液体动压径向滑动轴承设计与分析

流体动压润滑径向滑动轴承计算举例
试设计一流体动压润滑径向滑动轴承。

其径向外载荷为 5000N ，轴颈转速为960r/min ，轴颈所允 许的最小直
径为20mm 。

解:
工作载荷HN 〕 ^000~
轴馬宽径叱引d
卷考值 [―TT ----- 1 轴颈直径贞mm]
歹且1 00 ▼ r 自定义'
轴转速
960
开赠i 计算
混合润滑计算
rt 十算结果显示
釉承压强（MPaJ 12.5000 釉頑速度〔“旳]1 0053 r 使用参考间隍计算
3）估算轴承间隙
卩间隙计算结果显示
直径间003
相对间隙
0.0015
计算间隙
4）选择材料
包角选择n iso
ZCuSn10P1
J
许用摄大压强〔忖pa] 许用摄丈速度丽畑 许用 pv®（Mpa x m/s ） 材料属性 15
10
15 踢音洞
材料适用场合
用于中速、重戟及受变载荷的轴承.用于中速、
承°
中载的轴 参考值
轴承平均压强12.500MPa 轴承平均速度
1. OOSm/s pv® 1
2.566M Pa.m/s
5）流体动压润滑计算结果
1） 选择轴承的内径
二
101
12.5663
0.00110
席自定文相对间隙
输入自定义相对间隙值: |0.0015
匚吝输入已知裁量
轴承相
（从
略）
6）根据计算结果需要重新设计，按“返回”按钮，即可以得到可行方案。

液体动力润滑径向滑动轴承设计计算流体动力润滑的楔效应承载机理已在第四章作过简要说明，本章将讨论流体动力润滑理论的基本方程（即雷诺方程）及其在液体动力润滑径向滑动轴承设计计算中的应用。

（一）流体动力润滑的基本方程流体动力润滑理论的基本方程是流体膜压力分布的微分方程。

它是从粘性流体动力学的基本方程出发，作了一些假设条件后得出的。

假设条件：流体为牛顿流体；流体膜中流体的流动是层流；忽略压力对流体粘度的影响；略去惯性力及重力的影响；认为流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向不变。

图12－12中，两平板被润滑油隔开，设板A 沿x 轴方向以速度v 移动；另一板B 为静止。

再假定油在两平板间沿 z 轴方向没有流动(可视此运动副在z 轴方向的尺寸为无限大)。

现从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析。

作用在此微单元体右面和左面的压力分别为p 及p p dx x ∂⎛⎞+⎜∂⎝⎠⎟，作用在单元体上、下两面的切应力分别为τ及dy y ττ⎛⎞∂+⎜⎟∂⎝⎠。

根据x 方向的平衡条件,得：整理后得根据牛顿流体摩擦定律,得，代入上式得 该式表示了压力沿x 轴方向的变化与速度沿y 轴方向的变化关系。

下面进一步介绍流体动力润滑理论的基本方程。

1．油层的速度分布将上式改写成（a）对y 积分后得（c）根据边界条件决定积分常数C1及C2:当y=0时,v= V；y=h(h为相应于所取单元体处的油膜厚度)时,v=0,则得：代入（c）式后,即得 （d）由上可见,v由两部分组成：式中前一项表示速度呈线性分布，这是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这是由油流沿x方向的变化所产生的压力流所引起的。

2、润滑油流量当无侧漏时,润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为：将式(d)代入式(e)并积分后,得（f）设在 p=p max处的油膜厚度为h0(即时当润滑油连续流动时,各截面的流量相等,由此得 ：整理后得该式为一维雷诺方程。

液体动压径向滑动轴承实验指导书一、实验内容与目的：1．观察径向滑动轴承的摩擦现象，加深对概念的理解； 2．测绘径向滑动轴承的摩擦特性曲线，掌握测绘方法；3．测绘径向滑动轴承油膜压力曲线，求油膜承载能力。

了解复杂问题的简化处理方法。

二、实验设备的结构与工作原理：本实验有二类（二种型号）设备，它们的结构示意图如图1和图2所示：它们包括以下向个部份：可以证明，抛物面与轴直径截面所围体积与以m P 值为高的长方体的体积之比32=KdB m 。

如果我们测量是精确的；那么我们计算结果摩擦状态指示装置的原理是用一个与轴和轴瓦相连的直流电路上的灯泡来指示的。

当轴当轴在很低的转速下转动时，轴将润滑油带入轴和轴瓦之间收敛性间隙内，但由于此时的油膜厚度很薄，轴与轴瓦之间部分微观不平的凸峰处仍在接触，当轴的转速达到一定值时，轴与轴瓦之间形成的压力油膜厚度完全分开两表面之间微观不平的凸峰，油膜守全将轴与轴瓦隔开，灯泡就不亮了。

这个指示装置还有一个作用就是当指示灯亮时不能加载，以免出现油温过高烧瓦等现三、实验方法与步骤：一）操作前检查：1．调速旋钮是否逆时针旋到底；2．将百分表调零；3．察看油标，检查润滑油油位是否到位；4．使加载系统处于未加载状态；二）实验操作（在做完以上准备工作后）：1．观察润滑现象：接通电源，将调速旋钮右旋将使在一定转速（300转/分左右）下旋转，再回调至200转/分左右，然后再慢慢的调到转速为零。

注意观察各种摩擦状态。

2．摩擦系数测量：①接通电源，旋转调速旋钮使轴在一定转速（300转/分）下旋转。

②用加、减载荷方法记录在不同载荷情况下百分表读数；然后再在一固定载荷（HS-A型加到40kg;HZ型加三块砝码）下，用加、减转速方法记录百分表读数。

这样就得到摩擦系数各点值。

3．油膜承载压力测量：①调节调速旋钮，将轴转速达到各试验机的最高转速（500转/分以内）；②加载使轴承受一定载荷（HS-A型100kg;HZ型六块砝码），待压力表值稳定后记录各块压力表的值。

§13—5液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算一、动压油膜和液体摩擦状态的建立过程流体动力润滑的工作过程：起动、不稳定运转、稳定运转三个阶段起始时n=0，轴颈与轴承孔在最下方位置接触1、起动时，由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿孔内壁向右上方爬开。

2、不稳定运转阶段，随转速上升，进入油楔腔内油逐渐增多，形成压力油膜，把轴颈浮起推向左下方。

（由图b→图c）3、稳定运转阶段（图d）：油压与外载F平衡时，轴颈部稳定在某一位置上运转。

转速越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。

（但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力）从上述分析可以得出动压轴承形成动压油膜的必要条件是（1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形（2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度v s，其运动方向必须使润滑从大口流进，小口流出。

（3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。

v越大，η越大，油膜承载能力越高。

实际轴承的附加约束条件：压力pv值速度最小油膜厚度温升二、最小油膜厚度h min1、几何关系图13－13 径向滑动轴承的几何参数和油压分布O—轴颈中心，O1—轴承中心，起始位置F与OO1重合，轴颈半径-r，轴承孔半径R∴半径间隙：（13-6-1）半径间隙：（13-6）相对间隙：（13-7）偏心距：（13-8）偏心率：（13-9）以OO1为极轴，任意截面处相对于极轴位置为φ处对应油膜厚度为h，（13-10）h的推导：在中，根据余弦定律可得（13-11）略去高阶微量，再引入半径间隙，并两端开方得（13-12）三.流体动力润滑基本方程（雷诺方程）流体动力润滑基本方程（雷诺方程）是根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后简化而得的。

假设条件是：1）忽略压力对润滑油粘度的影响；2）流体为粘性流体；3）流体不可压缩，并作层流；4）流体膜中压力沿膜厚方向是不变的；2）略去惯性力和重力的影响。

可以得出：∴（13-13）一维雷诺流体动力润滑方程上式对x取偏导数可得（13-14）若再考虑润滑油沿Z方向的流动，则（13-15）二维雷诺流体动力润滑方程式四、最小油膜厚度由中可看出油压的变化与润滑油的粘度、表面滑动速度和油膜厚度的变化有关，利用该式可求出油膜中各点的压力p，全部油膜压力之和即为油膜的承载能力。

液体摩擦动压向心滑动轴承的设计液体摩擦动压向心滑动轴承是一种常见的轴承类型，它利用液体的摩擦力和压力来支撑和减少机械装置中的摩擦和磨损。

本文将介绍液体摩擦动压向心滑动轴承的设计原理和关键要素。

液体摩擦动压向心滑动轴承的设计主要涉及到以下几个方面：液体选择、轴承几何形状、润滑方式和封闭设计。

液体的选择是液体摩擦动压向心滑动轴承设计的重要一环。

液体的粘度、温度特性和耐磨性等属性直接影响轴承的性能。

一般来说，液体的粘度越高，轴承的承载能力越强，但摩擦力也会增加。

同时，液体的温度特性要与实际运行环境相匹配，以确保液体在各种工况下都能提供稳定的润滑性能。

轴承的几何形状是设计中的关键要素之一。

轴承的几何形状直接影响到液体在轴承内部的流动和压力分布。

一般来说，轴承的几何形状要满足以下几个要求：一是保证在工作负荷下能提供足够的承载能力；二是减小液体的摩擦阻力，提高轴承的运行效率；三是保证液体在轴承内部形成均匀的压力分布，避免液体在局部区域形成过高的压力。

润滑方式也是液体摩擦动压向心滑动轴承设计中需要考虑的重要因素。

液体摩擦动压向心滑动轴承可以采用不同的润滑方式，如液体动压润滑、混合润滑和边界润滑等。

液体动压润滑是指液体在轴承内形成动压膜，减小摩擦力和磨损；混合润滑是指液体和固体之间形成混合膜，提供更好的润滑效果；边界润滑是指液体无法形成润滑膜，但可以在摩擦表面上形成一层保护膜，减小摩擦和磨损。

封闭设计是液体摩擦动压向心滑动轴承设计中需要考虑的另一个重要因素。

封闭设计可以防止外界杂质进入轴承内部，同时防止液体的泄漏。

封闭设计通常包括密封圈和密封垫等部件，可以有效地提高轴承的使用寿命和可靠性。

液体摩擦动压向心滑动轴承的设计需要考虑液体选择、轴承几何形状、润滑方式和封闭设计等因素。

合理的设计可以提高轴承的承载能力、降低摩擦和磨损，并确保轴承的可靠性和使用寿命。

对于特定的应用场景，设计人员需要根据实际需求和工作环境选择适当的设计参数，以实现最佳的轴承性能。

CQH-A液体动压滑动轴承实验台使用说明书本实验台用于液体动压滑动轴承实验，主要用它来观察滑动轴承的结构，测量其径向油膜压力分布和轴向油膜压力分布，测定其摩擦特征曲线和承载量。

该实验台结构简单、重量轻、体积小、外形美观大方，测量直观准确，运行稳定可靠。

一、实验台结构简介1. 该实验台主要结构见图1所示：图1 滑动轴承试验台结构图1. 操纵面板2. 电机3. V带4. 轴油压表接头5. 螺旋加载杆6. 百分表测力计装置7. 径向油压表(7只)8. 传感器支承板9. 主轴10. 主轴瓦11. 主轴箱2. 结构特点该实验台主轴9由两个高精度的单列向心球轴承支承。

直流电机2通过V带3驱动主轴9，主轴顺时针旋转，主轴上装有精密加工制造的主轴瓦10，由装在底座里的无级调速器实现主轴的无级变速，轴的转速由装在面板1上的左数码管直接读出。

主轴瓦外圆处被加载装置（未画）压住，旋转加载杆5即可对轴瓦加载，加载大小由负载传感器传出，由面板上右数码管显示。

主轴瓦上装有测力杆，通过测力计装置可由百分表6读出摩擦力值。

主轴瓦前端装有7只测径向压力的油压表7，油的进口在轴瓦长度的1/2处。

在轴瓦全长的1/4处装有一个轴向油压表的接头，需要时可用内六角扳手将堵油塞旋出，再装上备用的轴向油压表。

3. 实验中如需拆下主轴瓦观察，需按下列步骤进行：a. 旋出外加载传感器插头。

b. 用内六角扳手将传感器支承板8上的两个内六角螺钉卸下，拿出传感器支承板即可将主轴瓦卸下。

二、主要技术参数实验轴瓦：内直径d=60mm有效长度B=125mm表面粗糙度∇7）材料ZCuSn5Pb5Zn5（即旧牌号ZQSn6－6－3）加载范围0~1000N（0~100kg⋅f）百分表精度0.01 量程0—10mm油压表精度 2.5% 量程0～0.6Mpa测力杆上测力点与轴承中心距离L=120mm测力计标定值k=0.098N/格电机功率：355W调速范围：2～400rpm实验台总量：52kg三、电气工作原理5 4 3图二1—主轴转速数码管：主轴转速传感器采集的实时数据。

液体动压滑动轴承实验报告液体动压滑动轴承实验报告引言液体动压滑动轴承是一种常见的摩擦副，广泛应用于工业领域。

本实验旨在通过实际操作和数据分析，探究液体动压滑动轴承的工作原理和性能特点。

实验目的1. 了解液体动压滑动轴承的结构和工作原理。

2. 探究液体动压滑动轴承的摩擦特性和承载能力。

3. 分析液体动压滑动轴承的性能优势和应用范围。

实验装置和方法实验装置包括液体动压滑动轴承、电机、压力传感器、转速传感器和数据采集系统。

实验步骤如下：1. 将液体动压滑动轴承装配在电机轴上。

2. 连接压力传感器和转速传感器，并将其与数据采集系统连接。

3. 调整电机转速，记录不同转速下的轴承压力和摩擦力。

4. 根据实验数据，分析轴承的摩擦特性和承载能力。

实验结果与分析通过实验记录的数据，我们可以得到不同转速下的轴承压力和摩擦力。

根据数据分析，我们可以得出以下结论：1. 随着转速的增加，轴承压力逐渐增大。

这是因为液体动压滑动轴承的工作原理是通过液体的动压效应来支撑轴承负荷，转速增加会导致液体的动压效应增强，从而增大轴承压力。

2. 随着转速的增加，轴承摩擦力逐渐减小。

这是因为液体动压滑动轴承的摩擦力主要来自于液体的黏滞阻力，转速增加会导致液体黏滞阻力减小，从而减小轴承摩擦力。

实验结论根据实验结果和分析，我们可以得出以下结论：1. 液体动压滑动轴承具有较好的承载能力。

通过增加转速，可以增大轴承的承载能力，适用于高速旋转设备。

2. 液体动压滑动轴承具有较低的摩擦力。

由于液体的黏滞阻力较小，轴承运行时的摩擦损失较小，有利于提高设备的效率和使用寿命。

3. 液体动压滑动轴承适用于高温和高速环境。

由于液体动压轴承不需要润滑油脂，可以在高温和高速环境下稳定工作，适用于一些特殊工况。

实验总结通过本实验，我们深入了解了液体动压滑动轴承的工作原理和性能特点。

液体动压滑动轴承具有较好的承载能力和较低的摩擦力，适用于高速旋转设备和高温环境。

然而，在实际应用中，还需要考虑到成本、维护和安装等因素，综合评估选择最适合的轴承类型。

实验四 液体动压滑动轴承实验指导书一、实验目的1、了解实验台的构造和工作原理，通过实验进一步了解动压润滑的形成，加深对动压原理的认识。

2、学习动压轴承油膜压力分布的测定方法，绘制油膜压力径向和轴向分布图，验证理论分布曲线。

3、掌握动压轴承摩擦特征曲线的测定方法，绘制f —n 曲线，加深对润滑状态与各参数间关系的理解。

二、实验原理及装置1．概述此项实验是径向加载的液体动压滑动轴承实验。

其目的是测量轴承与转轴间隙中的油膜在圆周方向的压力分布值(见图1)，并验证径向油膜压力最大值批P MAX 不在外载荷F R 的垂线位置，而是在最小油膜厚度附近，即0=∂∂XP 处。

该实验还可以测试下列几项内容。

(1)测量轴承与转轴间隙中的油膜在轴线方向的压力分布值，并验证轴向压力分布曲线呈抛物线分布，即轴向油膜最大压力值在轴承宽度的中间位置(见图2)。

图1 周向油膜压力分布曲线 图2轴向油膜压力分布曲线(2)测量径向液体动压滑动轴承在不同转速、不同载荷、不同粘度润滑油情况下的摩擦系数f 值，根据取得的一系列f 值，可以做出滑动轴承的摩擦特性曲线，进而分析液体动压的形成过程，并找出非液体摩擦到液体摩擦的临界点，以便确定一定载荷、一定粘度润滑油情况下形成液体动压的最低转速，或一定转速、一定粘度润滑油情况下保证液体动压状态的最大载荷(见图3)。

图3 轴承摩擦特性曲线2．实验装置及原理本实验使用湖南长庆科教仪器有限公司生产的HS-B型液体动压轴承实验台如图4所示，它由传动装置、加载装置、摩擦系数测量装置、油膜压力测量装置和被试验轴承等组成。

图4 滑动轴承试验台1．操纵面板2．电机3．三角带4．轴向油压传感器接头5．外加载荷传感器6．螺旋加载杆7．摩擦力传感器测力装置8．径向油压传感器（7只）9．传感器支撑板10．主轴11．主轴瓦12．主轴箱1）传动装置由直流电机2通过三角带3带动主轴顺时针旋转，由无级调速器实现无级调速。

本实验台主轴的转速范围为3～375rpm，主轴的转速由装在面板1上的数码管直接读出。

液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线（二）HZS—Ⅰ型试验台一. 实验目的1. 观察滑动轴承液体动压油膜形成过程。

2. 掌握油膜压力、摩擦系数的测量方法。

3. 按油压分布曲线求轴承油膜的承载能力。

二. 实验要求1. 绘制轴承周向油膜压力分布曲线及承载量曲线，求出实际承载量。

2. 绘制摩擦系f 与轴承特性λ的关系曲线。

3. 绘制轴向油膜压力分布曲线三.液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理当轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，由于油的粘性作用，当达到足够高的旋转速度时，油就被带入轴和轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，即在承载区内的油层中产生压力。

当压力与外载荷平衡时，轴与轴瓦之间形成稳定的油膜。

这时轴的中心相对轴瓦的中心处于偏心位置，轴与轴瓦之间处于液体摩擦润滑状态。

因此这种轴承摩擦小，寿命长，具有一定吸震能力。

液体动压润滑油膜形成过程及油膜压力分布形状如图8-1所示。

滑动轴承的摩擦系数f是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度η (Pa⋅s)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MP a)有关，令（7）式中：λ—轴承特性数观察滑动轴承形成液体动压润滑的过程，摩擦系数f随轴承特性数λ的变化如图8-2所示。

图中相应于f值最低点的轴承特性数λc称为临界特性数，且λc以右为液体摩擦润滑区，λc以左为非液体摩擦润滑区，轴与轴瓦之间为边界润滑并有局部金属接触。

因此f值随λ减小而急剧增加。

不同的轴颈和轴瓦材料、加工情况、轴承相对间隙等，f—λ曲线不同，λc 也随之不同。

四.HZS—I型试验台结构和工作原理1.传动装置如图8-7所示，被试验的轴承2和轴1支承于滚动轴承3上，由调速电机6通过V带5带动变速箱4，从而驱动轴1逆时针旋转并可获得不同的转速。

1—轴2—试验轴承3—滚动轴承4—变速箱5—V带传动6—调速电机图8-7 传动装置示意图2.加载装置该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。

图中4为静压加载板，它位于被试轴承上部，并固定于箱座上，当输入压力油至加载板的油腔时，载荷即施加在轴承上，轴承载荷为：F = 9.18 (p o A+Go) N（8）式中：p o—油腔供油压力，p o = 3 kg/cm2；A —油腔在水平面上投影面积，2Go —初始载荷（包括压力表、平衡重及轴瓦的自重）Go = 8 kgf 。

毕业设计开题报告机械设计制造及自动化油液动压径向轴承设计及计算1、选题的背景、意义流体动压径向滑动轴承具有承载能力大、功耗小、耐冲击、抗振性好、运转精度高等突出的优点。

所以，在高速、低速以及高速精密的旋转机械中应用十分普遍，而且成为旋转机械的重要部件。

比如在汽轮机组、舰船主动力机组、石油钻井机械、轧机及各类大型机床中都有广泛的应用，而且成为这类机械的关键部件之一。

在这些机器中，径向滑动轴承的性能优劣直接影响或决定了整台机器的性能和效率。

比如在汽轮发电机组中，性能优良的滑动轴承可以减少停机检修的次数，烧瓦的可能性也低得多。

轴承基本参数(轴径的长径比、半径间隙、偏心距和轴承包角等)的变化，对轴承的静动态特性会产生很大的影响。

另外，实际工作中的滑动轴承，由于加工、安装误差等因数，其工况条件与理论分析时所考虑的理想工况有很大差距，这种情况下，轴承的一些性能参数会发生变化。

2、相关研究的最新成果及动态我国轴承行业发展到现在，已具备相当的生产规模和较高的技术、质量水平。

具有一定规模的轴承企业已发展到1 500余家，职工人数壮大到近80万人，轴承年产量从1 949年的1 3．8J5套增加到目前的20多亿套，轴承品种累计从1 00多个增加至7000多个，规格达28000多个。

近1 0年来国外轴承知名公司(如SKF、FAG、NSK、NBM 、 KOYO、T JM KEN、TORRlNGTON等)先后在我国投资办厂，对我国轴承设计技术水平的提高，生产工艺和生产管理的规范、生产装备水平的现代化、产品的质量和使用性能的提高等方面起到了很大的推动作用。

2OO亿元，年出口量逾7．7亿套，出口创汇约达7亿美元，世界排名第4，满足国内所需产品品种的70％以上，满足所需数量90％以上，出口量也以较高的比例递增。

在我国跨入世界轴承生产大国行列的同时，轴承工业依然存在低、散、差的问题普通微型、小型、中小型深但另一方面，我国轴承生产企业也面临来自国外知名轴承公司的激烈竞争和挑战，其结果必将加速我国轴承工业的产业结构和严品结构的调整步伐，真可谓机遇与挑战并存、生产与发展同在。