滑动轴承油膜压力及合金层应力分布

第35卷第1期　2001年1月上海交通大学学报JOU RNAL O F SHAN GHA I J I AO TON G UN I V ER S IT YV o l .35N o.1　Jan .2001　收稿日期:1999209220 文章编号:100622467(2001)0120144205轴瓦合金层应力的有限元分析刘春慧,　王成焘,　程先华(上海交通大学机械工程学院,上海200030)摘　要:建立了合金层、钢背和轴承座的三层圆筒模型,利用AN SYS 软件对轴瓦应力,尤其是合金层应力进行了计算,计算过程中考虑应力沿合金层厚度方向的变化.结果显示,轴瓦周向应力分布取决于油膜压力的梯度,最大拉应力位于压力梯度最大处,而周向压应力的峰值则位于压力梯度方向改变处.径向应力的分布与油膜压力的分布相同,压应力存在于油膜压力区域.径向应力与周向应力的最大值位于轴瓦合金层内表面.剪应力存在于压力峰值周围,并有一个转向过程,且剪应力的峰值位于轴瓦中截面合金层与钢背的结合处.理论计算证实,轴瓦合金层愈薄,疲劳强度愈高.关键词:轴瓦合金层;应力;压力梯度;有限元分析中图分类号:TH 133.31 文献标识码:AF inite Elem e nt Ana lys is of S tre s s D is tribution on B e a ring A lloyL IU Chun 2hu i ,　W A N G Cheng 2tao ,　CH EN G X ian 2hua(Schoo l of M echan ical Eng .,Shanghai J iao tong U n iv .,Shanghai 200030,Ch ina )Abs tra c t :A th ree 2layer cylinder m odel con tain ing alloy ,steel lin ing and hou sing w as estab lished .W iththe help of fin ite elem en t m ethod (FE M )softw are p ackage AN SYS ,and con sidering the stress change along alloy th ickness ,the bearing stress esp ecially in alloy layer w as calcu lated .T he resu lts show that the tangen tial stress distribu ti on is decided by p ressu re gradien t ,that is ,the m ax i m um ten sile stress locates w here m ax i m um p ressu re gradien t is ,w h ile the com p ressive stress locates w here p ressu re gradien ts change their directi on .T he distribu ti on of radial stress is the sam e as that of o il fil m p ressu re ,w h ich m ean s com 2p ressive stress at the p ressu re regi on .T he radial and tangen tial stress m ax i m um s are bo th in the inner su r 2face of bearing alloy .T he shear stress is near the m ax i m um p ressu re ,and reaches m ax at the bonding su r 2face of m id 2secti on betw een back ing and alloy .It is p roved by theo retical calcu lati on that the th inner the alloy ,the h igher the bearing fatigue strength .Ke y w o rds :bearing alloy ;stress ;p ressu re gradien t ;fin ite elem en t analysis 动载滑动轴承在周期性循环变化的油膜压力作用下,将在合金层产生循环变化的径向应力Ρr 、周向应力Ρt 及剪切应力Σ.由于油膜压力形状的不规则性及实际轴承系统的复杂性,使得应力的求解有一定的难度,国内外学者曾提出了一种计算模型和计算方法[1～3],他们研究发现,轴瓦承载区合金层中的循环交变应力将导致轴瓦表面疲劳失效,合金层在周向拉应力作用下最易发生疲劳,疲劳裂纹常常出现在最大拉应力处.而拉应力的大小不仅和油膜压力的大小有关,更取决于压力梯度.压力梯度大时,合金层受到的拉应力较大.交变正应力使轴瓦合金层表面疲劳,而交变剪应力使钢背和合金层的结合面疲劳.轴瓦材料耐疲劳性随着合金层厚度和温度的升高而降低[4].本文利用有限元软件AN SYS 计算了轴瓦,尤其是合金层的应力分布,探讨了油膜压力分布、轴承座弹性模量、合金层厚度等对轴瓦应力的影响.1　轴瓦有限元模型实际轴瓦可以简化成三层圆筒模型:最里面是轴承合金层;中间是钢背;最外面是轴承座,与前两者相比,这部分通常较厚.假定这三层是紧密地结合在一起,合金层的径向尺寸只有0.2～0.6mm ,对于安装在整个机体中的主轴承来说,轴承座的厚度与之相比可以认为是无穷大的,但在有限元划分网格和计算时必须给轴承座厚度一个确定的值.由于油膜压力分布呈抛物线状,且轴瓦结构具有对称性,取轴瓦半宽作为分析求解区域.采用各向同性的线弹性材料,忽略轴瓦表面摩擦力.轴承系统共划分为3456个8节点六面体单元,其中合金层的划分较密,为1152个单元.中间剖面采用面对称约束,轴承座外部固定,负荷为作用在轴瓦内表面的油膜压力.在上述轴瓦模型中,涉及到截面、层等概念,现定义如下:轴瓦(合金层)内表面,即与轴颈产生相对运动的表面.截面,即与轴瓦中轴线垂直的平面.轴瓦宽度方向的中间剖面称为中截面(亦称截面5),轴瓦的端面称为边缘截面(亦称截面1),从边缘截面到中截面之间依次为截面1～5.层,即与轴瓦内表面平行的截面.根据有限元网格的划分,自轴瓦内表面至合金层与钢背的结合面依次为第1～5层.2　影响轴瓦合金层应力的因素影响轴瓦合金层应力的因素有很多,如:轴承座厚度、轴承座弹性模量、油膜压力梯度等.为分析上述各因素对轴瓦应力分布的影响,建立如下轴瓦模型:轴瓦宽度t k =27mm ,直径63.2mm .合金层材料A lSn 20Cu ,弹性模量E =63GPa ,泊松比Λ1=0.31,厚度t a =0.5mm ;钢背材料08A l ,E =210GPa ,泊松比Λ2=0.29,厚度为1.85mm .2.1　轴承座厚度对轴瓦应力的影响为确定轴承系统模型中轴承座的厚度,本文探讨了不同厚度轴承座t h 对合金层应力分布的影响.以轴瓦厚度t b 作为度量轴承座厚度的标准,选择了厚度分别为轴瓦厚度10、15、20、25、30、35、40、45、50、60、70和80倍的轴承座进行分析.利用图1所示的油膜压力p 分布作为轴瓦表面的压力负荷,对上述A lSn 20Cu 轴瓦(假定轴承座材料与钢背材料相同,即E =210GPa ,泊松比Λ=0.29)进行计算.图1　计算所用油膜压力瞬时分布图F ig .1　T ran sien t o il fil m p ressu re distribu ti on 图2(a )为轴瓦合金层中径向应力最大值Ρr,m ax 和最小值Ρr,m in 随轴承座厚度的变化,由图可见,径向应力对轴承座的厚度不敏感,只要轴承座厚度大于轴瓦厚度30倍即可满足精度要求.图2(b )为轴瓦合金层中周向应力的最大值Ρt,m ax 和最小值Ρt,m in 随轴承座厚度的变化,由图可见,Ρt,m ax 受轴承座厚度的影响较大,它开始时随轴承座厚度的增加而增大,直到轴承座厚度等于轴瓦厚度的50～60倍时达最大值,之后呈下降趋势,但从40倍后应力改变的幅值不大,故认为计算时取大于轴瓦厚度的40倍皆可.图2　应力随轴承座厚度的变化F ig .2　Stress variati on vs hou sing th ickness2.2　轴承座弹性模量对轴瓦应力的影响轴瓦的有限元模型中,轴承座内表面的变形可以直接传递到轴瓦.在弹性轴承座下允许轴瓦外层541　第1期刘春慧,等:轴瓦合金层应力的有限元分析径向位移,而刚性轴承座则限制轴瓦外表面的径向变形.为了观察轴承座弹性模量E 对轴瓦应力分布的影响,本文选择了刚性轴承座,E 分别为50、100、150、200和250GPa 的轴承座进行分析,钢、铸铁、铝合金等常用轴承座材料的E 在上述范围之内.以图1所示的瞬时油膜压力分布作为轴瓦负荷.由图3(a )可以看出,径向应力对轴承座的E 不敏感.由图3(b )可以看出,Ρt,m in 随轴承座E 的增加缓慢下降,而Ρt,m ax (即周向最大拉应力)在刚性轴承座下最小,在弹性轴承座支撑情况下,计算结果显示出了周向应力,特别是拉应力,随着轴承座E 的增加而显著降低.例如,在弹性轴承座情况下,当E =50GPa 时,Ρt,m ax =41.662M Pa ,当E =200GPa 时,Ρt,m ax =12.276GPa ,而在刚性轴承座情况下,Ρt,m ax ≈0.因此,E 低的轴承座将导致较高的轴瓦周向拉应力,从而加速轴瓦的疲劳失效.图3　应力随轴承座弹性模量的变化F ig .3　Stress variati on vs elastic modu les ofhou sing2.3　应力分布计算采用无摩擦的三层圆环系统模型,轴承座材料为钢背,厚度为轴瓦厚度的50倍,中截面用对称约束,轴承座外表面固定.径向应力的分布与油膜压力的分布相同,在油膜压力的峰值区域,径向压应力与径向拉应力均达到峰值,如图4(a )所示.所不同的是,径向压应力在轴瓦中截面附近,而径向拉应力在轴瓦边缘截面附近区域,应力值均在轴瓦表面最大,随轴瓦厚度增加逐渐降低,如图4(b )所示.图4　径向应力三维分布图F ig .4　3D radial stress distribu ti on 虽然假设合金层和钢背在结合面处有相同的应变,但由于弹性模量、泊松比等材料特性的不同,周向应力不等.从图5(a )中轴瓦周向应力Ρt 的分布可以得到,在油膜压力区域主要是周向压应力,应力值向压力区边缘逐渐减小.压应力的峰值与压力梯度的方向有关,最大压应力位于压力梯度改变符号的地方.合金层内表面各层周向应力具有相同的分布规律,即基本上呈双峰值分布,拉应力在115°和200°附近达到峰值,但各层的峰值大小不同,在中截面Α=200°处达到最大拉应力为31.37M Pa ,在中截面Α=115°处具有周向拉应力峰值为18.52M Pa .分析周向应力Ρt 与油膜压力p 的对应关系,可以发现最大拉应力的峰值与压力峰值有一个位置差,因此周向拉应力的峰值是由油膜压力梯度大小决定的,对该轴瓦在油膜压力的入口和出口处压力梯度达到峰值,周向拉应力的峰值产生在该位置处.另一方面中截面处的压力梯度峰值是各层中最大的,故合金层表面周向应力的最大值位于中截面处. 从图5(b )所示的中截面处合金层周向应力随合金层厚度的变化可知,合金层的周向应力分布基本上呈从合金层内表面向结合面逐渐减小的趋势,周向应力在合金层内表面具有最大值,中截面处最大周向压应力在175°为-189M Pa ,而在200°达到最大拉应力值31.37M Pa .边缘截面的周向应力值641 上　海　交　通　大　学　学　报第35卷　小于中截面,故中截面处周向应力对疲劳裂纹的萌生和扩展影响较大.且最大周向拉应力值位于轴瓦表面,疲劳裂纹应首先在轴瓦表面产生.图5　周向应力三维分布图F ig .5　3D tangen tial stress distribu ti on 由于这个模型忽略了轴瓦表面的摩擦力,故表面上的剪应力几乎为零,如图6(a )所示.从图6中可以得到:剪应力存在的区域为油膜压力峰值区域,其大小随合金层从表面至与钢背结合处呈递减趋势,在合金层与钢背结合处达到最大值,且最大值位于轴瓦中截面.另外在油膜压力的峰值区域,剪应力还存在一个转向过程.因此,由剪应力产生的裂纹通常在合金层与钢背结合处萌生,且扩展方向相反.2.4　合金层厚度对轴瓦应力的影响轴承合金层的疲劳裂纹,一般发生在应力集中点或合金层金相组织的薄弱处.轴承合金层的抗疲劳能力不仅取决于它的机械强度,还受其厚度的影响.轴承合金层愈薄,其疲劳强度愈高. 对合金层厚度分别为0.1～0.7mm 的A lSn 20Cu 轴瓦进行了应力计算,图7所示为合金层中截面处最大周向应力随合金层厚度的变化.周向应力值随合金层厚度的增加而增加,且周向应力是导致轴瓦疲劳失效的主要因素,轴瓦的疲劳抗力随合金层厚度增加逐渐降低,故从理论计算上证实了轴承合金层愈薄疲劳强度愈高这一结论.图6　剪切应力三维分布图F ig .6　3D shear stress distribu tion图7　最大周向拉应力随合金层厚度的变化F ig .7　M ax tangen tial stress changes vs.alloy th ickness 3　结　论(1)轴承座厚度大于轴瓦厚度的40倍对轴瓦应力的计算结果影响不大.(2)轴瓦径向应力和周向压应力对轴承座的弹性模量不敏感,而周向拉应力随轴承座弹性模量E 的增加而降低.(3)周向应力分布取决于油膜压力的梯度.周向拉应力随着压力梯度的增大而增大,最大拉应力产生在压力梯度最大处,而周向压应力的峰值则位于压力梯度方向改变处.(4)径向应力的分布与油膜压力的分布相同,741　第1期刘春慧,等:轴瓦合金层应力的有限元分析压应力存在与油膜压力区域,自内表面至结合处逐渐减小.(5)剪应力存在于压力峰值周围,并有一个转向过程,且剪应力的峰值位于轴瓦中截面合金层与钢背的结合处.(6)周向应力随合金层厚度的增加而增加,即轴瓦合金层愈薄疲劳强度愈高.参考文献:[1]　Sinch S.Stress and defo rm ati on of a long hydrody2nam ic j ou rnal bearing[J].Compu ter&Structu res,1993,48(1):81～86.[2]　王成焘,倪学海.内燃机轴承疲劳损伤机理及理论计算[C].上海:上海市内燃机学会第三届学术会议论文集,1987.[3]　H acifazli oglu S,Karaden iz S.A param etric study ofstress sou rces in j ou rnal bearings[J].In t J M ech Sci,1996,38(8):1001～1015.[4]　T i m ohy L G,Hovard E B.M etals handbook[M].U SA:Am erican Society fo rM etals,M etals Park, O h i o,1985.作者简介: 刘春慧　1973年生,1999年毕业于交通大学机械工程学院,获博士学位.主要从事汽车发动机摩擦学设计的研究.现在上海日立电器有限公司技术中心任职,从事家用空调压缩机的开发和研制工作. 王成焘　男,1940年生,上海交通大学机械工程学院教授、博士生导师,先后主持了五项国家自然科学基金项目,三项国家教委基金项目;获得上海市科研成果二等奖,国家教委、上海市及机械部科技进步三等奖各一次.撰写《汽车摩擦学》、《现代机械设计》、《机械创新设计》、《假体工程学》等著作多部,发表学术论文50余篇. 程先华　1961年生,上海交通大学机械工程学院高级工程师,博士.目前主要从事材料表面磨损性能研究和新材料研制及其工艺性能研究.在国内外学术刊物上发表论文30多篇.获三项部级以上科研成果奖.下期发表论文摘要预报三个Buffers切换到达系统的混合系统建模和控制杨根科,　吴智铭(上海交通大学自动化系,上海200030)摘　要:采用被服务Buffer编号为离散标识,Buffer中待处理任务数为连续状态,建立了系统的代数微分方程模型.提出了3个Buffers切换到达系统不稳定周期轨道的一种基于混合状态的镇定控制方法.当Server服务于1个Buffer时,以此状态下在连续周期轨道上对应的2个顶点张成的一维线形子流型为滑动目标,仅通过系统许可的对极限连续处理时间的控制,使系统镇定于周期轨道.并从系统的混合模型角度,分析了镇定方法的鲁棒性.具有强鲁棒性的时滞滤波器设计梁春燕,　谢剑英,　钟庆昌(上海交通大学自动化系,上海200030)摘　要:采用了零极点配置方法来设计具有强鲁棒性的时滞滤波器,消除小阻尼不确定性系统的残留振动.通过在系统极点附近配置多个滤波器零点,建立离散传递函数得到时滞滤波器方程,设计简单.该方法在起重机载荷防摆控制中得到了很好的应用,能够有效地消除载荷的摆动,且对缆绳长度的变化具有很好的鲁棒性.841 上　海　交　通　大　学　学　报第35卷　。

滑动轴承油膜压力分析与测量探究本文使用滑动轴承测试台，运用PVDF压电薄膜传感器，测定油膜的各个点的压力分布情况，观察油膜形成的动态过程，并在坐标系上绘出其摩擦特效的曲线，从而获取径向的油膜在给点的压力数值，得出所对应的滑动轴承上的载荷数值。

同时，阐述了具体的滑动轴承油膜压力测量与计算过程。

滑动轴承；油膜压力；测量通常我们在滑动轴承油膜压力的分布计算中，会根据已知的一些参数，如油膜粘度值、偏心率、轴颈转速值、供油压力值等数据，在理论计算的基础上，使用仿真软件进行计算即可。

但是在实际中，这种计算方法存在着较大的误差，甚至有可能会出现一些运算结果同实际运行不符的状况，将高分子材料PVDF应用于滑动轴承动态油膜压力测量中，可以获得更加精确测量的试验数据，反应实际情况。

滑动轴承测试台概述进行滑动轴承油膜压力测试的平台，如图1所示，除去T型基座包括的操控板、电动机、三角皮带、螺旋加载杆、传感器支撑板、主轴、主轴瓦以及主轴箱等一般装置外，还包括了弧形零件、激振器、力传感器、压电薄膜传感器。

其中，电机拖动了轴的旋转，且轴承上安装了螺旋加载杆来提供作用力；滑动轴承装有力传感器，其作用主要是测量油膜的压力分布曲线和相关数据信息。

传感器使用PVDF压电薄膜，PVDF作为各向异性材料，其压电特性决定了电荷响应方向，一般为三个方向，长度、宽度和厚度，主要的用力方向在厚度上。

加载外力作用于PVDF薄膜时，表面的上下可以产生极性相反且大小相等的电荷。

在本文中使用的PVDF压电薄膜传感器厚度为28μm，测量面积1.5×1 cm2，在传感器的尾端，采用了压接端子的电荷输出，使得传感器安放在轴承内，仍能保证油膜的形成。

测试原理上，可以通过简单的流程展示：信号发生器功率放大器激振器实验台力传感器/压电薄膜传感器数据采集计算机在测试台的操纵板上，可以检测轴承的转速和载荷情况，加载载荷不同，测试台承受的压力值也会不一样，因此压力传感器会检测到不同的数据，根据传感器传回的数据所绘制的曲线形状由此发生不同变化。

动压滑动轴承实验指导书一、实验学时本实验2学时。

二、实验目的1. 观察油膜的形成与破裂现象、分析影响动压滑动轴承油膜承载能力的主要因素；2. 测量轴承周向及轴向的油膜压力、绘制其油膜压力分布曲线；3. 测定轴承的摩擦力、绘制轴承特性（λ−f ）曲线；4. 掌握动压滑动轴承试验机的工作原理及其参数测试方法。

(1) 油膜压力(周向和轴向)的测量； (2) 转速的测量；(3) 摩擦力及摩擦系数的测量；三、实验机的构造及参数测试原理直流电机 2-V 形带 3-箱体 4-压力传感器 5-轴瓦 6-轴7-加载螺杆8-测力杆 9-测力传感器 10-载荷传感器 11-操作面板 图1 1．传动装置直流电机1通过V 带2驱动轴6旋转。

轴6由两个滚动轴承支承在箱体3上，其转速由面板11上的电位器进行无级调速。

本实验机的转速范围3～375转/分，转速由数码管显示。

2．加载方式由加载螺杆7和载荷传感器10组成加载装置，转动螺杆7可改变外加载荷的大小。

载荷传感器的信号经放大和A/D 转换后由数码管显示其载荷数值。

加载范围0～80㎏，不允许超过100㎏。

3. 油膜压力的测量在轴瓦5中间截面120°的承载区内(见图2左图)钻有七个均布的小孔，分别与七只压力传感器4接通，用来测量径向油膜压力。

距正中小孔的B/4轴承有效长度处，另钻一个小孔连接第八只压力传感器，用来测量轴向压力。

图2压力传感器的信号经放大、A/D 转换分别由数码管显示轴承径向油膜压力和周向油膜压力。

4. 摩擦系数的测量在轴瓦外圆的后端装有测力杆8(见图1)，测力杆紧靠测力传感器9，轴旋转后，轴承间的摩擦力矩应由力臂作用于测力传感器所产生的摆动力矩相平衡。

即302F 2M L Fc D L Fc L F D F C M ⋅=⋅=⋅=⋅故 摩擦系数（3）式中：F — 轴承外载荷 (N) F=外加载荷 + 轴承自重=750 N 30FL Fc F f ⋅==F M L －力臂长度 （mm ） F M — 轴承的摩擦力 (N) F C — 测力传感器读数四、实验数据处理及绘制有关曲线为消除载荷对机械系统变形引起测量的误差，通常在载荷不变的情况下，分级改变转速，测量各级转速下有关参数，然后进行计算处理和绘制有关曲线。

验证性实验指导书实验名称：滑动轴承的摩擦特性曲线和油膜压力分布实验简介：液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理是通过轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，因轴颈与轴承具有径向间隙，从而在轴与轴瓦的配合面之间产生楔形间隙，当轴回转时，会带动附在轴上的油层，由于油中分子之间存在附着力（粘度），这一油层也会带来邻近的油层，于是当轴达到足够的回转速度时油就被挤入楔形间隙里。

通过本实验对滑动轴承的摩擦特性及油膜压力分布情况进行验证，进一步巩固所学知识，同时拓宽学生的知识面。

适用课程：机械设计实验目的：A绘出周向和轴向油膜压力分布曲线，以验证其理论分布规律；B绘出轴承摩擦特性曲线，了解在液体润滑状态下摩擦系数与转速、压力之间的关系；C学习测量方法和掌握实验技能。

面向专业：机械类实验项目性质：验证性（课内必做）计划学时： 2学时实验分组：3人/组《机械设计》课程实验实验三滑动轴承的摩擦特性曲线和油膜压力分布液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理是通过轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，因轴颈与轴承具有径向间隙，从而在轴与轴瓦的配合面之间产生楔形间隙，当轴回转时，会带动附在轴上的油层，由于油中分子之间存在附着力（粘度），这一油层也会带来邻近的油层，于是当轴达到足够的回转速度时油就被挤入楔形间隙里。

由于通过间隙各径向截面的油量不变（流体连续条件），而间隙的界面逐渐减小，因此在油层中必然产生液体动压力，它总是力图楔开配合面，当油层中压力的大小能够平衡外载荷时，轴就好像浮动一样，这时在轴与轴瓦之间形成了稳定的油层，轴的中心相对轴瓦中心有一个偏距。

液体动压滑动油膜的形成过程及油膜压力分布形状如图3-1所示。

摩擦系数f是设计动压滑动轴承的重要参数之一，它的大小与润滑油粘度η（Pa•S）、轴的转速n(r/min)和轴承压力P(MPa)有关，通常令：λ=η•n/P称λ为轴承特性数。

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3-2所示。

液体动压滑动轴承实验报告一、 实验目的1、测量轴承的径向和轴向油膜压力分布曲线。

2、观察径向滑动轴承液体动压润滑油膜的形成过程和现象。

3、观察载荷和转速改变时的油膜压力的变化情况。

4、观察径向滑动轴承油膜的轴向压力分布情况。

5、测定和绘制径向滑动轴承径向油膜压力曲线，求轴承的承载能力。

6、了解径向滑动轴承的摩擦系数f 的测量方法和摩擦特性曲线λ的绘制方法。

二、 实验设备及工具 滑动轴承实验台 三、 实验原理1、油膜压力的测量轴承实验台结构如图1所示，它主要包括：调速电动机、传动系统、液压系统和 实验轴承箱等部分组成。

在轴承承载区的中央平面上，沿径向钻有8个直径为1mm 的小孔。

各孔间隔为22.50，每个小孔分别联接一个压力表。

在承载区内的径向压力可通过相应的压力表直接读出。

将轴径直径（d=60mm ）按比例绘在纸上，将1~8个压力表读数按比例相应标出。

（建议压力以1cm 代表5kgf/cm 2）将压力向量连成一条光滑曲线，即得到轴承中央剖面油膜压力分布曲线）。

同理，读出第4和第8个压力表示数，由于轴向两端端泄影响，两端压力为零。

光滑连结0‘，8’，4‘，8’和0‘各点，即得到轴向油膜压力分布曲线。

2、摩擦系数的测量图1 轴承实验台结构图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（8只）9、传感器支撑板 10、主轴 11、主轴瓦 12、主轴箱径向滑动轴承的摩擦系数f 随轴承的特性系数λ（λ=ηn/p ）值的改变而改变。

在边界摩擦时，f 随λ值的增大而变化很小，进入混合摩擦后，λ值的改变引起f 急剧变化，在刚形成液体摩擦时f 达到最小值，此后，随λ值的增大油膜厚度亦随之增大，因而f 亦有所增大。

摩擦系数f 之值可通过测量轴承的摩擦力矩而得到。

轴转动时，轴对轴瓦产生周向摩擦力F ，其摩擦力矩为Fd2，它能使空套在轴上的轴瓦随轴转动，由于在轴瓦的外表面上固定一个测力杆，测力杆一端与轴瓦连接，另一端与弹簧片接触。

滑动轴承实验一、概述滑动轴承用于支承转动零件，是一种在机械中被广泛应用的重要零部件。

根据轴承的工作原理，滑动轴承属于滑动摩擦类型。

滑动轴承中的润滑油若能形成一定的油膜厚度而将作相对转动的轴承与轴颈表面分开，则运动副表面就不发生接触，从而降低摩擦、减少磨损，延长轴承的使用寿命。

根据流体润滑形成原理的不同，润滑油膜分为流体静压润滑(外部供压式)及流体动压润滑(内部自生式)，本章讨论流体动压轴承实验。

流体动压润滑轴承其工作原理是通过韧颈旋转，借助流体粘性将润滑油带人轴颈与轴瓦配合表面的收敛楔形间隙内，由于润滑油由大端人口至小端出口的流动过程中必须满足流体流动连续性条件，从而润滑油在间隙内就自然形成周向油膜压力(见图1)，在油膜压力作用下，轴颈由图l(a)所示的位置被推向图1(b)所示的位置。

图1 动压油膜的形成当动压油膜的压力p 在载荷F 方向分力的合力与载荷F 平衡时，轴颈中心处于某一相应稳定的平衡位置O 1，O 1位置的坐标为O 1(e ，Φ)。

其中e =OO 1，称为偏心距；Φ为偏位角(轴承中心O 与轴颈中心O 1连线与外载荷F 作用线间的夹角)。

随着轴承载荷、转速、润滑油种类等参数的变化以及轴承几何参数(如宽径比、相对间隙)的不同．轴颈中心的位置也随之发生变化。

对处于工况参数随时间变化下工作的非稳态滑动轴承，轴心的轨迹将形成一条轴心轨迹图。

为了保证形成完全的液体摩擦状态，对于实际的工程表面，最小油膜厚度必须满足下列条件：()21min Z z R R S h += （1）式中，S 为安全系数，通常取S ≥2；R z1，R Z2分别为轴颈和铀瓦孔表面粗糙度的十点高度。

滑动轴承实验是分析滑动轴承承载机理的基本实验，它是分析与研究轴承的润滑特性以及进行滑动轴承创新性设计的重要实践基础。

根据要求不同，滑动轴承实验分为基本型、综合设计型和研究创新型三种类型。

（1）掌握实验装置的结构原理，了解滑动轴承的润滑方式、轴承实验台的加载方法以及轴承实验台主轴的驱动方式及调速的原理。

织构分布对动压滑动轴承油膜压力的影响毛亚洲;杨建玺;刘永刚【摘要】以动压滑动轴承为研究对象,根据流体动压润滑原理,建立圆形微凹坑织构化动压滑动轴承油膜数学模型,推导织构化滑动轴承油膜厚度修正公式;结合Reynolds方程有限差分法的求解方法,分析全织构和织构化参数(间距、深度)对动压滑动轴承圆周方向压力分布的影响.结果表明:分布在轴承上的全织构会引起油膜压力的变化;织构位于不同的位置时对圆形微凹坑织构滑动轴承的油膜压力的影响是不同的,对于不同间距和深度的织构,当织构位于升压区时,动压滑动轴承具有较好的润滑、承载性能,而织构位于降压区和全织构时不利于轴承承载.%Taking the hydrodynamic sliding bearing as the object of study,based on the hydrodynamic lubrication principle,the oil film mathematical model of circular micro-dimple textured hydrodynamic sliding bearing was established,and the correction formula of textured hydrodynamic sliding bearing oil film thickness was derived and applied to solve the Reynolds equation by finite difference method.The influence of full texture and texturing parameters (spacing and depth) on the circumferential pressure distribution in the hydrodynamic sliding bearing was analyzed.The results show that the full texture distribution on the bearing will lead to the change of oil film pressure.The influence of the texture at different position on the oil film pressure of circular micro-dimple textured hydrodynamic sliding bearing is different,when the texture is located in the pressure rising zone,the hydrodynamic sliding bearing has a perfect lubrication and bearing capacity,however,the texture at thedecompresssion zone of bearing and the full texture of bearing are unfavorable to bearing load.【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2018(043)006【总页数】7页(P55-60,71)【关键词】动压润滑;织构化轴承;油膜压力【作者】毛亚洲;杨建玺;刘永刚【作者单位】河南科技大学机电工程学院河南洛阳471003;河南科技大学机电工程学院河南洛阳471003;河南科技大学机电工程学院河南洛阳471003【正文语种】中文【中图分类】TH133.37滑动轴承是支撑轴类零件并使承载面间能作相对滑动的重要机械元件，其具有承载能力大、耐冲击、工作平稳、噪声小、结构简单等优点，在高速、高精度、重载或结构上要求剖分的场合有重要应用。

机械设计基础（Ⅲ）实验报告 班级姓名液体动压滑动轴承油膜压力分布和摩擦特性曲线 学号一、 概述液体动压滑动轴承的工作原理是通过轴颈的旋转将润滑油带入摩擦表面，由于油的粘性（粘度）作用，当达到足够高的旋转速度时油就被挤入轴与轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，在承载区内的油层中产生压力，当压力的大小能平衡外载荷时，轴与轴瓦之间形成了稳定的油膜，这时轴的中心对轴瓦中心处于偏心位置，轴与轴瓦间的摩擦是处于完全液体摩擦润滑状态，其油膜形成过程及油膜压力分布如图6-1所示。

图6-1 建立液体动压润滑的过程及油膜压力分布图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)和轴承压强p(Mpa)有关，令pnηλ=式中，λ——轴承摩擦特性系数。

图6-2 轴承摩擦特性曲线观察滑动轴承形成液体摩擦润滑过程中摩擦系数变化的情况，f-λ关系曲线如图6-2所示，曲线上有摩擦系数最低点，相应于这点的轴承摩擦特性系数λkp称为临界特性数。

在λkp以右，轴承建立液体摩擦润滑，在λkp以左，轴承为非液体摩擦润滑，滑动表面之间有金属接触，因此摩擦系数f 随λ减小而急剧增大，不同的轴颈和轴承材料、加工情况、轴承相对间隙等，λkp也随之不同。

本实验的目的是：了解轴承油膜承载现象及其参数对轴承性能的影响；掌握油膜压力、摩擦系数的测试及数据处理方法。

二、 实验要求1、在轴承载荷F=188kgf 时，测定轴承周向油膜压力和轴向油膜压力，用坐标纸绘制出周向和轴向油膜压力分布曲线，并求出轴承的实际承载量。

在轴承载荷F=128kgf 时，测定轴承周向油膜压力和轴向油膜压力，用计算机进行数据处理，得出周向和轴向油膜压力分布曲线及轴承的承载量。

2、测定轴承压力、轴转速、润滑油粘度与摩擦系数之间的关系，用计算机进行数据处理，得出轴承f-λ曲线。

三、 实验设备及原理本实验使用 HZS-1型液体动压轴承实验台，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和轴等所组成。

油膜压力分布
油膜压力分布是指润滑油在机械设备的表面形成的一层薄膜，并且在运动过程中产生的压力分布情况。

它在机械设备的润滑工作中起到了至关重要的作用。

油膜压力分布对于机械设备的正常运行十分重要。

它能够减少机械设备在运转时的摩擦和磨损，从而延长设备的使用寿命。

同时，油膜压力分布还能够降低机械设备的噪音和振动，提高设备的工作效率。

因此，了解和掌握油膜压力分布的规律对于机械设备的维护和保养至关重要。

油膜压力分布的形成是由润滑油的黏性和机械设备的运动速度共同决定的。

一般来说，当机械设备的运动速度较低时，润滑油的黏性较大，油膜压力分布较均匀。

而当机械设备的运动速度较高时，润滑油的黏性较小，油膜压力分布则呈现出明显的不均匀性。

在机械设备的润滑工作中，我们通常会采取一些措施来优化油膜压力分布。

首先，我们可以选择合适的润滑油，根据机械设备的运行要求和工作环境的特点，选择具有适当黏度的润滑油，以确保油膜的良好形成。

其次，我们可以通过调整机械设备的运动速度和润滑油的供给量，来改变油膜的压力分布情况。

此外，还可以通过改变机械设备的表面形状和加工工艺，来优化油膜压力分布。

油膜压力分布在机械设备的润滑工作中起着至关重要的作用。

了解
和掌握油膜压力分布的规律，对于确保机械设备的正常运行和延长设备的使用寿命具有重要意义。

通过合理选择润滑油、调整运动速度和加工工艺等措施，我们能够优化油膜压力分布，提高机械设备的工作效率和运行稳定性。