GB/T 28278.1-2012 滑动轴承 稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承 第1部分：不带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算 检测标准

1.范围

GB/T 28278的本部分适用于稳态条件下静压径向滑动轴承。

GB/T 28278的本部分只针对油腔之间不带回油棺的润滑方式。

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,仅注日期的版本使用于本文件。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 28278.2-2012 滑动轴承 稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承 第2部分:不带回油槽油润滑径向滑动轴承计算用特性值(ISO 12168-2:2001,IDT)

ISO 3448:1992 工业液体润滑油 ISO黏度分类(Industrial liquid lubricants-ISO viscosity classification)

3.计算的基本原理和边界条件

本部分计算的目的是确定与轴承的运行条件、几何形状和润滑油等有关的静压滑动轴承运行参数,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,摩擦功耗、泵的功率以及温升等。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-泊努利定律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默中产生的剪切流。附录A中给出了计算过程理论基础的详细描述。

本部分所给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。

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ε=0～0.5的范围内。

偏心率范围的限制意味着对计算程序作了承载能力与偏心率是近似线性关系的合理简化。然而这种计算程序却由于使用可靠性方面的原因而不能应用在偏心率ε>0.5的情况下。更进一步的计算假设就是为刚度特性设定近似最佳节流比ξ=1。

对于外部润滑,本部分仅限于应用在轴承长径比B/D=0.3～1的这种实际应用中最普通的情况下。油腔深度是润滑间隙的10倍～100倍。考虑以上假设,在计算摩擦损失的过程中,由于油腔里的摩擦损失远小于封油面上的摩擦损失而可以被忽略。然而,在考虑总功耗对轴承进行优化时,是不能做这种忽略的。

考虑到轴承的承载方向,区分载荷在油腔中心和载荷在封油面中心这两种极端的情况是很有必要的。

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。总之,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。

当静压油开关关闭转轴与封油面发生接触的情况下,检查接触区域以便提高油膜压力。

为了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,需采取润滑油冷却措施,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入,从而降低轴承刚度。

4.符号、术语和单位

符号、术语和单位见表1。

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