油膜厚度和粘度的公式

公式如下：
.最小油膜厚度hmin hmin=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 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 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) ——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度(Pas);n——轴颈的转速(r/s);p——平均压强(N/m 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 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: 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/m /s),通常为承载区内流出的端泄量;KS—为轴承体的散热系数[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] 求解,上式中的B,d的单位均为m,p 的单位为N/m 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/275(8) 其中t1 为进油温度;tm 为平均温度 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_如参 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 =0.0135PaS.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/m 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 的中心值为μs,设计目标是μ 小,目标函数可写为:min(σs/μs)=min[(S-μs) 2.3约束条件 (1)平均油温的限制G2(X)=(t1+Δt/2)/75-10(10) (2)油粘度的限制G3(X)=0.0069/η-10(11) (3)尺寸的限制G4(X)=0.25/(B/d)-10(12) G5(X)=(B/d)/1.5-10(13) 2.4 参数设计变量 选取相对间隙ψ _宽径比B/d_常温下润滑油的粘度η 为可控因素_ 2.4.1 相对间隙ψ的选取 值由公差配合而来_选取轴颈与轴瓦的配合分别为:H7f6,H8f7,H8f8.取相对间隙的平均值为其水平值,最大相对间隙和最小相对间隙为其误差值_ 计算项目 H7/f6 H8/f7 H8/f8 轴承公差 φ80-0+0.030 φ80-0.049 -0.030 φ80-0 +0.046 φ80-0.060 -0.030 φ80-0 +0.046 φ80-0.076 -0.030 最大直径间隙 0.079 0.106 0.122 最小直径间隙 0.030 0.030 0.030 最大相对间隙 0.0009875 0.001325 0.001525 最小相对间隙 0.000375 0.000375 0.00095 2.4.2 的选取分别取0.8,1.0,1.2. 2.4.3 润滑油的粘度η的选取 分别取15 号_22 号和32 号机械油_具体数值见表1. 模型求解采用正交实验的方法来模拟各误差因素的影响_借助正交表可以选出具有代表性的实验,对以较少的实验 次数所获得的数据进行统计分析,可以得到满意的结果_ 3.1 可控因素水平表 对三因素三水平试验,且不考虑交互作用,可用L9(3 可控因素水平表因素 水平 相对间隙ψ /mm 常温油粘度η/PaS 0.000680.8 0.0135 0.000851.0 0.018 0.000951.2 0.027 3.2 容差设计及误差因素水平表 选出影响 B/d_润滑油的粘度η均有误差,在参数设计中当把它们 作为可控因素考虑时,实际上是优选它们的名义值,由于它们均有误差,故亦可作为误差因素考虑_记为ψ _以示与可控因素相区别_另外,载荷和转速亦是误差因素,分别记为F__N_,是纯误差因素_除相对间隙的误差水平表已给出外,其余误差因素水平均按5%选取 [4,5] _选用L18(2 )为外表,得到正交实验结果如表2所示(这里我们仅报导3 组正交实验结果,其中一组为优选方案,一组为原方案,另一组为对比方案)_ 将这三组方案的S 的波动情况表现在图1 中可以明显看出,优化方案的S波动最小,且始终满 的要求_其中S设是指没有考虑设计参数和制造过程中的误差影响而得到的安全系数值_ 正交实验结果表优选方案 原方案 对比方案 公差配合为H8/f7 宽径比为B/d=0.8 润滑油的粘度η =0.018 公差配合为H7/f6 宽径比为B/d=0.8 润滑油的粘度η =0.0135 公差配合为H8/f8 宽径比为B/d=1.0 润滑油的粘度η =0.01 2.4932.568 2.11610 2.172 2.918 3.009 2.770 2.849 2.34511 2.413 3.241 2.906 2.161 2.889 2.59612 2.445 2.721 3.372 2.047 2.510 1.82113 1.762 1.915 2.124 2.281 2.438 2.03914 2.165 2.451 2.632 2.528 2.443 2.25515 2.175 2.714 2.615 2.012 2.151 1.76416 1.762 2.092 2.088 2.205 2.165 1.76817 1.581 2.071 1.841 2.214 2.115 1.75818 1.961 2.046 2.305 设=3.241另据方差分析表明,因素ψ 影响是显著的,因素η次之_