滑动轴承油膜厚度计算

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1、稳健设计理论在液体动压滑动轴承中的应用何伟，李晔，彭子梅，刘云（贵州工业大学机械工程与自动化学院，贵州贵阳550003）摘要：将稳健设计理论应用于液体动压滑动轴承，按照其基本原理建立了数学模型，得到了更符合要求的优化设计方案。关键词：稳健设计；滑动轴承；优化设计中图分类号：TH133.31文献标识码：B0前言滑动轴承是各种传动装置中广泛采用的支承件，特别是在高速运转机械中，为了减小摩擦，提高传动效率，要求轴承与轴颈间脱离接触并具有足够的油膜厚度，以形成液体间的摩擦状态。在滑动轴承设计中，只有当轴承尺寸、轴承载荷、相对运动速度、润滑油的粘度、轴承间隙以及表面粗糙度之间满足一定关

2、系时，才能实现液体摩擦。任一参数取值不当，将出现非液体摩擦状态，导致液体摩擦的失效。以上参数的优化设计对轴承的使用性能及寿命有十分重要的作用。通常，在设计中，往往对轴承的各设计参数和使用条件提出更高要求。轴承的设计参数或误差对轴承的性能的影响是非线性的，在不同的设计方案中，同样的误差程度，所产生的性能波动不尽相同。稳健设计就是找到一种设计方案，使得液体动压轴承的性能对误差不十分敏感，同时达到较宽松的加工经济精度而降低成本的目的。本文对某液体动压滑动轴承进行稳健设计，建立相应的数学模型，并求得优化的设计方案。1滑动轴承的工程分析下面是径向动压滑动轴承的一组计算公式。1.最小油膜

3、厚度hminhmin=C-e=C(1－ε)=rψ(1－ε)（1）式中C=R－r——半径间隙，R轴承孔半径；r轴颈半径；ε=e/C——偏心率；e为偏心距；ψ=C/r——相对间隙，常取ψ=(0.6-1)×10-3(v)1/4，v为轴颈表面的线速（m/s）设计时，最小油膜厚度hmin必须满足：hmin/(Rz1+Rz2)≥2-3［1］(2)式中Rz1、Rz2为轴颈和轴承的表面粗糙度。2.轴承的特性系数（索氏系数）S=μn／（pψ2）（3）式中μ——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度（Pa·s）；n——轴颈的转速（r/s）；p——平均压强（N/m2）用来检验轴承能否实现液体润滑。ε

4、值可按下面简化式求解。Aε2+Eε+C=0（4）其中A=2.31(B/d)-2,E=－(2.052A＋1),C=1＋1.052A－6.4088S.上式中d——轴径的直径（m）；B——轴承的宽度（m）通常ε选在0.5-0.95之间，超出0-1间的值，均非ε的解［1］。3．轴承的温升油的平均温度tm必须加以控制，否则，润滑油的粘度会降低，从而破坏轴承的液体润滑。油的温升为进出油的温度差，计算式为：式中f—摩擦系数；c—润滑油的比热，通常取1680-2100J/kg℃；ρ—润滑油的密度，通常取850-900kg/m3；Q—耗油量(m3/s)，通常为承载区内流出的端泄量；KS—为轴承

5、体的散热系数［1,2］上式中的（f/ψ）、（Q/ψνBd）值，如ε=0.5-0.95可按f/ψ=0.15＋1.92(1.119－ε)［1＋2.31(B/d)-2(1.052－ε)］（6）Q/ψνBd=ε(0.95-0.844ε)/[(B/d)-2+2.34-2.31ε]［2］（7）求解，上式中的B，d的单位均为m，p的单位为N/m2，ν为油的运动粘度，单位为m/s.轴承中油的平均温度应控制在tm=t1+△T/2≤75℃（8）其中t1为进油温度；tm为平均温度2径向动压滑动轴承稳健设计实例设计过程中可供选择的参数及容差较多，在选用最佳方案时，必须考虑各种因素的影响和交互作用。如

6、参数B、轴颈与轴瓦的配合公差、润滑油的粘度的变化对油膜温升及承载能力的影响等，经过稳健优化设计，寻求满足给定条件的更佳设计参数的方案。2.1原设计方案已知一个径向动压滑动轴承，工作载荷W=18000N，轴颈直径d=80mm，转速n=1000r/min，轴承包角α=180°，轴承为自位轴承，载荷稳定。宽径比B/d=0.8,轴承配合为H7f6，润滑油选取15号机械油，常温下油粘度η=0.0135Pa·S.轴颈表面粗糙度，精磨Rz1=1.6μm，轴瓦表面粗糙度，精车RZ2=3.2μm，进油温度T=35℃.润滑油的密度ρ=900kg/m3,润滑油的比热c=1700J/kg℃，轴承体的

7、散热系数KS=140W/m2℃［2］.2.2目标函数要求设计出的动压轴承S=hmin/(Rz1+Rz2)≥2，且对S=2具有最小波动［3］。设S的波动为σs，S的中心值为μs，设计目标是μs大、σs小，目标函数可写为：min(σs/μs)=min［∑(S-μs)2］1/2/μs［3］(9)2.3约束条件（1）平均油温的限制G2（X）=(t1+Δt/2)/75-1≤0(10)（2）油粘度的限制G3（X）=0.0069/η-1≤0(11)（3）尺寸的限制G4（X）=0.25/(B/d)-1≤0(12)G5（