1、道昌ICS 21. 100. 10 J 12 国家标准和国11: -、中华人民GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :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Plain bearing-Hydrostatic plain journal bearings with drainage grooves under steady-state conditions-Part 1 : Calculation of oil-lubricated plain journal bearings with drainage groo
2、ves 2012-12-01实施(ISO 12167-1: 2001, IDT) 2012-05-11发布发布中华人民共和国国家质量监督检验检茂总局中国国家标准化管理委员会串AVS/比1伪;D il SM日间。1MM俨ZJWdF fh叩笔罩GB/T 28279.1-2012月SO12167-1 :2001 剧昌GBjT 28279(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;一一第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GBjT28279的第1部分。本部分按照GBjT1. 1一2009给出的规则起草。本部分使用翻译
3、法等同采用国际标准IS012167-1 :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z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:一一GBjT3141-1994工业液体润滑油IS0蒙古度分类CeqvIS0 3448 :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CSACjTC236)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、临安东方滑动
4、轴承有限公司。I G/T 28279.1一2012/ISO12167-1:2001 I 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。GB/T 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en常数)提供，经由前置节流器，如毛细管节流器进入每个润滑油腔。GB/T 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。
5、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。E G/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :2001 1 范围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/T 28279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
6、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/T 28279.2-2012 滑动轴承稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承第2部分:带回油槽油润滑径向滑动轴承计算用特性值(ISO12167-2:2001，IDT)。IS0 3448: 1992 工业液体润滑油IS0蒙古度分类(Industrialliquid lubricants一IS0viscosity clas 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
7、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-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) 润滑油完全帖附在被润滑的表面上。
8、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蒙古度的。e) 润滑间隙内完全充满了润滑油。f) 袖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。1 G/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :2001 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(z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，油腔压力等参数的元量纲值。本部
9、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=OO.5 的范围内。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0.5的情况下。计算中还假设节流比=l，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=O.31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100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
10、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
11、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10表1符号、术语和单位符号术语单位a 惯性因子l Al皿封油面积m2 A1: n 无量纲封油面积(A=ABha D 1 Ap 泊腔面积口12b 与流动方向垂直的宽度口1b, XD 轴向出泊口宽度b，=Z一-(l, +bG ) 口12 GB/T 28279.1-2012月SO12167-1 :2001 表1(续)符号定义单位b, 周向出泊口宽度(b，=B-t，_)
12、口1bG 回泊槽宽度口1B 轴承宽度口1C 刚度系数N/m Cp 润滑油比热容(=常量)J/kg. K CR 径向间隙(CR=Dnf-DLY 口1dP 毛细管直径口1D 轴承直径(Dj为轴径;DB为孔径;D句Dj坦DB)口1e 偏心距自1F 承载力(载荷)N P* 承载力特性值P*=P/(BXDXP.n) 1 P ,!f 有效承载力特性值1 P:ffO N=O时，有效承载力特性值1 h 润滑油膜厚度(润滑间隙高度口1hmin 最小润滑油膜厚度口1hp 泊腔深度m Kro, 速度因数1 I 润滑油流动方向的长度口1轴向封油面长度m 周向封油面长度口1毛细管长度口1N 旋转频率(转速S-1 P 泊
13、腔压力(一般情况下Pa P 轴承比压Pa P血供泊压力(泵压)Pa z 油腔z的压力Pa Pi.O E=O时汹腔i的压力Pa P* 功率比(P*=PElP p) 1 Pf 摩擦功耗w P p 泊泵功耗w P 总功率(P二Pf十几w P 总功能特性值1 Q 润滑油流量(整个轴承)m3/s Q* 润滑油流量因数1 3 GB/T 28279. 1-20 12/1S0 12167-1 :2001 表1(续)符号定义单位R CJ) 毛细管流阻Pa. s/m3 Rl皿四一条轴向封油面流阻(R1om，阻=12b皿平C3主l= Pa. s/m3 Rl四.，一条周向封油面流阻(R1皿，c=12bc平C在-tc
14、Pa. s/m3 Rp，。一个泊腔流阻，(当=0时，RPA=2R(Im1-十皿) Pa. s/m3 Re 雷诺数1 So 索莫菲德数1 T 温度 t:. T 温差K u 流速m/s U 周向线速度m/s w 节流器内平均流速m/s Z 节流器个数1 第一个泊腔相对于油腔中心的偏角(位置)rad R 轴的偏位角C) Y 毒自度公式指数1 E 偏心率也=e/CR)1 可动力秸度Pa. s 比流阻比(R一E旦=lax X b, Rlom. , l, Xb= 1 E 节流比(E=EZL)1 p.o 1rf 无量纲供油压力特性值(fP卫四手中二)1 p 密度kg/m3 剪应力N/m2 p 角坐标rad
15、中轴承间隙比仲=2XCP勺D 1 w 角速度(=2XXN)S-1 5 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 GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :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-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
16、表示不同参数的影响。轴承的计算和设计过程在5.25. 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
17、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=l。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* ! =_P_ B XDXPen Pen . ( 1 ) 值性特力压油供纲量元的起口7同不的lu 中面油封在用作用Dn的VJ,rf42q uumh尸宽宽L叫铲面面度M定油油宽时决2封封槽时数Z川向向油HH参数B轴径回盯
18、忖l列个比纲纲纲率荷下腔径量量量心载由油长元元无偏由附一二一一一一一_ TJB X f一汇交l注:索莫菲尔德数50与普通动压润滑轴承一样可以由以下公式求得z50 =豆三五，z=f二加f在GB/T28279.2-2012的图1和图2中，公式F警缸，f)和卢怡，f)取Z=4，=1，B/D=1，lax/B=O. 1 ,lJD=O. 1 ,bdD=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、PenW、和TJB(如需要，按5.6确定加)等参数值给定时，则可以确定最小润滑油膜的厚度。得
19、到这些参数后可通过公式(1)和公式(2)分别确定F*和罚。对于这种几何结构，e:和卢的相关数 ( 2 ) 值可以从GB/T28279. 2一2012图1和图2中得出，因此hmin=CR (1-e:)。5 GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :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。如果流阻比为:和速度因数为K.nLnnm = K旦-rot ,nom 1 + 则有以下函数表达形式:F:ff (Z, ; T - Rpo J:1. .lI. P.O b皿xC主(1十/C)6 5.4 5.5 G/T 28279. 1一2012/I
20、SO12167-1: 200 1 A. 3. 2. 2中提到的毛细管流体阻力由以下公式给出:128 X币XlRcp = /飞ap其中非线性部分(惯性因子)= 1._8 X _jXQX 一32 平叩Xlcp X Z 通过转换公式(的，当已知庐，CR，户en，B/D和lax/B时润滑油流量便可求得。对于轴承优化，Q*可以由GB/T28279. 2-2012表1得出。若不考虑效率，泵的功率由下式给出:;n X C1 P p =Q X Pen =Q骨一一一一-1)B 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。摩擦功耗摩擦功耗的特性值由以下公式给出:p铮PrXCR -
21、f一加XU2XBXD ( 8 ) .( 9 ) 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zlL=主XIl: X十Zx主X(1- 2 X丛-zx年叫IB-D飞BJ-BDI 由近似算法，封油面摩擦功耗的特性值由下式给出:Pflan =万EFAlL油腔内摩擦功耗的特性值为zPrp =X4X安X(1-A 因此总的摩擦功耗特性值为:pf=凡tf平X(左一1) 实际摩擦功耗由公式(9)变换得到:m XU2 XBXD Pf=PJ WCR 优化方案( 10 ) 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:占:X户3BXU2XB
22、XDP,o =Pp +Pr =Q幡Xl en VR + P t X 户 VR 代入公式(1)和公式(2)，上式可写成:Pto =F XXCR X-T) Q骨X(1+导4X言XF*Xf飞汀，.( 11 ) 依据韦尔默朗方法，摩擦功耗与泵功率的比值足可选参数并由P份确足。因此总功耗的特性值出下式给出:Pt:t _ Ptot ，o-FXXCR一Q桦x(1+P*)45Ff . ( 12 ) 7 GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :2001 一系列计算表明，功耗最小可以在一个元量纲较宽的范围P骨=13内实现，且最优值随功率比p骨的变化不大。因此可以用平均值P=2作近似优化处理。
23、由于功耗最小值与所选的功率比P有关，故公式(12)中的元量纲供油压力不可以任意选取:即B Pi _ l，!P善XQ骨=?4E示或者f= X I一.( 13 ) 飞IPi X D 当P骨，B/D ,e ，hp/CR和E己知，由式(12)可知，最优化的总功耗特性值只是Z，lax/B，ljD和bdD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赞=2，bdD=0.05，.;=1，e=0.4时，分别作为lax/B，ljD和ljB的函数，为不同的B/D和Z值给出了相应的Pt:t值。总功耗最优化后的封油面宽度lax/B和ljBlc/D=(lj B) X (B/D) J可由这
24、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=lO.3的值，以及油腔个数Z=410的值由GB/T 28279.2-2012表1中给出。随着宽度的减小P二t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铮=13作优化的方法不适用，见参考文献2J。在这种情况下，则以泵的功率最小为优化目标，从而得到元量纲较小的封油面。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=1的轴承，推荐用以下轴承宽度做最佳化处理:1皿/B=ljB =0.25 当e=0.4，以下值可以在计算中使用:F =
25、0.174和Q幡=1.48 5.6 温度和黠度当=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): Pen -P台ETcn=一一一=一X一一p cpXp cp Xpl+.; 轴承内的温升计算，e=O时，如下式所示:户t，由I1 I n. B-一一一+一一二一一一=Xr一+P铸iCp XCp XX Q .Cp X p l +.; ,- / 因此，在毛细管中的平均温度由下式给出:Tcp=TJ ATcp . ( 14 ) 且轴承内的平均温度为:TB=Ten+T叩十ATB假定毛细管和轴承中的有效蒙古度为:可cp=币(Tcp)1JB =甲(TB)若蒙古度与温度之间的依赖关系不完
26、全清楚，那么蒙古度1Jcp和平B可以采用指数函数作近似。前提条件是非和平z在两个与预估温度Tcp和TB附近的温度T1和T2下是已知的。. ( 15 ) 可cp平1X exp - y X (Tcp - T1) J ; 1JB =平1X exp - y X (TB - T1) J n -T -TA - 中其飞/nhu -r飞. . . . . . . . . . . 8 GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :2001 如果仅知道由IS03448 :1992所确定的薪度等级，则带度指数为100的普通润滑油的茹度可根据40.C的标准蒙古度1)40计算，即1 ., ,. . 1
27、I4o ,( 1 11 可(T)汩=扣叫叫|尸川川160OXl川叫nO.18 10-3扩俨一斗3)尸x忖于丰页一T击j豆5)川I.川.川.叫.T的单位为摄氏度CC)，动力季黠古度币职加4o可根据季黠古度等级，由运动辈薪古度V叭40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/旷计算。式(17)是基于Vogel公式、经验常数Cameron和Rost以及40.C时的标称蒙古度，由Rodermund转换得到的。5. 7 油腔最小压力在高转速和高Kro，值的情况下，由式(5)可知油腔内的最小压力Pmin在轴承的非承载区可以减小为零，同时在承载区，最大压力Pm=可以比m值还
28、大。油腔内最小压力，即F骨取决于多种因素。可由以下比值表示:去了(Z，叫Kro，)在GB/T28279.2一2012图13中，给出了Z=4，E=0.4，1C=12和两个供值的情况下基于Krot.nom值的最小油腔压力。9 GB/T 28279.1-2012月SO12167-1 :2001 附录A(规范性附录)对静压润滑轴承近似计算方法的详述A.1 简介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，
29、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.l和图A.2)。说明:1一一轴承;2一一轴颈。10 图A.1两平行板间的压力流GB/T 28279.1-2012月SO12167-1 :2001 说明:1一一轴承;2一一轴颈。A. 2. 2 海根-泊努利方程两平行板间的压力流:(bh) Q=i2 - Pl) X b X h3 12 X币XlA.2.3 库特方程轴旋转引起的剪切流:Q=bX号主A.2.4 其他假定a) 油腔内压力值为常数。图A.2旋转引起的剪切流b) 轴承和毛细管内润滑油的蒙古度为常数。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
30、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=偏心距;e=e/CR; 卢=偏位角;其他所有参数都由油腔内压力导出。11 GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :2001 在一开始偏位角卢值为未知的时候，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)。B 图.3轴承结构4F 民吃扣理论上，计算中是假定载荷为垂直方向。然而，我们可以假定轴
31、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起始于角度啊，川结束于角度件.0 第一个油腔的中心位于角处。起始角和结束角分别为:札=-+弓旦X(i才)伊2.i-十号主X(i - ) 润滑膜厚度h在封油区的变化由公式h=CR(l +eXs确定。.3.2 油腔压力. 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。. 3.2. 2 流经前置节流器的润滑油流量由下式给出:Q一(Pen一)kZ Rcp k=l对应于线性节流。以层流状态毛细管节流器为例zRe叩=Xd叩e0.3X d，p)速度5才告产生的压
32、力降为. pen =2.16 X专岳飞毛细管的流阻为:2.16 X丘二(;2R.n = Pen一i_ .Plam _L .P en _!28 X可cpX l叩上=二一二-,-cp豆豆豆Xd:_.，再x X dp Z Z 128 X币cpX lcp l 1 I _, tr .h D _ _ 4 X Q X = 4 cp(1+a)，其中Re.n= X d!p ， , 7 I .-cp Z XXdX1jcp 1. 08 ,., d二1.08 4XQX 且a=一一一XRecp X ,:cP =一一一32叩lcp32 Z X平CDX l叩其中非线性部分以惯性因子)会使上式Q/Z中的指数k/ -, , /
33、 I - 1 + 因此油腔里的元量纲压力和其他的所有轴承参数都由以下参数决定:a) 节流比ob) 轴承几何尺寸:14 油腔个数;油腔形状和位置(工，); 一一轴径位置(e:，)。GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :2001 c) 速度因数Krot。偏位角卢由迭代计算得到。A. 3. 3 载荷F、偏位角p和刚度c由图A.5可知作用在油腔z的径向载荷由下式给出:r伊Gr _.D._. . Irr、Fi =bc X Jicos8 X言Xd8 = bc X Pi X D X sin t言一件)y丁F一仨一圄A.5载荷对单个油腔的作用向J一方坠用+一2作己的坠荷=载一件其水平分
34、量是所有F，水平投影的和，其中:Z Fh=XDX叫?一件)XiXS问+卢)相应的铅垂分量为:Fv=们DX叫?一件)X主扣则非+卢其中:手十卢=a+号X(i一1)总载荷F=+F了载荷产生的偏位角伊件rpF=卢=n注:垂直载荷的情况下，每个偏心率对应的偏位角都需作伊仰F=O的修正。若承载力F不是作用在垂直方向而是与垂直线有一个夹角件，那么在安装轴承的时候也留出一个偏角件便可以应用垂直载荷情况下的结论。刚度c可以通过不同的方式进行定义:这里的定义方式为zF F c7-E CR 15 GB/T 28279.1-2012月SO12167-1 :2001 A. 3. 4 润滑油流量和泵功率润滑油总流量可以
35、由流经所有节流器流量Qcp.i之和计算得知:毛zXPen - L, Pi Q=主jQ叩iR 润滑油流量也可以由式(7)近似计算得出。泵功率，Pp=QXenA.3.5 摩擦功耗摩擦功耗由以下两部分组成:a) 封油面产生的摩擦zb) 油腔内二次流动产生的摩擦。封油面面积:A1an =2 XX lax X D十2X Z X lc X (B - 2 X lax) - 2 X Z X bG X lax Alon 2 ,. r l. , , ， le , 1. n , , l.x , br. , , l. l lL=一-一.Ian一一=一XI丘十ZX:Xfl-2X卫-ZX- X旦|XBXDIB-D飞BJ-
36、DBI 轴径表面的剪应力约为=(u 1户U=17B七了=一一-Xh十一X1IB/飞yJY-h2 -x-_ h-/ 不考虑压力流的影响，剪应力r可以由下式作近似计算zr=子和封油面内的摩擦功耗为:P1, lan = rXUXdA=旦旦 J CR Jl十EX co叩A，皿若假定封油面沿圆周方向均匀分布，则上式可以简化为:P.n = 1J U2 X A1an f.lan -一一一-一一一一一, m CR(d=7 尽管油腔深度hph ，Shinkle和Hornung的研究表明，在油腔内由二次流动产生的摩擦在轴高速旋转的情况下仍需被纳入计算。特别是在宽油腔、小封油面的情况下这种情况更应该考虑。当油腔内的
37、流动仍为层流，即zRep =X hp X e 1000，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 GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :2001 C =_E_ e: X c F I一-B-D -F一F一-4-BEX =川一马由hF-t= NU儿-hr17 GB/T 28279.1一2012/ISO12167-1 :2001 附录B(规范性附录)计算示例B. 1 啻IJ1一一-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
38、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IS0VG46和进油温度也都己给定。润滑油量、功耗、刚度、油膜厚度等都由计算得知。下面为己知参数。B. 1.2 尺寸参数一一轴承直径，D=O.四川一一轴承宽度，B=O.12 m; 周向出口宽度，bc=O.018 m; 一一轴向封油面长度，儿=0.012m; 一一周向封油面长度，lc=0.012 m; 一一回油槽宽度，bG=0.006 m; 一一油腔深度，hp=40CRm; 一一油腔个数，z=幻一一毛细管直径，也=0.00325 m; 一一毛细管长度，lcp= 1. 14 m; 一一轴承间隙比，c=1.5X10;一径向间隙，C
39、R=似乎X10-5 mo B. 1.3 运行参数一一承载能力(载荷)，F=20000 N; 一一旋转频率(转速)，N=16.66S-l(=104.7 S-I); -一一进油温度，Ten=45 .C; 一一供油压力，Pen=60bar=6X106 Pa. B. 1.4 润滑油参数T/C 40 50 60 一一容积比热，CpXp=1.75X105 W/m3Xk; 一一密度，p=900kg/m3。18 平/CPa.s) 0.041 40 0.026 58 0.018 07 GB/T 28279.1-20 12/ISO 12167-1 : 200 1 指数，由润滑油参数计算而得，y=ilnEE=iln
40、卫L卫生11=0.044301。可5010 _ . O. 026 58 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 温度和动力黯度第一次计算取以下近似温度和动力蒙古度值来进行(其中;-=1.P =0)。,/ 6 X 106 ,/ 1 t:. Tcn =一一一X(一一-:1 = V /, V X (一一1=1.7K叩CpX P 飞l+J1.75X106飞1+l/I 1 I Tl* 6 X 106 , 1 1 , t:.TR=X (一一一+P铸1= _ v_， V , X (一一一+01=1.7KD cp X p 1 +.;- ,- J 1. 75 X 106飞1
41、十1 - J 八Tro,_, 1. 7 T cp =Ten +丁丘=45十五一=45.85oc t:. T B , r I , , 1. 7 TB =Ten十t:.Tcp+一一=45+ 1. 7 +一一=47.550C2 动力蒙古度由下式给出:市cp-平40X exp -y(T叩-40) J =0. 041 4 X exp一0.0443X (45.85 - 40)J =0. 031 9 Pa. s 平B=币40X exp - y(TB - 40)J =0. 041 4 X exp一0.0443X (47.55 - 40)J =0.029 6 Pa. s B.1.6 流阻一128X可叩Xlcp
42、, I , 128 X 0.031 9 X 1. 14 叩= IC., cP X (1十a)= .1. LJV /, V. VV_.L_: A.J. .L X (1十0.2)= 1. 594 X 1010 Ns/m5 X d!pX O. 003 254 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。6 X TB v lcl D v D v 6 X O. 029 6 X O. 1 X 1 X 1. 43 p，O一一一一一一一一一X一一=v . V:-: . : _: .1.: :_rv = 1. 593 X 1010 Ns/
43、m5 C bc/BB 1+(90 X 10-6)3 X O. 9 X 2.43 由B.1. 9小节算得。B. 1.7 节流比E R-1.594 1010 = :-cP =. V n = 1. 000 6 1 Rp ,o 1. 593 X 1010 B. 1.8 油腔内压力比nu -1一川一一IR - p-h B. 1.9 流阻比l.x ,/ 1 -l皿-一lax X bc / B、2B 、B1 O. 1 X O. 9 ，=一一一一=(:1X _ =lX_v-:，:_v_=1.416 lc X b.x飞DJ /lc十bG lc - _ , O. 635 X O. 1 E一一一一飞ZD)、BB.
44、1. 10 元量纲供油压力特性值加=旦旦=_0.0?96!04.7;-=0.229 6 , p回X-qr 6 X 106 X 1. 5 X 10-6 19 GB/T 28279.1-2012/ISO 12167-1 :2001 B. 1. 11 速度因数Kmt =t;XfX主=1 X 1. 416 X O. 229 6 X一一一=0.0325 0.012 O. 12 依据GB/T28279. 2图4，在Kmt=O.032 5 ,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lc +bG 0.012十0.006依据GB/T28279.2图3，其中:E=0
45、.4，=1.416，伊G=D一-嘈:-=0.15结果为:F.f.O = O. 357 由承载能力F，可得:20000 F = _-_. _0 =0.231 .nXBXD 并取XDX 0.12 bax=-E-一(lc十bG)=一-z一一一0.018=0. 076 25 m 从而F. XX D 0.231 XX 0.12 Feff= . , I./_ 1 J:./:.:.v，.:/J=O.31792 /, l. _ _. _ _ (1一O.1) X 0.076 25 X 4 1 - - ) X bax X Z B. 1. 13 偏心距与油膜厚度0.4 X F.f 0.4 X O. 317 92 E
46、= .II =v.v，v_v_=0.356 去g_(=0.4) X F.f.O (E = 0.4) 1 X O. 357 .L eff.O 最小油膜厚度zhm;n = (1 - E) X CR = (1一0.356)X 90 =58m B. 1. 14 摩擦功耗A=号X告+ZX主X(1- 2 X主)-ZX告告个咛+4X悍X(1- 2 X悍)-4X拌将J=0.391由公式(10): 1 , 4 X CR _ _ / 1咱l Pt =X A1:n X 1;二二;:+一一X(一一-1)1 l_ E2 hp A-J I 1 , 4 ,/ 1 , l 一XO. 391 X 1-: 十一X(一一一-1)1
47、 = 1. 505 76 1l V. vCl.l IJI一0.3562 40 0.391 - J I O. 12 取u=X2 =104.7 X v2-=6. 28 m/s R X U2 -n 1 n 0.029 6 X 6. 2822 P, =Pt X:J.E.岳之一XB X D = 1. 505 76 X v. v，: v _: _v X O. 12 - 28 1. 2 W A且CR- . - . . - - - - - . - - . 90 X 10-b B. 1. 15 泵功率与润滑油流量由近似公式(7):20 GB/T 28279.1-2012月SO12167-1: 200 1 咱lax-一-Q*=，. _，XXXIC+1=!X O. 9 X (1. 41
