第5章 流体动压润滑与静压润滑

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λ(λ=hmin/σq）、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塑性变形边界膜弹性变形液体塑性变形边界膜弹性变形液体塑性变形边界膜弹性变形液体塑性变形边界膜弹性变形液体几种摩擦的界限常以膜厚比来大致估计：2221minqqRRh式中：hmin——最小公称油膜厚度，mRq1——接触表面轮廓的均方根偏差，mRq2——接触表面轮廓的均方根偏差，m≤0.4,干摩擦≤1，边界摩擦；＝1～3，混合摩擦；＞3，流体摩擦润滑状态的判别润滑状态膜厚比λ载荷的分布干摩擦λ0.4载荷全部由微凸体承担边界润滑0.4λ1载荷主要由微凸体承担混合润滑1λ3载荷由微凸体、油膜共同承担流体润滑λ3载荷全部由油膜承担，摩擦磨损极小。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，μ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、速度太低、压力太高，轴承数ηv/p较小，处于边界润滑区（Ⅲ区），μ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ηv/p增加，部分动力润滑增加，过渡到混合润滑（Ⅱ区），μ和磨损逐渐降低。3：轴承数ηv/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)(2)()(60212133wwhVVyhUUxyphyxphxh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0)(Vhy(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η在各方向不变。通过以上简化可得：dxdhUyphyxphx633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：333660,66,0,.ddpdhhUdxdxdxdphUhCdxdphdxCUhdphhUdxhdphhdx在处油膜厚度为常数用边界条件求值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：322112233321232236,.633,,0,0230,0,0.43()(0.25,.)4pdhhUhyyydxdpUdhdpUdhUdhycpycycdyhdxdyhdxhdxLypydpUdhLyccdyhdxUdhLLpyhdxB由于通常不是的函数故在轴承两端即压力对称于当当时计算结果比较准确四、推力轴承的设计•应用的主要设备有：大型风机，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X0xUBhh1ho101001.1(1)........................(1)hhhKkhhkxB0膜厚的计算式定义为油楔的收敛比:依几何关系得:h=h可倾斜瓦块31010201010210010102.Re:6.....(2):,0;,0..............(3)3611...............(4)()()64()dphhynoldsUdxhhhphhphhUBKhhhhhhhhhUBpKhhhhh_压力方程一维方程式边界条件根据以上个方程可求得:p=最大压力压力无量纲方程)2)(1(4*21*)2(1*11*:*,6*201020KKKpKhKKhKPhhKhhhBUphp最大无量纲压力无量纲压力方程为压力分布1.01.21.41.61.82.00.000.010.020.030.04P*h*K=11010001001020010102101220010,0,,,611()2()6lnBhhhhpdxBdxdhxhhxBhhhKBpdhhKhhWUBBdhLKhhKhhhhhhhhhUBkhhhh3载荷W单位长度的承载量LWL1022202*02*2*162ln(1)2612ln(1)2,hKhWUBkkLkhkWhWULBKWkkKWK*定义无量纲载荷最大载荷W决定于W而又决定于值,即进出口油厚度之比.*3222*max*012*max0214(1)ln(1)0(1)(2)1.2,0.0267.6..........(5)0.0267,0.4(5)dWkkdKkkkkkKWULhBWWULWhBW解得最小油膜厚度当则式为推力轴承设计和核准依据,7710(),;,P*LW与K和有关从的图5可见BLL无限长时承载量最大减少承载量BB随之减小.从图可知：K=1时，轴承接近最佳承载条件，K＞1，承载能力下降。004.32(2)ln(1)63(2)ln(1)5.12hkFkkkfWBkkkkUhLkx摩擦因数流量在无限长轴承端部无泄露条件下,只有X方向的流量.Q06.2(3)(1)ln(1)(65)12[(2)ln(1)2]1.2,0.4221.BxpxdxkkkkkkkkkK支承中心支承中心是固定瓦块上的载荷的作用点.W设支承中心与原点的距离为x,单位长度载荷为LWLxBx当时BX/B与K的对应关系012340.350.400.450.50BKXBk=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50μm，在粘度为30cP的矿物中以1m/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η=25.2mPa.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μ，（3）支点位置，（4）如允许的最小膜厚度为0.0125mm，则W及μ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ε=e/c，轴与轴承同心时ε=0，轴与轴承接触时ε=1。–油膜厚度h=c(1+εcosθ)。在θ=π时，hmin=C(1-ε)–当ε=0，hmin=C（最大值），当ε=1，hmin=02压力方程22322333()4,,(1cos)sinsin3sin()(1cos)4UdhLpyhdxxRhcdhcdcdxRdRUcLpyRc应用无限短轴承的压力方程对于径向轴承3载荷/20/2/20/232222cossin(1)LxLLyLxWpRddyWpRddyULWc33222223222224(1)0.6214(1)yxyULWc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。2222222222222222222222222/()40.621(1)//4/()4()()/(),,0.621(1)0.6),3.05.....(0.6)WLcULWLcWLcRWLcDULURLURLWLcURSommerfeldDL为变量为无量纲参数表示承载能力L若给定值(通常则的容许值随而变化DLD4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ψ。21tan4WxWy分析ε、△、ψ三者的关系，一般是ε增加，最小油膜厚度减小，△（载荷）增加，ψ减小。在设计时，先假定ε，据此求出承载量W。x232222Q=q()2Q=(1)(1)26.211810.621ULhhLUccLULcURLFcRcL起终补偿流量摩擦力F摩擦因数f=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。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