第5章 流体动压润滑与静压润滑.ppt

1、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，m Rq1 接触表面轮廓的均方根偏差，m Rq2 接触表面轮廓的均方根偏差，m 0.4,干摩擦 1，边界摩擦；

2、 13，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hRq，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

3、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

4、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

5、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

6、，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nW D1、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，K1，承载能力下降。,X/B与K的

7、对应关系,X B,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50m，在粘度为30cP的矿物中以1 m/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=25.2mP

8、a.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，

9、 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。

10、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

11、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（psQ)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、