GBT28279.1-2012滑动轴承稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算.pdf 29页

'ICS21．100。10J12a雪中华人民共和国国家标准GB／T28279．1—2012／ISO12167-1：2001滑动轴承稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算PlainbearingmHydrostaticplainjournalbearingswithdrainagegroovesundersteady-stateconditions--Part1：Calculationofoil—lubricatedplainjournalbearingswithdrainagegrooves2012-05一”发布(IS012167-1：2001，IDT)2012—12-01实施宰瞀徽鬻瓣訾糌瞥星发布中国国家标准化管理委员会促111 前言GB／T28279．1--2012／ISO12167-1：2001GB／T282794[滑动轴承稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承)由以下两部分组成：——第1部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算；——第2部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承计算的特性值。本部分是GB／T28279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国际标准IsO12167—1：2001(滑动轴承稳态条件下带回油槽静压径向滑动轴承第1部分：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文件有一致性对应关系的我国文件如下：——GB／T3141--1994工业液体润滑油ISO黏度分类(eqvIsO3448：1992)。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、申科滑动轴承股份有限公司、浙江省诸暨申发轴瓦有限公司、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、I临安东方滑动轴承有限公司。 GB／T28279．1—2012／ISO12167-1：2001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、工作速度范国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。28279的本部分的基本计算可应用于油腔数量不同、油腔几何形状相似、宽径比不同的静压轴承。润滑油由恒压泵(系统压力如一常数)提供，经由前鼍节流器，如毛细管节流器进入每个润滑油腔。28279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／T28279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cs／"r28279．1--2012／IS012167-1：2001滑动轴承稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算GB／T28279的本部分用于带回油槽的油润滑流体静压径向滑动轴承的计算。本部分适用于稳态条件下流体静压径向滑动轴承。本部分只针对油腔之间带回油槽的润滑方式。与不带回油槽的流体静压径向滑动轴承相比，在相同刚度情况下，带回油槽的润滑方式需要更大的油泵功率。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，仅注日期的版本适用于本文件。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／T28279．22012滑动轴承稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承第2部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承计算用特性值(IS012167—2：2001，IDT)。ISO3448：1992工业液体润滑油ISO黏度分类(IndustrialliquidlubricantsISOviscosityclas—sification)3计算的基本原理和边界条件本部分计算的目的是精确确定轴承的静压滑动轴承运行参数与运行工况、几何形状和润滑油等的函数关系。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、摩擦功率、泵的功率以及温升等众多参数。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。雷诺方程为流体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。海根一泊努利方程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中包含了计算过程和理论基础的详尽描述。本部分所描述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。 GB／T28279．1--2012／IS012167-1：2001h)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。j)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。借助以上所提到的假设为条件，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数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。偏心率范围的这种限制是由于在计算过程中作了承载能力与偏心率是近似线性关系的合理简化。所以，由于使用可靠性方面的原因，这种计算过程不能应用在偏心率e>o．5的情况下。计算中还假设节流比}一1，这样轴承的刚度特性接近最佳值。对于其他结构尺寸，GB／T28279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。而且油腔深度是润滑间隙的10倍～loo倍。考虑到以上假设，在计算摩擦损失的过程中，因油腔里的摩擦损失远小于封油面上的摩擦损失而被忽略。然而，在考虑总功率的轴承优化时，是不能做这种忽略的。考虑到轴承的载荷方向，有必要区分载荷作用在油腔中心和载荷作用在封油面中心这两种极端的情况。除了前面所提到的边界条件以外，为了使所设计的静压润滑轴承能应用于所有工况，仍需考虑其他方面的要求。通常，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隙在实际中是不存在的。关闭静压油开关，在转轴与封油面发生接触时的情况下，检查接触区域以便提高油膜压力。应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，需提供润滑油冷却措施。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人，从而降低轴承油膜刚度(见5．7)。4符号、术语和单位符号、术语和单位见表1。裹1符号、术语和单位符号术语单位惯性因子1Ak封油面积m2A厶无量纲封油面积(A二一彘)1A。油腔面积nx2b与流动方向垂直的宽度k轴向出油口宽度[k=曼笋一(k+6c)] 标准分享网www.bzfxw.com免费下载表1(续)GB／T28279．1--2012／[SO12167-1：2001符号定义单位b。周向出油口宽度(6。=B—Z。)k回油槽宽度B轴承宽度刚度系数N／mC’润滑油比热容(p=常量)J／kg·KcR径向问隙(ci一旦亏且)d4毛细管直径D轴承直径(DJ为轴径}DB为孔径；DR功≈DB)信心距F承载力(载荷)NF’承载力特性值[F。一F／(B×D×P。)]lF毒有效承载力特性值1F刍．oN=0时，有效承载力特性值l^润滑油膜厚度(润滑间隙高度)^一最小润滑油膜厚度hP油腔深度K。t速度因数1Z润滑油流动方向的长度Z。轴向封油面长度f。周向封油面长度Z4毛细管长度N旋转频率(转速)5一l声油腔压力(一般情况下)Pa一声轴承比压Pa声。供油压力(泵压)Ph户，油腔i的压力Pap讪￡；0时油腔i的压力PaP’功率比(P。=Pf／P，)1Pf摩攘功耗WP。油泵功耗WP“总功率(P僦一Pf+P，)WP二总功耗特性值1Q润措油流量(整个轴承)m3／sQ‘滑滑油流量因数13 GB／T28279．1--2012／Lso12167-1：2001衰1(续)符号定义单位R。毛细管流阻Pa·s／m3Rh，。一条轴向封油面流阻(Rh，。一三：：；等)Pa·s／m3Rk．。一条周向封油面流阻(R“．。=!；；；警)Pa·s／m3RP．o一个油腔流阻，(当e—o时，R¨一互犏)Pa·s／m3Re雷诺数1So索莫菲德教1T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节流器个数l第一个油腔相对于油腔中心的信角(位置)rad卢轴的偏位角(。)y黏度公式指数l偏心率(e—e／cR)1_动力黏度Pa·5流阻蜘一簧嚣一等麓)1{节流比(}=惫)1无量纲供油压力特性值(m一；：簧争)1P密度ke／m3剪应力N／mo中角坐标tad妒轴承间隙比(妒兰!{产)1角速度扣=2ד×N)3一l5计算方法5．1概述本部分涵盖了流体静压径向滑动轴承的计算和设计。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，对流体静压径向滑动轴承运行参数的校核。在设计计算中，应用以下计算方法4 标准分享网www.bzfxw.com免费下载GB／T28279．1—2012／zso12167-1：2001可以根据少量的原始数据(如：所需承载能力、刚度、转速等)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，计算都是依据以第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无量纲值，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；b)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)最小功率损耗条件下轴承优化的步骤。对于所有计算过程，格外需要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承载能力如无特别说明，以下所提到的线性毛细管被用作节流器，且节流比}一1。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，在每种情况下不再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，承载能力的特性值：F。一赢一是仍然由下列参数决定：——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loID；——无量纲回油槽宽度bG／D；——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。一Z安》⋯⋯⋯⋯⋯⋯㈩2m一；：}簧予⋯⋯⋯⋯⋯⋯‘’注：索莫菲尔德敦So与普通动压润滑轴承一样可以由以下公式求得：So=鬻一等在GB／T28279．2—2012的图1和图2中，公式F。(e，Fr)和口(￡，Ⅱf)取Z一4，∈一1，B／D一1，z。IB=O．1，lo／D=O．1，bG／D=O．05，通过节流器的节流作用(毛细作用的节流器)，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。、m、妒和驷(如需要，按5．6确定啦)等参数值给定时，则可以确定最小润滑油膜的厚度。得到这些参数后可通过公式(1)和公式(2)分别确定F。和”r。对于这种几何结构，e和口的相关数值可以从GB／T28279．2—2012图1和图2中得出，因此^m=ct(1一e)。 CB／T28279．1--2012／IS012167-1：2001由附录A中所示的近似法，可以得知有效承载能力的特性值不再是长径比B／D的函数。F矗=取蒜一忐⋯⋯⋯⋯⋯⋯㈩D“Ⅱ×B如果流阻比为：，一致e一生丕!!“Rh，。Z。×6“和速度因数为Km=亭XⅣ×丌fXlo／Dk。。一帛则有以下函数表达形式，F刍(Z，％，Ⅳ㈣K，e)另外，如果考虑到e≤0．5时方程F占(￡)是近似线性的这一特点，那么由方程F矗(e一0．4)一f(z，仳，r，K。。)便可以计算出轴承的承载能力。当K。。一o，即轴静止，￡一o．4时，轴承有效承载能力的特性值只取决于三个参数：F未．o(e一0．4)一f(z，pc,，Ⅳ)因此，在GB／T28279．2--2012图3中，轴承有效承载能力的特性值F矗。o(￡一o．4)可根据z一4和6时，及*与口G的关系确定。旋转对承载力特性值的影响，可引入无量纲数≠未一f(Z，9c,,tc,Kmt)。对于Z=4时，比值善罟如GB／T28279．2--2012图4中所示。根据流体动力润滑的条件可知在这』tH．o种情况下轴承的承载能力也随之增加。例如，如果z和其他参数已知，通过计算公式(3)、公式(4)和公式(5)来分别确定F二、Ⅳ和K⋯那么实际运行中润滑油膜的最小厚度便可以确定。在算出口G、Ⅳ和K⋯。后，F蠡．。(￡一o．4)和F矗／F岳．o(￡=o．4)的值便可以分别由GB／T28279．2--2012图3和图4得出，F矗由公式(3)计算得出，那么偏心率便可由下式得到：0．4XF刍j；j生(e一0．4)×如．o(e一0．4)r．丑．D最小油膜厚度是^一一G×(1一e)．5．3嗣滑油流量和泵功翠润滑油的流量特性值由以下公式给出：Q。=器I_⋯⋯⋯⋯⋯⋯㈩它仅仅取决于偏心事e，轴承的载荷方向以及无量纲供油压力特性值m或者速度因数K。。由于轴承的偏心率对Q。值的影响较小，因此，润滑油的流量可以近似地由下式得出(见A．3．3)：，一生q-(e≤0．5)mQ．(e=o)一丽=b×百B×半×半1⋯⋯“7)D币1=尝ce钏其中}一是且RP．。=袅鬻毛 GB／T28279．1--2012／[S012167—1；2001A．3．2．2中提到的毛细管流体阻力Eh以下公式给出：R。一兰塑警×(1+n)其中非线性部分(惯性因子)1．08、，4×Q×D4一百xi又i悫通过转换公式(6)，当已知佃，cR，p。，}，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OB／T28279．2—2012表1得出。若不考虑效率，泵的功率由下式给出：Pp—Qx如：Q·×华⋯⋯⋯⋯⋯⋯(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?一旦兰鱼～％XU2XBXD封油面和油腔都会产生摩擦。封油面面积与相关的整个轴承面积由以下计算公式给出：A二一号×[鲁ד+z×缶×1--2X鲁)--ZX旨×告]由近似算法，封油面摩擦功耗的特性值由下式给出：戌h一—高XAL油腔内摩擦功耗的特性值为：PiP一Ⅱ×4X警X(1一AL)因此总的摩擦功耗特性值为：一⋯|：n×岛+警×(忐_1)]．⋯⋯⋯⋯㈤，实际摩擦功耗由公式(9)变换得到；P，一Pi×型坐；里业5．5优化方案若以功耗为优化目标．总功率，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：P。一P，+P。一Q。×皇量；÷堡+P?×空立!!；掣R。珈u代入公式(1)和公式(2)，上式可写成；P一一F×u×ct×——彘X4XXF(1+笔)⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(11’詈’×m’依据韦尔默朗方法，摩擦功耗与泵功率的比值是可选参数并由P。确定。因此总功耗的特性值由下式给出：P≯熹梵2羡等鼍U 17,B／T28279．1—2012／ISO12167-1：2001一系列计算表明，功耗最小可以在一个无量纲较宽的范围P。=1～3内实现，且最优值随功率比P’的变化不大。因此可以用平均值P’一2作近似优化处理。由于功耗最小值与所选的功率比P+有关，故公式(12)中的无量纲供油压力不可以任意选取：即P’刮X4X百B×等或者m一百1×当P’，B／D，e，h。／cR和}已知，由式(12)可知，最优化的总功耗特性值只是z，f。／B，￡。／D和bG／D的函数。在GB／T28279．2图5至图12中，考虑油腔内的摩擦的情况下，当P’一2，6。／D一0．05，}=1，e=O．4时，分别作为f。／B，f。／D和￡。／B的函数，为不同的B／D和Z值给出了相应的P盏值。总功耗最优化后的封油面宽度f。／B和lo／BEt。／D=(z。IB)×(B／D)I可由这些图中得到。最佳封油面宽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=4～10的值由GB／T28279．2—2012表1中给出。随着宽度的减小P矗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低的情况下，用P。一1～3作优化的方法不适用，见参考文献[2]。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的轴承，推荐用以下轴承宽度做最佳化处理：￡。／B—Z。／B=0．25当e=0．4，以下值可以在计算中使用：F’=0．174和Q。一1．485．6温度和黏度当e一0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)△L一崭一戋×南轴承内的温升计算，e—o时，如下式所示：△n一戋+衣‰一戋×(南+P。)因此，在毛细管中的平均温度由下式给出：T。一Tm+丢×△T印且轴承内的平均温度为：TB—L+△丁印+号×△TB假定毛细管和轴承中的有效黏度为：抽一口(L)，班一_(TB)若黏度与温度之间的依赖关系不完全清楚，那么黏度如和伽可以采用指数函数作近似。前提条件是孕和孕在两个与预估温度T0和TB附近的温度T1和T2下是已知的．％一玑×exp[_7×(T砷一L)]；轴一玑Xexp[-y×(TB—L)]其中y—ib×ln毫⋯⋯“16)8 GB／T28279．1—2012／IsO12167-1：2001如果仅知道由ISO3448：1992所确定的黏度等级，则黏度指数为100的普通润滑油的黏度可根据40℃的标准黏度7／4。计算，即I／(T)一孕。×expll60×ln(瓦1知)×(亍=÷丽一志)I⋯⋯⋯⋯⋯(17)T的单位为摄氏度(℃)，动力黏度m。可根据黏度等级，由运动黏度y‘。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一900kg／m3计算。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转换得到的。5．7油腔量小压力在高转速和高K。。值的情况下，由式(5)可知油腔内的最小压力户～在轴承的非承载区可以减小为零，同时在承载区，最大压力户～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：^气8(z，伽，Ⅳ，K。)P托在GB／T28279．2—2012图13中，给出了z一4，￡一0．4，Ⅳ一1～2和两个毋G值的情况下基于K。一值的最小油腔压力。 Gs／"r28279．1--2012／ffiO12167—1：2001A．1简介附录A(规范性附录)对静压润滑轴承近似计算方法的详述本附录计算是基于一种近似的计算方法，这种近似的计算在小封油面(如轴高速运转)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．图A．1两平行板间的压力流 GB／T28279．1--2012／13012167—1：2001说明：1一轴承；2——轴颈．图A．2旋转引起的剪切流A．2．2海根-泊努利方程两平行板间的压力流：(6》^)Q；照恐锻掣A．2．3库特方程轴旋转引起的剪切流：Q；b×攀A．2．4其他假定a)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，两轴线始终保持平行。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，油腔内到与之相邻封油面中心的压力是连续的。A．3计算A．3．1一般计算对确定的轴的位置，油腔内的压力由连续性方程联立解出。其中定义如下e一偏心距；e=e／CR；口一偏位角；其他所有参数都由油腔内压力导出。 GB／T28279．1--2012／_SO12167-1：2001在一开始偏位角口值为未知的时候，计算过程是要经过迭代的。当油腔内压力和载荷作m；ER--方向的时候偏位角才不会发生变化(见图A．3)。蕊添斓；l“k蕊§沁沁心&蕊图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f起始于角度Pu，结束于角度伫一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一卢+等×(卜导)％。一a—p+等×(i一丢)润滑膜厚度h在封油区的变化由公式h—cR(1-"1-￡XcosP)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。各个压力油腔被轴向回油槽隔开，因此油腔内的压力并不取决于其相邻油腔的压力。回油槽内没有压力。A．3．2．2流经前置节流器的润滑油流量由下式给出：Q一(p∞一声)‘ZR。^一1对应于线性节流。以层流状态毛细管节流器为例：忍。一生型d塑<2300叩∞其中忽略惯性项晏×面z。12 GB／T28279．1--2012／[S012167-1：2001女一1／2对应于平方根规律节流。以小孔节流为例，流量系数可以视为与雷诺数是相互独立的·当确定一个毛细管尺寸的时候，其中惯性项部分所占的比例应比较少，而且在适当的情况下应能记人计算。根据schiller原理，在圆形人口(回转半径>o．3×如)速度面；器产生的压力降为△p。=2．16×号×面2·毛细管的流阻为：驴节一掌+等=糌+等：rydzz4‘R。=—12‘8Xxri／09iX_l—op×(1+4)，其中融。一万叉4≯XiQ砾XPRa=百1．08×&。×誓=西1．08×孤4面XQ×Xz。p聂其中非线性部分。(惯性因子)会使上式Q／Z中的指数A1000，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，下面给出的式子可以用来确定轴承的相关尺寸16 cn一点瞅如2方案一等×南GB／T28279．1--2012／1SO12167—1：200117 GB／T28279．1—2012／ISO12167-I：2001附录B(规范性附录)计算示例B．1例1——流体静压径向滑动轴承的计算B．1．1概述对一个静压轴承作验证，该轴承拥有四个压力油腔，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一0．12m；——轴承宽度，B一0．12m；——周向出口宽度，b。一o．018IT*；——轴向封油面长度，z。一o．012“；——周向封油面长度，z。一0．012m；——回油槽宽度，bG—o．006m；——油腔深度，^。一40CRm；——油腔个数，z一4；——毛细管直径，d。一0．00325m；——毛细管长度，l。一1．14mj——轴承间隙比，∞一1．5×10一；n——径向间隙，cR一妒×詈一90×10一iTi。B．1．3运行参数——承载能力(载荷)，F=20000N；——旋转频率(转速)，N=16．66s_1(∞一104．7s-1)——进油温度，T二=45℃；——供油压力，p。。一60bar=6×106Pa。B．1．4润滑油参数吖℃,／／(Pa·s)40o．0414050o．0265860o．01807——容积比热，f，Xp=I．75×10‘W／m3×k；——密度，p=900kg／m3。18 GB／T28279．1—2012／mo12167-1：2001指数，由润滑油参数计算而得，7=击×ln等=击×ln揣一。·。443·以上这些数据用于计算B．1．5～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(其中}一1．P+一O)。峨一彘×(南)一器×(南)乩，K△n一戋×(熹+P+)一器×(南+。)乩，KT。=L+TATop-45+孚_45．85℃瓦=L+△L+垒争=45+I．7+孚一47．55℃动力黏度由下式给出：和=m。×exp[-7(T品一40)]一o．0414×exp[一0．0443X(45．85—40)]一0．0319Pa·s和一和×exp[-y(孔一40)3一o．0414×expE-0．0443X(47．55—40)3—0．0296Pa·sB．1．6流阻R。=羔塑等×(1+。)128×0．0319×1丝×ⅡX0．00325‘(1+0．2)一1．594×i010Ns／m5注：由于流速为未知量，因此惯性因子a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a值．Rp,o一等×端×鲁×南一篙曙搿薯涨=Ls。s煳”酬m5*由B．1．9小节算得。B．1．7节流比}一R丧一黜1593X10_1．0006≈1、P．O．10‘’。。。。。‘B．1．8油腔内压力比户o1声。1+}B．1．9流阻比南一o．5*一蹴吲×燕⋯耥_1．416＼zDi—BB．1．10无量纲供油压力特性值一考等一毒腭器一o．22。s19 GB／T28279．1--2012／ISO12167-1：2001B．1．11速度因数Km一搴×*×石f×西lo一1×1．416×o．2296×％j警一o．0325依据GB／T28279．2图4，在K。。一o．0325，e=0．4的情况下，速度因数是可以忽略的．B．1．12承载能力的特性值与油膜厚度依据GB／T28279．2图3，其中：e—o．4，x一1．416，似一生挚一坠盟学一o．15结果为：F矗。。s0．357由承载能力F，可得：F·一—毒萎x—i墨娑；L。一0．231P。×BXD6X106X0．122。并取6u一学_“。+6G)一譬P_o_018=0．07625m从而F矗=z_=￡≥支兰一可F当爱雩}要弓j溉一o．s·，92“(1一鲁)×6Ⅱ×zn-0·D灿·0762蚁4“⋯B．1．13偏心距与油膜厚度e一百=黑麓匕一等罴学-o．sse-；。}(￡一0．4)×F矗．o(s一0．4)⋯⋯～最小油膜厚度；^m=(1一￡)×CR一(1—0．356)×90—58““B．1．14一擦功耗A厶一号×『鲁ד+z×面lo×(1--2X鲁)一z×鲁×百bc]=2。x[糟⋯t×糌×(，⋯锷)⋯糌×糟]=0．。。，由公式(10)：耻“撼×恃+警×(忐一，)]一⋯．s。·×潦+嘉×(志一，)]=Ls刚s取u=uxD=104．7X学乱28m／sPf-P?×警XBXD=I．50576×笔警×0．122=281．2wuRJu^■uB．1．15泵功率与润滑油流量由近似公式(7)：20 GB／T28279．1--2012／]；s()12167—1：2001呼南×舍×譬×牛：等赫紫等一s．-zQ—Q·×啦啦_5．12x盟哿％擎型-0．756X10“ms／sP。一Q×p。一0．756×i0_3X6X106=4540WR。一皇鼍方笋一叠雩器一，．ss，×101。P’一鲁一2485401j-0．062P。。一P。3-Pf一45403-281．2—4821WB．1．16温度与动力黏度由于摩擦功耗对于泵功率来说非常小(户’一0．062)，因此在B．1．5中计算得到的温度已经足够精确。B．1．17雷诺数在油腔内：融．一型兰!!兰P一!：!§丕!!丕!!兰!Q=二苎塑!一687～9∞R0．0296Re。