GBT28278.1-2012滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分不带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算.pdf 29页

'ICS21．100．10J12a雷中华人民共和国国家标准GB／T28278．1—2012／ISO12168-1：2001滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：不带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算PlainbearingsmHydrostaticplainjournalbearingswithoutdrainagegroovesundersteady-stateconditionsmPart1：Calculationofoil-lubricatedplainjournalbearingswithoutdrainagegrooves2012-05-11发布(IS012168—1：2001，IDT)2012-12-01实施宰瞀髁鬻瓣警糌瞥鐾发布中国国家标准化管理委员会促19 刖罱GB／T28278．1—2012／ISO12168-1：2001GB／T28278(滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承)由以下两部分组成：——第l部分；不带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算；——第2部分：不带回油槽油润滑径向滑动轴承计算的特性值。本部分是GB／T28278的第1部分。本部分按照GB／T1．1—2009给出的规则起草。本部分使用翻译法等同采用IsO12168—1：2001{滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：不带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算)。与本部分中规范性引用的国际标准有一致性对应关系的我国标准如下；——GB／T3141—1994工业液体润滑油IsO粘度分类(egvISO3448：1992)。本部分由中国机械工业联合会提出．本部分由全国滑动轴承标准化技术委员会(sAc／TC236)归口。本部分负责起草单位：中机生产力促进中心。本部分参加起草单位：西安交通大学、浙江省诸暨申发轴瓦有限公司、申科滑动轴承股份有限公司、浙江东方滑动轴承有限公司、东方汽轮机有限公司、东方电机有限公司、临安东方滑动轴承有限公司。 GB／T28278．1--2012／ISO12168-1：2001引言静压轴承的工作原理在于润滑的支撑力是由外部润滑油压力所产生。静压润滑的突出特点是磨损量小，噪音小，工作速度范围宽以及高刚度和高阻抗．这些性质决定了静压滑动轴承在许多情况下，如机床中应用的特殊重要性。28278的本部分计算的基本原理适用于油腔数量不同、油腔几何形状相似、宽径比不同的静压轴承。GB／T28278的本部分只是针对油腔之间不带回油槽的流体静压径向滑动轴承。与带有回油槽的滑动轴承相比，这种类型的轴承在相同的刚度特性要求下所需的功率较小。润滑油被恒压泵(系统压力P。=常数)经由前置线性节流器，如毛细管节流器压入每个润滑油腔。28278的本部分后面列出的计算程序可以用于计算并评价给定设计参数的静压轴承，也可以用于设计部分参数可变的静压轴承。另外，GB／T28278的本部分还包含了对所需润滑系统的设计，包括节流器参数的计算。Ⅱ 标准分享网www.bzfxw.com免费下载1范围GB／T28278．1m2012／Lso12168-1：2001滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：不带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算GB／T28278的本部分适用于稳态条件下静压径向滑动轴承。GB／T28278的本部分只针对油腔之间不带回油槽的润滑方式。2规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本使用于本文件。凡是不注日期的引用文件，其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。GB／T28278．2—2012滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承第2部分：不带回油槽油润滑径向滑动轴承计算用特性值(IsO12168—2：2001，IDT)IsO3448：1992工业液体润滑油IsO黏度分类(Industrialliquidlubricants--IS0viscosityclassificatiou)3计算的基本原理和边界条件本部分计算的目的是确定与轴承的运行条件、几何形状和润滑油等有关的静压滑动轴承运行参数，即确定轴承的偏心距，承载能力，油膜刚度，供油压力，润滑油流量，摩擦功耗、泵的功率以及温升等。除考虑轴承的静压外，轴承的流体动压效应也作了近似处理。雷诺方程为静压轴承的计算提供了理论基础。然而在大多数实际应用中，通过近似计算也可以达到理想的精度。本部分中所使用的近似方法是用两个积分方程来描述流经轴承和轴颈表面间隙的润滑油状态的。这两个积分方程可以由雷诺方程采用特定的边界条件导出．海根一泊努利定律描述了平行表面间隙中的压力流，库特公式描述了由轴颈旋转在轴承间隙中产生的剪切流。附录A中给出了计算过程理论基础的详细描述。本部分所给的计算过程中采用了以下重要的假设。a)润滑油的流动为层流。b)润滑油完全粘附在被润滑的表面上。c)润滑油是不可压缩的牛顿流体．d)在整个润滑间隙中以及前置节流器中的润滑油是等黏度的。e)润滑间隙内完全充满了润滑油。f)油膜厚度方向压力梯度为零。g)构成润滑间隙的轴颈和轴瓦表面是刚性的。h)相对运动表面的曲率半径比润滑膜厚度大很多．i)润滑膜的厚度在轴向(=轴方向)为定值。1 GB／T28278．1—2012／Lso12168-1：2001j)油腔中的压力为定值。k)轴承表面没有法向上(y轴方向)的运动。借助以上所提列的假设条件-可以确定轴承的设计和计算过程中所需用到的参数。应用相似性原理可以得到承载力、油膜刚度、流量、摩擦因数、油腔压力等参数的无量纲值。本部分中图表所示参散仅限应用于静压润滑。而且轴承的偏心率(加载后偏移量)应在E=o～o．5的范国内．偏心率范国的限制意味着对计算程序作了承载能力与偏心率是近似线性关系的合理简化。然而这种计算程序却由于使用可靠性方面的原因而不能应用在偏心率e>0．5的情况下。更进一步的计算假设就是为刚度特性设定近似最佳节流比e=1。对于外部润滑，本部分仅限于应用在轴承长径比B／D一0．3～1的这种实际应用中最普通的情况下．油腔深度是润滑间隙的10倍～100倍。考虑以上假设，在计算摩擦损失的过程中，由于油腔里的摩擦损失远小于封油面上的摩擦损失而可以被忽略。然而，在考虑总功耗对轴承进行优化时，是不能做这种忽略的。考虑到轴承的承载方向，区分载荷在油腔中心和载荷在封油面中心这两种极端的情况是很有必要的。除了前面所提蓟的边界条件以外，为了使所设计韵静莲澜滑轴承能应用于所有工况，仍需考虑其他方面的要求。总之，轴承的设计应遵循这样一条规律：在所可能承受的最大载荷下，润滑间隙厚度至少要保持初始润滑间隙厚度的50％～60％，这一点必须要满足．另外还要特别注意的一种现象是由于轴的弯曲变形而导致轴心不对中，从而使转轴与轴承边缘接触而损坏轴承。当然，计算中所提到的绝对平行的润滑间晾在实际中是不存在的。当静压油开关关闭，转轴与封油面发生接触的情况下，检查接触区域以便提高油膜压力。为了保证轴承中产生的热量不会导致润滑油温度无限制的升高。必要时，需采取润滑油冷却措旅，而且要将润滑油过滤以防止堵塞毛细管和损伤润滑面。要避免油腔里压力过低。因为油腔里压力过低会导致环境中的空气流入，从而降低轴承刚度。4符号、术语和单位符号、术语和单位见表1。衰1符号、术语和单位符号术语单位惯性因子1^k封油面积mzA二相对封油面积(A二一；妾；轰面)1A，油腔面积m：b与流动方向垂直的宽度6Ⅱ轴向出油口宽度(6。=!≥旦)缸周向出油口宽度(钆一日一z。)B轴承宽度刚度系数N／raCp润滑油比热容(p=常数)J／kg·K 标准分享网www.bzfxw.com免费下载裹1(续)GB／T28278．1—2012／塔012188-1：2001符号术语单位CR径向间隙b；旦宁)d4毛细管直径D轴承直径(DJ为轴径；DB为孔径}D≈Dj≈DB)信心距F承载力(载荷)NF。承载力特性值[F‘=F／(BXDXp。)]1路有效承载力特性值1F二f．。N=o时，有效承载力特性值1^油虞厚度(润滑问骧高度)^～最小油膜厚度hp油腔深度K。I速度因数1Z润滑油流动方向的长度￡。轴向封油面长度￡。周向封油面长度Z_毛细管长度N旋转频率(转速)S一1户油腔压力，一般情况下Pa一声轴承比压I-j=F／(BXD)]Pa声。供油压力Pa声．油腔i中的压力PaA．0￡一O时油腔i中的压力PaP’功耗比，P。=Pf／P。1Pf摩擦功耗WP．油泵功率WP“总功耗(P呲兰Pr+P。)WP二t总功耗特性值1Q润滑油流量(整个轴承)m3／sQ’润滑油流量因数1R。毛细警流阻Pa·．／m3Rk．n一条轴向封油面流阻(R-。；!：：j筹)Pa·s／m3Rh。一条周向封油面漉阻(R-，。=号考警)Pa‘s／m3RP．o一个油腔流阻，当E=O时(RP．。=0．5Rk．。)Pa·．／m33 GB／T28278．1--2012／tSO12168-1：2001裹1(续)符号术语单位Re雷诺效1．So索莫菲德数l1’温度℃△T温差K流速m／sU周向线速度m／s节流器内平均流速m／sZ油腔个数1第一个油腔相对油腔中心的偏位角rad卢轴承偏位角y黏度公式指数1偏心率(e；。／cR)1々动力黏度Pa·s流阻比(一惫=；糍)1}节流比(}=急)1无量纲供油压力特性值(t=j罢蚤参)1P密度kg／m3剪应力N／m2尹角坐标tad9轴承间睐比(9=丁2XCa)1角速度(∞一2XⅡ×N)S—l5计算方法5．1概述28278的本部分涵盖了静压径向轴承的计算和设计。其中，轴承计算可认为是在已知轴承几何参数和润滑参数的情况下，对静压润滑轴承运行参数的校核。在设计计算中，应用以下计算方法可以根据少量的原始数据(如：所需承载力、刚度、旋转频率等)确定轴承几何尺寸、润滑数据以及运行参数中的未知量．在以上两种情况下，计算都是根据第3章中所提到的海根一泊努利方程和库特方程为基础的一种近似方法。用这种方法计算得出的轴承参数以图表方式给出相对值，可以表示不同参数的影响。轴承的计算和设计过程在5．2～5．7中有具体描述。其中包括了用已知计算公式或图表对不同的轴承参数所做的判定。本部分详细介绍了以下计算内容：a)考虑旋转和不考虑旋转两种情况下轴承的承载力的确定；4 标准分享网www.bzfxw.com免费下载GB／T28278．1--2012／ISO12168-1：2001b)润滑油流量和泵功率的计算；c)考虑油腔内摩擦损耗和不考虑油腔内摩擦损耗两种情况下的摩擦功耗的确定；d)最小功耗条件下轴承最优化步骤。对于所有计算过程，需要特别注意的一点是要确定在润滑间隙、润滑油腔以及毛细管中的润滑油流动符合层流情况这一重要前提假设。它可以通过雷诺数来判断。另外，由惯性因子在毛细管里引起的压力差应较低(见A．3．1)．如满足第3章中所给定的边界条件，与通过求解雷诺方程所得到的精确解相比，本方法计算结果产生的偏差在实际使用中可以忽略．5．2承载力如无特别说明，以下所提到的线性毛细管就被用作节流器，且节流比e=1。另外，所不同的只是由“载荷作用在油腔中心”和“载荷作用在封油面中心”这两种情况产生的。因此，不再在每种情况下都声明轴承的特性值是“节流器类型”、“节流比”和“载荷相对轴承的作用方向”三个参数的函数。因此在上述前提假设下，承载力的特性值：P=P。孬为j瓦一左⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯¨)仍旧由下列参数决定：——油腔个数z；——长径比B／D；——无量纲轴向封油面宽度z。／B；——无量纲径向封油面宽度￡。ID；——偏心率e；——由载荷“作用在油腔中心”和“作用在封油面中心”的不同，引起的无量纲供油压力特性值。m：卫堕兰⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．(2)‘声。×，酽注：索莫菲尔德数，S。，与普通动压润滑轴承一样可以由以下公式确定：&：巫兰：￡瑰×Ⅲ研在GB／T28278．2—2012图1和图2中，公式F。(￡，丌|)和口(e，嘶)取Z=4，e一1，B／D一1，z。／B=O．16，z。IB=O．26，通过节流器的节流作用，加载方向作用在油腔中心。在这些图中显示了转速对承载力和偏位角特性值的影响。对于几何结构相似的轴承，当F，B，D，p牡，m，雪和珈(如适用时，根据5．6来确定珈)等参数值给定时，则可以确定润滑油膜的厚度。得到这些参数后可通过公式(1)和公式(2)分别确定F’和嘶。对于这种几何结构，e和卢的相关数值可以从GB／T28278．2—2012图1中得出，因此^m—cR(1一￡)．由附录A中所示的近似法，可以得知由“有效轴承宽度”B—z。所形成的有效承载力特性值：P聪一西i责面瓦⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯∽’还与一些次要参数相关。在这种情况下，则应考虑宽径比B／D，另外还有油腔个数z，流阻比：。：惫一罐：(导)2×熹×赵掣百偏心率e，以及决定着动压与静压之比的速度因数： GB／T28278．1—2012／璐o12168-1：2001K呲一丌f×K×e×k／D=学×r×}告⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(5)另外，若利用G0．5时方程F五(e)是近似线性的这一特点，那么由方程F二f(e=o．4)=f(Z，*，K。)便可以计算出轴承的承载力。28278．2—2012图3和图4为。载荷作用在油腔中心”的情况，它分别给出了方程聪．。(e—O．4)一F’F；(￡=o．4)，(K。一0)一，(z，D和方程言}=．fCZ=4，bK。)。根据流体动压润滑的条件可知在这种情况下r世．口轴承的承载力也随之增加。如果用z和所有其他参数通过计算公式(3)～公式(5)来分别确定F五、*和K。，那么实际运行中润滑膜的最小油膜厚度便可以确定。算出K和K。一后，F刍，。(e=o．4)和(F二f／F二．。)(￡一0．4)的值便可以分别由GB／T28278．2—201z图3和图4得出，F二由公式(3)计算得出，那么偏心率便可由下式得到：。一!：兰丕￡盘(F刍／F二．o)(。。¨×聪’0(，o‘)最小油膜厚度是^一=CR(1一￡)。5．3润滑油流量和泵功率润滑油的流量因数由以下公式给出：Q。一糨它仅仅取决于倔心翠e，轴承的载荷万同和无量纲供抽压力特性僵嘶或看透度凼效。润滑油的流量可以由下式近似地得出(见A．3．3)：Q唯≤¨)≈Q诛=o)=南×南×丽1⋯⋯⋯⋯⋯-(7)其忙惫且Rp．o=等等A．3．2．2中提到的毛细管流体阻力由以下公式给出：耻等×(1+口)其中非线性部分(惯性因子)：一百1．08×畿通过转换公式(6)，当已知珈，CR，P。，e，B／D和z。，B时润滑油流量便可求得。对于轴承优化，Q+可以由GB／T28278．2--2012表1得出。若不考虑效率。泵的功率由下式给出：P，=Q×p∞一Q·×!堡!．；g堡⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(8)由近似法，Q’仍是由公式(7)确定，因此它既是流量的特性值又是泵功率的特性值。5．4摩擦功耗摩擦功耗的特性值由以下公式给出P?=孤‰⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．(9)封油面和油腔都会产生摩擦。封油面面积与整个轴承面积相关由以下计算公式给出： GB／T28278．1--2012／1S012168-1：2001A二=z×鲁+詈×缶×(1--2×鲁)由近似算法，封油面摩擦功耗的特性值由下式给出：Pi“一7亍兰i×A】：n油腔内摩擦功耗的特性值：P?=R×4×警×(1一A血)因此总的摩擦功耗特性值为：耻n眦×佶+警×(焘一·)]．．．-⋯⋯⋯⋯㈤，实际摩擦功耗由方程式(9)变换得到：Pf-P?×型霉掣5．5优化方案当根据功耗来优化时，总功耗，即泵功率和摩擦功耗之和为最小。由5．3和5．4，总功耗由下式给出：民=Pp+Pf划×半州×丝警型代人方程(1)和方程(2)，上式可写成：P∞t—F×∞×cR×i毒×(1+是)⋯⋯⋯⋯⋯⋯(11)4×舌×F。×丌f、‘∥根据韦尔默朗方法，摩擦功耗与泵功率的比值是可选参数并由P’确定。因此总摩擦功耗的特性值由下式给出：P矗：瓦墨．万一尘善业⋯⋯⋯⋯⋯(12)h—F×甜×cR一4×昙xF-×t、’一系列计算表明，功耗最小可以在一个无量纲较宽的范围P’一1～3内实现，且最优值随功耗比P。的变化不大。因此可以用平均值P。=2作近似优化处理。由于功耗最小值与所选的功耗比P’有关，故公式(12)中的无量纲供油压力特性值不可以任意选取：即P’一，r}×4×苦×等或扎一i1×当P’、B／D、e、h。／cn和}已知，由公式(12)可知，最优化的总功耗特性值只是z，z。／B，lo／D的函数。P二作为几何参数o／B、L／B的函数．在GB／T28278．2—2012图5至图6中，给出P。=2，Z=4，e一1，B／D一1，e—o．4时，考虑或不考虑油腔(^。／40=cR)内摩擦的两种情况下相应的P二值。在GB／T28278．2—2012图7至图12中，考虑油腔内的摩擦的情况下，当P’一2，e一1，e一0．4，^口=40C，R时，分别作为k／B、l。／D和L／B的函数，针对不同的B／D和z值给出了相应的P二值。总功耗最优化后的封油面宽度k／B和厶／B可由这些图中得到。最佳封油面长度和由它求得的与之相关联的B／D=1～o．3的值，以及油腔个数z一4～i0的值由28278．2—2012表1中给出．7 GB／T28278．1--2012／1SO12168-I{2001随着宽度的减小P二和所需功率随之增加。在高转速和确定轴径的情况下，建议使用轴承宽度较窄的滑动轴承作支撑。在轴还没有启动或转速较小的情况下，用P’=1～3作优化的方法不适用，见参考文献E23。在这种情况下，则以泵的功率最小为优化目标，从而得到无量纲较小的封油面。这时，近似优化法失效，雷诺微分方程只能用有限元法来解。对于参数为Z=4，B／D一1，e—o．4的轴承，通过优化可以得到以下参数：Z。／B=0．25、lo／B=0．4、F。=0．202、Q’一1．003。在GB／T28278．2—2012图13至图18中，对于不同的油腔个数情况下，有效承载力的特性值F刍可以作为e的函数给出．e中含有参数x，其中*为载荷作用在油腔中心或封油面中心的参数。5．6温度和黏度当e—o时，毛细管中产生的温升可由下式计算(此处不考虑润滑油与环境的热量交换)：△k一髫一戋×熹轴承内的温升，e—o时，如下式所示：aTe=南+淼=戋×(南+P+)因此，在毛细管中的平均温度由下式给出：T。一Tn+÷×△T。⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(14)且轴承内的平均温度为：TB—L+△T-+言×△孔假定毛细管和轴承中的有效黏度为：％=口(T二)，啦一7(TB)若黏度与温度之间的依赖关系不完全清楚，那么黏度‰和铂可以采用指数函数作近似。其前提条件是协和啦在两个与预估温度T，和TB附近的温度T，和T2下是已知的。％一玑XexpE-7×(T∞一T1)]}17B=吼×exp[--y×(TB—T1)]其中：y—i—Li×In也⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(16)j2一J1现如果仅知道由ISO3448：1992所确定的黏度等级，则黏度指数为i00的普通润滑油的黏度可根据40℃的标准黏度吼。计算，即：妒，一轴×ex，[160X·n(西最而)×(志一去)]⋯⋯⋯c，，，T的单位为摄氏度(℃)，动力黏度玑。可根据黏度等级，由运动黏度v‘。与密度P的乘积来算得。若不太清楚润滑油的密度，则可以取近似值p=900kg／m3计算。公式(17)是基于Vogel公式、经验常数Cameron和Rost以及40℃时的标称黏度，由Rodermund进行转换得到的。5．7油腔最小压力在高转速和高K。值的情况下，由公式(5)可知油腔内的最小压力户一在轴承的非承载区可以减小为零，同时在承载区，最大压力p～可以比P。值还大。油腔内最小压力，即F’取决于多种因素．可由以下比值表示：8 GB／T28278．1--2012／ISO12168-1：2001等(z，％，x，K一)在GB／T28278．2—2012图19中，给出了z=4，e=o．4和3个*值的情况下，基于K。值的最小相对油腔压力。9 GB／T28278．1—2012／ISO12168-1：2001A．1筒介附录A(规范性咐录)流体静压径向滑动轴承近似计算方法详述本计算示例是基于一种近似的计算方法，这种近似的计算在小封油面(如轴高速旋转)的情况下可以得到很高精度的计算结果。在较宽的封油面情况下就需解雷诺微分方程，即通过求解微分方程的方法计算。A．2理论基础A．2．1基本条件近似法假定液体流动为层流，不考虑惯性，并为流体流经封油面使用两个基本公式(见图A．1和图A．2)。说明：1——轴承}2——轴颈．10圈A．1两平行板间的压力流 说明1——轴承；2——轴颈．GB／T28278．1--2012／ISO12168-1：2001A．2．2海根一伯努利方程两平行板间的压力流：(6》^)A．2．3库特方程轴旋转引起的剪切流A．2．4其他假定图A．2旋转引起的剪切流Q=垃最簧芦Q=bxUT×ha)油腔内压力值为常数。b)轴承和毛细管内润滑油的黏度为常数。c)轴和轴承都是刚性的，他们的轴始终保持平行。d)在计算润滑油的流量时，润滑油的出口宽度扩展到与之相邻封油面的中心位置，且压力梯度沿出口长度方向呈线性变化。e)计算承载能力时，油腔内到和与之相邻封油面中心的压力是连续的。九3计算A．3．1一般计算对确定的轴的位置，油腔内的压力通过轴在某一确定位置的连续性方程解出。连续性方程通过以下参数定义：e=偏心距；￡=e／CR：|9一偏位角；其他所有参数都由油腔内压力导出。11 GB／T28278．1—2012／LsO12168-1：2001在一开始偏位角p值为未知的时候，计算过程是要经过迭代的。当油腔内压力和载荷作用在同一方向的时候偏位角才不会发生变化(见图A．3)。§≮醉口。鲁毋&∑≤孓然图A．3轴承结构理论上，计算中是假定载荷为垂直方向．然而，我们可以假定轴承的安装可以适应任意方向的载荷而不局限于垂直载荷。油腔i起始与角度P¨，结束于角度仇。第一个油腔的中心位于a角处。起始角和结束角分别为：礼，一a—p+警×(z一号)礼。一a一卢+等×(i一号)润滑膜厚度^在封油区的变化由公式^一cR(1+e×cosP)确定。A．3．2油腔压力A．3．2．1连续性原理被应用于每个压力油腔。包含声一，A和p一三个压力的方程适用于每一个油腔f。该系列方程的解可得到轴承中的所有压力。A．3．2．2流经前置节流器(￡一0)的润滑油流量由下式给出：垒一S室。=±!：ZR。^=1对应于线性节流．以层流状态毛细管节流器为例：融。一半o．3×如)速度面一最产生的压力降为△声。一2．16×导×面2。驴节一掌+掌=等铲+=筹Z⋯4⋯4R。=兰警×(，+n)，其中忍。一茅安虢且n一百1．08×船。×老=尝×麦畿t=忐(E≠0)的不同润滑油流速，毛细管中的雷诺数不应超过Re。=1000～1500．‰一z×』燕×芒×詈地一』爰虻f(1-t-一s∞3Xd@=『(一：一矿，)×(1+3z×e2)+(sin矿z—sin尹"，)×(3e+￡3)+{×￡2×(siIl2矿z—sin一-)一詈×(sins—z—sin3P7-’I。‰=器XalXAA．3．2．4周向体积流量由计算得到后，两平行板间流体薄膜厚度近似认为瓦一^(礼．；)。“-一揣×(Pl--艄)+半其中无；一cRX(1+eXcos仇，。)且u一Ⅱ×DXNQ。．--=豇精×(声，·一声-)+型2学 GB／T28278．1—2012／ISO12168-1：2001罐¨o·50唧Q"1围A．4单个油腔内的体积流量如果：^=1+￡×cos1000，油腔内流体为紊流状态，且摩擦随之增大。在这种情况下，前面提到的r的计算公式不再适用。A．3．6尺寸计算式当刚度c已知，下面给出的公式可以用来确定轴承的相关尺寸16 cn一麦GB／T28278．1--2012／1SO12168-1：2001D2弛一嘉警一等×赤17 GB／T28278．1--2012／I．SO12168-1：2001B．1倒1--静压径向滑动轴承的计算附录B(规范性附录)计算示例B．1．1概述对一个静压轴承进行校核。该轴承有四个压力油腔，压力油腔的尺寸参数已知，轴承的运行参数已知。润滑油牌号ISOVG46和进油温度也都已给定。润滑油量、功耗、刚度、油膜厚度等都由计算得知。下面为已知参数：B．1．2尺寸参数——轴承直径，D=o．12lTi‘——轴承宽度，B=0．12m；——周向出rl宽度，6。=0．018ITl，——轴向封油面长度，f。=o．018m；——周向封油面长度，￡。一O．012m；——油腔深度，h。=40CRm；——油腔个数，Z=4；——毛细管直径，d。=O．00238m；——毛细管长度，f。=0．74m；——轴承间晾比，事一1．6×10一；——径向间隙，CR=尘×等一96×10一m。‘B．1．3运行参数——承载力(载荷)，F=40000N；——旋转频率(转速)，N一16．66s。(∞=104．7s_1)；——进油温度，TtI=45℃；——供油压力，P。一116大气压=11．6X106Pa．B．1．4润滑油参数T丫℃∥(Pa·s)40o．0414050o．0265860O．01807——容积比热，唧·P一1．75×10‘W／m3．k； GB／T28278．1--2012／lso12168．1：2001——嚣魇，P=900kg／m3。指数，由润滑油参数计算而得，y一击×ln芸=击×ln揣一o．0443。以上这些数据被用来计算B．1．5至B．1．18中所列出的参数。B．1．5温度和动力黏度第一次计算取以下近似温度和动力黏度值来进行(不考虑摩擦功耗，并且∈一1)。△k一戋×南=黜×南一s．sK△孔一戋×(南+P’)一嬲×(南+o)以。KT印；T肋-t-垒孕；41+掣；42．65℃TB—t。+△T。+垒碧一414-3．34-掣；46℃动力黏度由下式给出；‰2仉。×expE-7(T。一40)3一o．0414×exp[-0．0443×(42．65—40)3=0．0368Pa．s珈一玑。×exp卜y(TB一40)3一o．0414XexpE-0．0443×(46—40)3—0．0318Pa．sB．1．6流阻R。一羔塑警×c，+。，=丝詈姜；害学帮×cz+0．2)=4．15XlO，。N．s／。s注：由于流速为未知量，因此惯性因子n在这里无法计算。因此，只能通过假定给一个初始值，然后用迭代的方法确定精确的n值．如。=学一毒揣一丽6而X0可．031而8X丽0,018吐·z×10，oN．s／m5K由B．1．9算得。B．1．7节流比B．1．8油腔内压力比B．1．9流阻比其中e一甚=器乩唧m·等=南14-；上14-1姐5声啦一亭一一讥。一=攒一踹涨一，．082B．1．10无量纲供油压力特性值6u=R×D／Zb。=D—Z。t一石耋妄等；—11_；!垡1尝0专÷}1‰10=o．，·z夕蚰×妒．6×6×．62×一6⋯1。19 GB／T28278．1m2012／]so12168-1：2001B．1．11速度因数K。=}×Ⅳ×西lcX”f=l×1．082X锷×o．112=0．0183；根据GB／T28278．2—2012中图4，在K。。一0．0183，e一0．4的情况下，速度的影响很小，因此有F矗／F矗．o—l。B．1．12承载力的特性值与油膜厚度砘。一i豇≠南=可取面页舞兴岳丽双而=0．2817根据GB／T28278．2—2012中图3，其中当K=I．082且e=0．4时，可以取F矗．。一o．253。B．1．13偏心距与油膜厚度最小油膜厚度B．1．14摩擦功耗e乩t×瓦鲁而一0．4X搿-o．ttsh。i，=(1一￡)XCR一(1—0．445)X96—53．25pm耻2XI廿=．Z。西l‘×(1_2×旨)-2×锷+砉×而0．018×(1_2×糟)_0．433由公式(10)：耳=⋯二[志+警×(麦一·)]一删．tss涛啬+4×(志一，)]=1．s。，取u—mX詈=104．7X学_6．28m／sP础?×警xBxD一1．697X笔警X0．12X0．12—319．6硼。wB．1．15泵功率与润滑油流量由近似公式(7)；掣2南×舞×喜一南×赢×赢=1·745Q=Q。×曼L套尘==1．745ב!生丕上!亏j嘉；÷型一5．63×l。。‘m3／s一。．5631／sP。一Q×p。一5．63X10。×11．6X106—6533WP。=警=丽320=o．049P。一Pf+P。=320+6533=6853WB．1．16温度与动力黏度△L一3．3K△TB一3·3+i。渤=3·3+r了F叉可F要芎1百叉了F=3·3+仉32=3·62Kp．々，n GB／T28278．1—2012／iso12168—1：2001在这种情况下不需要通过迭代来计算更精确的温度和动力黏度值。B．1．17■诺数在抽腔内：＆，=半B=心型鼍鲁产硼z，，u·⋯oRe。<1000，因此为层流。在毛细管内：＆。一纛畿一存譬簧篙热划stz船。一i聂＆巍一丽丽而百叉丽而面i=丽刮M2Re。<2300，因此为层流。惯性因子n=等娥。×老=尝×1842X等_o．2注：由于没有满足A．3．2．2中建议的雷诺数Re。<1000～I500．由此产生一个相对较高的非线性惯性因子d．B．1．18优化措施由于Pt《m从而使P’《1～3，则嘶会增加，即间隙会减小或者动力黏度增加。在假定P。一1的情况下，计算出最佳无量纲供油压力特性值如下：1；rf，opt—i=丢√撬169攒91一o．soe，2～．×⋯⋯以此无量纲供油压力特性值和由于简化而取值略大的动力黏度值】7B=o．0455Pa·s，可以得出g"om20．9×10—3cR一‰×iD_0．9×10-3×学_54pmP，Ⅳ×型坐擎旦塑LR1．6。7×螋堕岩竞争丛些一812WP，一Q。×半=1．745X奠基立王垫!；≥簧}等2型=s，z．ewP。一Pf+P。=812+812．6=1624．6WQ=宝=嘏淼=，×10“m3／s／一o．⋯／sB．2例2--静压滑动轴承的优化设计B．2．1概述设计的目的是对一个可以在载荷F一15000N作用下，转频(转速)为31．88s-1(m一200s-1)的轴承做优化。刚度要求：c=500N／／-m。B．2．2已知量以下数值用于轴承的优化计算：B／D=1；z一4；z。／B=0．15；Io／B=0．15；e一0．4；}一1；P。一2；口一o。(载荷作用于油腔)下面的特性值由这些值计算得出：21 GB／T28278．1—2012／璐o12168-1：2001P二=6907；F’=0．2648；嘶=0．7327；Q’=1787注：这种情况下也可以将GB／T28278．2一z012中表1的数值带人计算．B．2．3润滑油指标选定润滑油动力黏度‰一o．0612Pa·s和人口温度T。=44℃．下表列出的值可以应用于该润滑油．吖℃v／(Pa·5)l400．06120I500．03806——窨积比热，c，。P一1．75X106W／mkK——密度，p一900kg／m3指数，由润滑油参数计算而得，y一南×ln豢一击×1n淼=o．。475B．2．4温度与动力黏度峨一戋×南一黜×百1_1．5K△TB一惫×(七+P’)一黜×(丢+z)丑sKT。一L+峰一44+0．75—44．75℃TB=T。+△k+1AT—s=44+I．5+3．75=49．25℃动力黏度由下式给出：％一讪Xexp[-yX(L一40)3=0．0612×exp[_0．0475X4．753—0．0488≈0．05Pa·S17B=仉oXexp[_yX(TB一40)]=0．0612XexpE-0．0475X9．253—0．0394≈0．04Pa·SB．2．5供油压力和尺寸cn一专一者器一75““D2×驴耵F一嵩赫⋯6N鲁一警×忑去=两丽而般餐％丽乩s，。xlo“i一百xi嚣i瓦2而而而可可如丽两万丽_6‘剐以10”由前面计算得到的动力黏度，可知：驴摆瓦一丽-s．zt娜‰D：．／巫～声蜘B．2．6压力损失与所需润滑油量总功耗：22=～；_．56646524X1鬲0—0．104m～．6⋯。‘⋯ 泵功率摩擦功耗GB／T28278．1--2012／1SO12168-1：2001Pmt—PL×F×∞×CR=6．907×15000×200×75×10～=1554WP．。￡女91lP’器_518w只一P。XP。=2X518=1036W所需润滑油量Q=尝；志_9．83×10“m3／s=0．0983i／s作为检验，Q由Q’算得。Q：Q-×堡丕丝恤B．2．7流阻与毛细管尺寸一1．787×(_75X10-]6)而3Xr5．—24～X106=9．88×10—5m3／s=0．0988毛细臂阻力：如=学×禹一笔轰≯×吾乩㈣娜“对于长度为z。一o．45In的毛细管，人口处的压降应为：一袅罢器一增等等罴黜-o．㈨s毛细管直径：d：=旦等警×c·+n，一旦塑立{j落；蔓专；}妒一s．。ss×，。一zd。一怕可酉叉而”=1．73X10一sm一1．73mmB．2．8雷诺数毛细管中：＆m=麦溉=若撩罴齿甍等一s26Re。