角形过渡到凸三角形，中间必有一个位置呈三角形分布。 v 潘存云教授研制 F v v v h1 a a h2 c c v v h0 b b F 一、动压润滑的形成原理和条件 两平形板之间不能形成压力油膜！ 动压油膜----因运动而产生的压力油膜。 §12-7 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算 形成动压油膜的必要条件： 1.两工件之间的间隙必须有楔形间隙； 2.两工件表面之间必须连续充满润滑油或其它液体； 3.两工件表面必须有相对滑动速度，其运动方向必须保证润滑油从大截面流进，从小截面出来。 潘存云教授研制 二、流体动力润滑基本方程的建立 为了得到简化形式的流体动力平衡方程（Navier－Stokes方程），作如下假设： ▲流体的流动是层流; ▲忽略压力对流体粘度的影响; ▲ 略去惯性力及重力的影响，故所研究的单元体为静平衡状态或匀速直线运动，且只有表面力作用于单元体上； ▲ 流体是不可压缩的； ▲ 流体中的压力在各流体层之间保持为常数，即p不随y的变化 而变化。 ▲ 流体满足牛顿定律，即 ； τ=η du dy 实际上粘度随压力的增高而增加； 即层与层之间没有物质和能量的交换； V B A x z y 潘存云教授研制 取微单元进行受力分析: τ τ+dτ p+dp p pdydz+(τ+dτ)dxdz-(p+dp)dydz –τdxdz=0 = dτ d y dx dp dy du τ=η 整理后得： 又有： =η dx dp d2u d y2 得： 任意一点的油膜压力p沿x方向的变化率，与该点y向的速度梯度的导数有关。 对y积分得： u= y2+C1y+C2 2η 1 dx dp 边界条件： 当y=0时，u=-v →C2 = -v 当y=h时，u=0 →C1= h + 2η 1 dx dp h v 代入得： u= (y2- hy) + 2η 1 dx dp v h y-h V B A x z y 压力流 剪切流 v v a a c c x z y V h0 b b 潘存云教授研制 v v F a a c c x z y 任意截面内的流量： 依据流体的连续性原理，通过不同截面的流量是相等的 b-b截面内的流量： 该处速度呈三角形分布，间隙厚度为h0 负号表示流速的方向与x方向相反，因流经两个截面的流量相等，故有： =6ηv dx dp h0-h h3 得： --一维雷诺方程 由上式可得压力分布曲线: p=f(x) 在b-b处：h=h0， p=pmax 速度梯度du/dy呈线性分布，其余位置呈非线性分布。流量相等，阴影面积相等。 液体动压润滑的基本方程，它描述了油膜压力p的变化与动力粘度、相对滑动速度及油膜厚度h之间的关系。 pmax x p h0 b b 潘存云教授研制 ▲ 轴承的孔径D 和轴颈的直径d 名义尺寸相等；直径间隙Δ是公差形成的。 ▲ 轴颈上作用的液体压力与F相平衡，在与F垂直的方向，合力为零。 ▲ 轴颈最终的平衡位置可用偏位角φa和偏心距e来表示。 ▲ 轴承工作能力取决于hmin，它与η、ω、Δ和F 等