第5章--流体动压润滑与静压润滑.ppt

第五章流体动压润滑与静压润滑理论 概述Reynolds方程Reynolds方程的简化推力轴承径向轴承静压润滑理论 一 概述 润滑的定义 摩擦幅副间加入低剪切强度的物质 以降低摩擦磨损 润滑的分类润滑剂 气 液 固润滑状态 流体 混合 边界 干摩擦润滑状态的判别 指标 膜厚比 hmin q 摩擦因数润滑状态过程 金属摩擦副的滑动摩擦 干摩擦 最不利 边界摩擦 最低要求 流体摩擦 混合摩擦 几种摩擦的界限常以膜厚比来大致估计 式中 hmin 最小公称油膜厚度 mRq1 接触表面轮廓的均方根偏差 mRq2 接触表面轮廓的均方根偏差 m 0 4 干摩擦 1 边界摩擦 1 3 混合摩擦 3 流体摩擦 润滑状态的判别 表面膜厚度 不同润滑状态下的摩擦因数 膜厚比对滚动轴承疲劳寿命的影响 润滑状态过程 STRIBECK根据滑动轴承与滚动轴承的实际测量 研究了随着工况条件的改变 润滑状态的过度过程 为了消除温度对粘度的影响 采用25 作为计算摩擦因数的依据 将润滑状态分为三个区域 流体润滑 油膜h Rq 摩擦特性完全取决于液体的体相性能 与流体的粘度有关 气体润滑 磁浮 边界润滑 摩擦特性完全由润滑膜理化性能 表面特性和接触力学所决定 混合润滑 摩擦特性取决于液体的体相性能 又取于润滑膜理化性能 表面特性和接触力学所决定 STRIBECK曲线 1 当粘度 速度太低 压力太高 轴承数 v p较小 处于边界润滑区 区 大 磨损大 对润滑起主要作用的是润滑油和表面的理化性能 2 当轴承数 v p增加 部分动力润滑增加 过渡到混合润滑 区 和磨损逐渐降低 3 轴承数 v p进一步增加至一定程度 油膜足以承担全部 载荷 过渡到液体润滑 摩擦磨损极低 润滑性能取决于油的体相性能 如粘度 流体润滑简介 定义 固体摩擦表面之间依靠所维持的一层充分厚的粘性流体膜进行润滑 特点 摩擦因数极小 磨损很小 分类 油膜形成的机理 静压润滑 外接油泵来产生压力动压润滑 粘性流体在两个相对运动的表面所形成楔形间隙来产生压力 流体动压润滑 收敛楔形间隙形成液体动力油膜弹性流体动压润滑 EHL 粘度效应及两金属间表面的弹性变形形成流体动力油膜热楔形油膜 热变形效应产生楔形间隙来建立油膜挤压油膜 靠两表面间的法向挤压建立油膜压力 流体润滑 楔形油膜 弹性流体润滑 EHL 挤压油膜 二 Reynolds方程 1886年Reynolds从流量平衡和力平衡原理推导出流体动压润滑过程的数学表达式 它是流体动压润滑的基本方程 假设 流动不可压缩 层流 牛顿流体 略去体积力和惯性 界面上无润滑动等 三维Reynolds方程 式中右边三项表明流体动压润滑产生的原因分别为油楔形状效应 表面伸缩效应以及法向挤压效应 三 Reynolds方程的简化 1三维Reynolds方程的简化 1 令U U1 U2 V V1 V2 2 际上很少两个相互垂直方向均有油楔和速度的运动 设 3 在实际稳定运转的轴承中 上下表面不可渗透的 故Wh W0 0 4 再假定粘度 在各方向不变 通过以上简化可得 2宽度方向无限长轴承 只考虑油膜X方向上的压力变化 在轴承Y方向看成无限长 在Y方向压力均衡 对Y的导数为0 Reynolds方程简化为 3宽度方向无限短轴承 在Y方向的轴承宽度L远远小于X方向的长度B 在X方向的压梯度远小于Y方向的 故在X方向上的压力变化可勿略不计 Reynolds方程简化为 四 推力轴承的设计 应用的主要设备有 大型风机 泵 蒸汽轮机 燃气轮机 内燃机 发电机 其它转动设备 结构 瓦块固定 转子旋转 并承担载荷 瓦块开有油槽 斜表面 转子运动将油带入收敛楔形产生动压润滑 推力轴承的结构 轴承表面扇形滑块和油沟组成油沟对应的圆心角占15 滑块宽度B 0 85Dm n滑块长度L D1 D2 2轴承的总承载量为nWD1 D2 Dm分别为推力盘的外径 内径和中径 n为滑块数在工程设计中常用长方形代替扇形 当K 1时 扇形滑块的承载量仅比长方形滑块多7 可倾斜瓦块 ho 可倾斜瓦块 压力无量纲方程 压力分布 K 1 从图可知 K 1时 轴承接近最佳承载条件 K 1 承载能力下降 X B与K的对应关系 XB k 0时 支承中心在中间 K越大 支承中心越偏离中间位置 越靠近出口 例题1 某固定斜瓦推力轴承的长度为100mm 宽度为500mm 最小膜厚50 m 在粘度为30cP的矿物中以1m s的速度滑行 膜厚比处于能产生最大负荷能力的数值 试计算最大压力及其位置以及法向承载量 体积流量 滑动表面的剪切力 摩擦因数 能量损失和流体的平均温升 若轴承的载荷为45KN 所需轴瓦数 油的质量密度和比定压热分别为880kg m3和1 88J g K 作业 一矩形可倾瓦的滑块轴承 瓦长B 100mm 瓦宽L 125mm 滑动的运动速度U 5m s 润滑油的动力粘度 25 2mPa s 允许的最小膜厚度为0 025mm 试分别按无限宽和有限宽轴承理论确定轴承的下列性能 1 最大承载能力W 2 摩擦因数 3 支点位置 4 如允许的最小膜厚度为0 0125mm 则W及 各为多少 K 1 L B为 2 1 5 1 0 0 75 0 5时 6W 分别为0 1589 0 1096 0 09457 0 06894 0 05037 0 02892 五径向轴承 1几何关系 轴承轴颈的偏心距e dist O1 O2 半径间隙c R1 R2 偏心率 e c 轴与轴承同心时 0 轴与轴承接触时 1 油膜厚度h c 1 cos 在 时 hmin C 1 当 0 hmin C 最大值 当 1 hmin 0 2压力方程 3载荷 对轴承周围压力P进行积分 求得轴承的承载能力W 设轴心连线方向为X 与之垂直的方向为Y 4偏位角 最小油膜的位置由偏位角确定 载荷W的作用线与连心线之间的夹角 分析 三者的关系 一般是 增加 最小油膜厚度减小 载荷 增加 减小 在设计时 先假定 据此求出承载量W 流体静压润滑 流体静压润滑的油膜是由外界通入压力流体而强制形成的 优点 1 静压承轴利用外界供给压力油 形成承载油膜密封于完全液体摩擦状态 f很小 起动力矩小 效率高 2 静压轴承不磨损 寿命长 长期保持精度 3 能在低速和重载下工作 4 油膜刚性大 吸收性强 运转平稳 精度高 缺点 需要一套供油装置 设备费高 维护管理麻烦 静压润滑轴承的轴瓦内表面上有四个对称的油腔 使用一台油泵 经过四个节流器分别调整油的压力 使得四个油腔的压力相等 当轴上无载荷时 油泵使四个油腔的出口处的流量相等 管道内的压力相等 使轴颈与轴瓦同心 当轴受载后 轴颈向下移动 油泵使上油腔出口处的流量减小 下油腔出口处的流量增大 形成一定的压力差 该压力差与载荷保持平衡 轴颈悬浮在轴瓦内 使轴承实现液体摩擦 适用范围广 供油装置复杂 静压向心轴承 四个油腔 径向封油面 轴向封油面 定压供油 四条道路四个节流器 高压油经管路流向节流器一油腔 静压推力轴承 静压推力盘 1雷诺方程 不可压缩和等粘度润滑剂 圆柱坐标 2压力分布 承载能力和流量 7 6 3流体静压轴承刚度油膜抵抗载荷变动的能力 刚度系数K定义为 K dW dh定量供油对于单油腔圆形推力盘的载荷 负号表示当h增大时 k将减少 以恒流量节流器的刚度较高 流体静压轴承的油膜刚度非常高 接近金属的刚度 4流动静压润滑的摩擦扭矩 微元dA面积内的流体承受的剪切力 以油腔外的整体面积对上式进行积分 得摩擦扭矩 5能量损失 粘性耗散产生的能量损失为 HV T 泵送液体产生的能量损失为 Hp psQ总能量损失为 能量以热量形式消除 液体的温升 静压轴承的优化设计 三条准则流量一定时 承载能力达到最大 增大轴承的刚度 使 dW dh 达到最大 泵送功率 ps Q 最小轴瓦参数 1 载荷因数 2 流量因数 台阶式静压推力轴承的几何尺寸对轴承系数的影响 补偿器及设计参数 节流器 毛细管 小孔 滑阀 双面薄膜反馈节流器毛细管节流器的流量Qc 设计参数 和节流比 令 pm ps pm ps pm 1 对于毛细管节流器 式中 d L分