滑动轴承油膜厚度对转子稳定性的影响

滑动轴承油膜厚度对转子稳定性的影响

张艾萍 , 林圣强

（东北电力大学成教学院，吉林省吉林市132012）

摘要：近几年来，随着大型旋转机械的广泛应用，对滑动轴承的稳定性提出了更高的要求。传统研究是通过计算Reynolds 方程、或者基于Reynolds方程提出更好的计算，但都忽略很多因素，如剪切力、沿厚度方向的压力梯度等。而直接通过CFD软件计算N-S方程的方法来研究滑动轴承的油膜特性，更能真实反映实际运转中的油膜特性。通过数值模拟可以看出，不同油膜厚度对旋转机械转子稳定性起着非常重要的作用。当最小油膜为0.02mm时，油膜负压区的压力为-73kPa。当最小油膜厚度为0.03mm时，油膜负压区的压力为-33kPa。当最小油膜厚度为0.04mm时，油膜负压区的压力为-21kPa，但是此时油膜已经不是很稳定。当油膜厚度为0.08mm时，负压区很小，也就基本形成不了油楔。数值计算结果表明油膜厚度对转子稳定性起着关键的作用。

关键字：油膜厚度滑动轴承转子稳定性数值模拟

Sliding bearing oil film thickness influence the stability of rotor

Zhang ai-ping Lin sheng-qiang

(Northeast Dianli University ,Jilin 132012)

Abstract:In recent years,Along with the wide application of large rotating machinery, the stability of sliding bearings put forward higher request.Traditional research is calculated for Reynolds equation, or based on calculated Reynolds equation developed better,but ignore many factors, such as shear force, the thickness of the direction of the pressure gradient through thickness direction, etc.And directly through the CFD software calculation N-S equations method to study the characteristics of oil film bearing, can more really reflect the actual operation of the oil film properties.through numerical simulation can realize,different oil film thickness for rotating mechanical rotor stability plays significant important role.When the minimum oil film is 0.02 mm, the pressure of the oil film negative pressure for -73 kPa.the pressure of the oil film negative pressure for-33 kPa while the minimum oil film thickness of 0.03 mm. The pressure of the oil film negative pressure for-21 kPa when the minimum oil film thickness of 0.04 mm,but this time the oil film is not stable.When oil film thickness of 0.08 mm, negative pressure area is small,and can not easy form oil wedge.Numerical results show that the oil film thickness of the rotor stability playing the key role.

Key words: oil film thickness;sliding bearing;rotor stability; numerical simulation

大型旋转机械广泛使用滑动轴承，而机械旋转稳定主要取决于油膜的特性。国内外许多旋转机械油膜失稳引起的故障表明，线性化雷诺方程油膜力模型有许多局限性，线性化的油膜力与实际已经有很大的偏差，实际运行中油膜特性存在许多的非线性，而且不能被忽略。所以从八十年代起，人们开始关注非线性油膜力解析，现在很多学者研究求解Reynolds方程非线性来反映真实的油膜运动特性，提出很多的分析方法如经典方法有摄动法、平均法，KBM法等；研究参数激励的非线性系统的响应如广义谐波平衡法，L-S 法，奇异理论等。学者提出许多非线性求解的方法，但目前还无法找到适应的方法来研究[1-3]。

另一方面基于Reynolds方程非线性求解有很多的弊端。随着汽轮机的大型化和高速化，对油膜特性研究提出了更高的要求，非线性仍然满足不了高速旋转机械转子稳定性发展的需求。现在很多学者计算N-S 方程来研究滑动轴承的油膜特性，文献[4]用RNG k-s 模型修正了湍动黏度,但是不能很好的考虑好狭小通道的剪切应力。文献[5]计算的网格数目不足以精确表示油膜压力特性，也没有提出合适的湍流计算模型。文献[6]特意的应用气液两相流原理计算油膜特性，并不能很好的放映流体本身的流动特性。文献[4-6]都只用一种模型计算，没有提出最好的轴承的间隙比，不能很好的反映实际应用当中的油膜特性。随着CFD软件日益成熟和计算机的发展，在求解三维流体复杂的湍流流动已经很简便了，计算遵循流体本身的流动特性。在求解滑动轴承特性油膜特性的主要问题是选择合适的湍流模型，现在发展起来的CFD有限元软件，根据实际确定难解问题，提供许多计算不同湍流特性的模型，本文考虑了不可忽略的油膜剪切应力，用Shear Stress Transport湍流模型来计算。它可以很有考虑到狭小通道的剪切应力，而且不会过分估算漩涡的强度，可以很好的表示出油膜的实际特性。考虑到温度对油膜的影响，本文采用温度压力耦合计算，并结合转子稳定性，合理的分析油膜对转子稳定性的影响。不同的油膜厚度对油膜的稳定性有很大的关联，厚度小容易产生油膜震荡，厚度大也可能产生油膜失稳。所以油膜厚度的对转子稳定性有很重要的意义。通过对比发现Reynolds方程非线性的计算与实际之间的差异，以便更深刻了解油膜的实际特性。

1 数值计算物理模型

考虑到计算机的计算能力和便于网格无关性的讨论，设计参数为：取轴颈直径D=25mm来建立模型。汽轮机轴承的宽径比B=0.8，偏心率e=5%，转子的转速n=3000r/min，汽轮机润滑油牌号L-TSA22,汽轮机润滑油密度为890 kg/m3,动力粘度η=0.0185Pa·s，根据汽轮机常用的间隙比和偏心率来确定最小油膜厚度建立三维模型。为了不影响油膜的特性把开口设置在油膜最大处。用三维软件ug建立模型在导入icem CFD 里画网格。

模拟计算的油膜的最小油膜厚度分别为0.02mm、0.03mm、0.04mm、0.06mm。因油膜间隙相对于轴颈的直径小很多，画合理计算的网格很困难，运用最新的最先进画网格软件iecm CFD。画网格的方法为Delaunay来生成六面体非结构化网格，网格总数为60~80万，最小网格长度为0.005mm，最大网格长度为0.01mm。

′

m i n i m u m o i l f i l m t h i c k n

ess

图1 物理模型

Fig.1 Physical model

2 数值计算数学模型

油膜运动状态是处于高速旋转和狭小的间隙中，由于偏心的存在，转子对润滑油膜的扰动是激烈的，因此湍流程度大，采用湍流模型计算。其中连续性方程为：

()()()

=

?

?

?

?

?

?

?

?

+

?

?

+

?

?

+

?

?

z

w

y

v

x

u

t

ρ

ρ

ρ

ρ

式中：ρ是流体密度；t是时间；w

v

u，

，是速度；

假设润滑油在流动过程中，黏性力不随温度的变化，那么不压缩粘性流体的N-S方程简化为：

?

?

?

?

?

?

?

?

+

?

?

?

+

?

?

-

=

i

j

j

i

j

i

i

i

x

u

x

u

x

x

p

f

Dt

Du

μ

ρ

ρ

当润滑油的惯心力相对于黏性力不可忽略时，湍流就会发现，湍流是一个三维、非稳态且具有较大规模的复杂流动过程，对计算过程影响很大。考虑到湍流的剪切应力不可忽视，运用SST(Shear Stress Transport)模型，它可以精确预测流动的开始和负压梯度条件下的流动的分离量。SST最大优点在于它考虑到湍流的剪切应力，从而不会对涡流黏度造成过度预测。其中涡流的粘度方程为：

)

,

max(

2

1

1

SF

w

a

k

a

t

=

ν

式中：

2

F是一个混合函数，w是应变的一个估算，k 单位体积湍动能。

混合函数对模型起至关重要的重要，其公式对流体变量和到壁面距离有关，它的值可以表示为：

)

tanh(arg4

1

1

=

F

其中

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

?

'

=

2

2

2

1

4

,

500

,

max

min

arg

y

CD

k

w

y

wy

k

w

kw

σ

ρ

ν

β

??

?

?

?

?

?

?

?

=-10

2

10

0.1,

1

2

max w

k

w

CD

w

kwσ

ρ

()2

2

2

arg

tanh

=

F

?

?

?

?

?

?

'

=

w

y

wy

k

2

2

500

,

2

max

arg

ν

β

式中：y为到最近壁面的距离，ν为运动黏度，k代表k方程，w代表w方程。

3 圆柱轴承润滑油膜压力特性数值计算结果

不同的油膜厚度分别导入CFD软件中计算，进口压力为0.2Mp，出口设置为自然出口（opening），用SST湍流模型，选择热量方程（Thermal Energy）传热模型。计算采用先用一阶格式去得到初场，在用高阶格式继续计算，以便节约时间和获得精确的结果。高阶计算时收敛残差设置为1e-6，在模拟中1e-4的残差

可以获得比较稳定的分布图，1e-5是可以获得工业上接受的积分数量值，1e-6是非常精确的，只在科研上运动，残差设置高，求解时间增加。模拟结果如图2所示：

a)油膜厚度为0.02mm b)油膜厚度为0.03mm

a)Oil film thickness of 0.02 mm

b)Oil film thickness of 0.03 mm

c) 油膜厚度为0.04mm d) 油膜厚度为0.08mm

c)Oil film thickness of 0.04 mm d)Oil film thickness of 0.08 mm

图2 不同油膜厚度时的油膜压力特性

Fig.2 Pressure characteristics of different oil film thickness 油膜厚度不同，但进口的润滑油压力都是0.2Mp，

转子的转速都是3000r/min，油膜厚度增加时，可看出

负压区有着明显的不同。油膜厚度为0.02mm和

0.03mm，转子的和轴承之间可以形成稳定的油膜，保

证了转子旋转的稳定性。当油膜厚度为0.04mm和

0.08mm时，虽然能形成油膜，但是此时油膜开始变形，

很不稳定，当转受到外部激励时，就很难保证运行的

稳定性。

油膜厚度增加时，负压区的区域基本是不变的，

都是在最小油膜厚度的左边，但负压区的压力梯度明

显的减小。油膜厚度分别为0.02mm、0.03mm、0.04mm、

0.08mm时，负压区最小值分为-73kpa、-33kpa、-21kpa、

-4.3kpa。厚度达到0.08mm，负压区很小，压力梯度小，

油膜能传递给转子的力也很小。当油膜厚度变大，间

隙大，漏油多，负压区区域变小，油膜正压区的压力

梯度小也随之减小，为转子提供的压力也减小。油膜

压力分布如图2所示。

-50050100150200250300350400

-100000

-50000

50000

100000

150000

油

膜

压

力

/

p

a

圆周角度/°

最小油膜厚度为0.02mm

最小油膜厚度为0.03mm

最小油膜厚度为0.04mm

最小油膜厚度为0.08mm

进油口

负压区

图3 不同油膜厚度压力曲线图

Fig.3 Pressure curve of different oil film thickness

4 油膜厚度对转子稳定性的影响分析

汽轮机转子的稳定性是指汽轮机转子受到微小扰动后保持恢复原来状态的能力或属性。转子运行的前提是它可以得到稳定性的保证，但是转子运动状态是收到外界扰动干扰的，只有转子运行的稳定，才能保证整个系统运行的稳定性，这就需要转子要有较强的抗干扰和抗外界激励的能力。在研究汽轮机转子稳定性时，油膜厚度对转子稳定性起着关键性的作用。

在汽轮机运行中，存在最佳的油膜厚度，油膜小，油膜提供给转子的压力大，容易产生油膜震荡和振动发生。根据机械设计手册对汽轮机滑动轴承的设计，可以得到实际中宽径比0.8、偏心率为0.5％、转子转速为3000r/min的压力供油的径向轴承，它最佳最小油膜厚度为0.03mm[2]。此时的油膜厚度对转子运行是最可靠的，抗外界干扰能力也是最强的。当转子受到外部激励时，如转子负荷加大，振动等因素，可能厚度减小，但此时油膜力大，且油膜也稳定，不偏离中心，比较容易恢复到原来的状态，不会造成轴颈对轴承的摩擦，而引起更大的振动，从而保证转子运行的稳定性。当外界负荷减小时，油膜厚度增加，提供的油膜力减小，也容易时转子稳定的运行，但如果油膜太厚，负荷减小，就很容易使油膜不稳定，发生失稳，产生摩擦。对于轴瓦磨损严重的地方是承载压力的油楔，所以轴瓦磨损严重是形成油楔的那一半。温度分布如图4所示。

图4 轴瓦温度分布

Fig.4 Bearings temperature distribution

汽轮机机组启机时，要合理控制好油膜的厚度，特别是升速度过程和并网时候，要很好的处理油膜厚度，可以避免振动和油膜震荡，保证转子和机组运行的稳定性。平常处理和观察汽轮机轴承厚度有一定的必要性，可有效和防范机组的振动，油膜震荡和失稳。从模拟中也能看出，最小油膜厚度为0.03mm时，压力油膜基本是椭圆形状，处在轴承中心，向外平行扩散，油膜比其他情况更加的稳定，抵抗外界扰动能力是最强，也就是转子和机组稳定性是最好的。

运用N-S方程计算的结果与Reynolds方程计算结果还是有些区别。本文N-S方程计算结果与文献4Reynolds方程非线性计算结果进行比较。在N-S方程计算的结果上，截取轴承圆周中心和1/3处的油膜压力分布，读取它们的压力与文献[4]计算比较。可以看出由于进油口的存在，它压力始终影响着油膜的整个过程，在油膜压力处于1/2处时，最大压力应该是接近0.2Mpa，显然Reynolds方程理论计算忽略了这一点，如图5所示。Reynolds方程计算油膜的最大压力是0.05Mp左右，显然是不对的。在有压力进油口的影响下，整体的油膜压力高于Reynolds方程计算的压力。而实际上也应该是这样。在对转子稳定性分析时，油口是不可忽略的，或者说滑动轴承供油槽的形式影响油膜压力的分布，从而影响转子的稳定性。

N-S方程计算的正压区与负压区之间的压力梯度基本等于Reynolds方程计算的压力梯度，也就是它们都反映油膜能提供给转子的压力，而且它们数值也是一样的。在不同圆周角度110°、95、65°上读取切向油膜压力如图6所示，越靠近进油口，压力变化越大，正压区和负压区交界处有不变的压力0pa，在，轴颈的轴向分布成抛物线分布的形式。轴承瓦块中间部分受力大。从图4和图6中可以看出，当转子不稳定发生时，最容易磨损的地方是油楔。所以实际转子运行中确定合理的油膜厚度是很有必要，防止轴瓦受损，影响转子和机组的稳定性。

-50050100150200250300350400 -50000

50000

100000

150000

200000

油

膜

压

力

/

p

a

圆周角度/°

1/3处模拟圆周压力分布

1/2处模拟圆周压力分布

1/2处理论圆周压力分布

图5 理论与实际比较

Fig.5 Theory and practical comparison

-0.010

-0.005

0.000

0.005

0.010

10000

20000

30000

40000

50000

油膜压力/p a

长度/mm

圆周角度处于110° 圆周角度处于95° 圆周角度处于65°

图6 不同圆周角度切向压力分布 Fig.6 Tangential stress distribution of different Angle circular

5 结论

在汽轮机转子运行过程中，存在最佳的油膜厚度，

油膜形成的压力供转子稳定的旋转，油膜厚度大小对转子稳定性有着显著的影响。基于N-S 方程计算克服很多Reynolds 方程理论计算的弊端，更加准确提供油膜实际状况。数值计算结果表明：（1）油膜越薄，油膜正压力区从油膜破裂到负压区的压力梯度大，从而油膜就更能承受轴颈的压力。但如果轴颈给油膜的压力不足时，油膜提供的压力大于轴颈对油膜的压力，就容易产生半速涡动和油膜震荡。（2）油膜厚度增加，压力梯度减小，油膜能承受的轴颈压力降低，造成旋转机械的振动和摩擦。在实际旋转机械启停和运行中，确定合理的油膜厚度是很必要的。

参考文献

[1] 吴超．三维油膜动特性试验研究[J]．轴承，2005，( 10)： 35-37．

[2] 杨金福．流体动力润滑及轴承转子系统的稳定性研究[D]． （博士学位论文）．河北：华北电力大学．2006．

Yang Jinfu.Study on Stability of fluid dynamic lubricates and bearing rotor system[D]. (Doctoral Dissertation ). Hebei:North China Electric Power University .2006. [3] 杨金福，杨昆，付忠广，等．滑动轴承非线性动态油膜力的 解析模型研究[J]．润滑与密封，2007，32( 9)：68－72． Yang Jinfu,YangKun,Fu Zhongguang,etal.Research on

Analytical Model of Sliding Bearing Nonlinear Dynamic 0il

film Force[J]. Lubrication Engineering, 2007, 32( 9): 68- 72. [4] 涂林，李多民，段滋华．基于Fluent 的动压径向轴承油

膜力场模拟研究[J]．润滑与密封，2011，36( 4)：82－86． Tu Lin,Li Duomin,Duan Zihua.Pressure Field Numerical Simulation of Hydrodynamic Bearing Based on Fluent[J]. Lubrication Engineering,2011,36(4):82-86.

[5] 高庆水，杨建刚．基于CFD 方法的液体动压滑动轴承动 特性研究[J]．润滑与密封，2000，33( 9)：65- 67． Gao Qingshui,Yang Jiangang.Research on the Dynamic Characteristics of Hydrodynamical Journal Bearing Based on CFD Analysis[J].Lubrication Engineering,2008, 33( 9): 65- 67

[6] 张旭，李智，杨建刚，等．基于CFD 方法的滑动轴承实际 油膜特性[J]．液压与气动，2011，（4）：97 － 99． ZhangXu,Li Zhi,Yang Jiangang,etal.Research on the pressure distribution of oil film in journal bearing based on CFD analysis[J].Lubrication Engineering,2011,(4):97-99.

[7] 陆颂元．汽轮机发电机组振动[M]．北京：电力工业出版社． 2000．

[8] 机械设计编委会．机械设计手册[M]．北京：机械工业出版 社．2007．

Wu Chao.The Experimental Study of Dynamic Characteristics Of Three-Dimension Oil Film[J].Bearing.2005,(10):35-37

论文编号：063

油膜+滚动轴承

油膜轴承的基础知识 一、什么是油膜轴承？ 油膜轴承是液体摩擦轴承的一种形式；按润滑系统供油压力的高低可分为静压轴承、静—动压轴承、动压轴承，通常习惯称动压轴承为油膜轴承。油膜轴承由锥套、衬套、滚动止推轴承、回转密封、轴端锁紧装置等部分组成；或者说是轧辊一端所安装的全 部零、部件的统称。 油膜轴承（动压轴承）是一种流体动力润滑的闭式滑动轴承。在轴承工作时，带锥形 内孔的锥套（锥度约1：5的锥形内孔与轧辊相联接）与轴承衬套（固定在轴承座内）工作面之间形成油楔（即收敛的楔形间隙）；当轧辊旋转时，锥套的工作面将具有一 定粘度的润滑油带入油楔，润滑油产生动压力；当沿接触区域的动压力之和与轴承上 的径向载荷相平衡时，锥形轴套与轴承衬套被一层极薄的动压油膜隔开，轴承在液体 摩擦状态下工作。动压轴承的压力分布是不均匀的，而且，由于相对间隙、滑动速度、润滑油粘度及锥、衬套的表面变形等不同而不同，其峰值压力区越小（即压力分布尖锐）承载能力就越低。美国的摩根工程公司研制的Morgoil油膜轴承是其技术发展的典型代表，太原重工则是国内制造大型油膜轴承的唯一生产厂家。 二、油膜轴承形成的机理 动压轴承油膜的形成与轴套表面的线速度、油的粘度、间隙、径向载荷等外界条件有 密切关系。可用雷诺方程描述： —油的绝对粘度 —轴套表面的线速度 ★动压轴承（油膜轴承）保持液体摩擦的条件： 1、楔形间隙、即h-hmin≠常数 2、足够的旋转速度v 3、合适的间隙

4、足够的粘度、适当的纯净润滑油 5、轴套外表面和轴承衬的内表面应有足够的精度和光洁度 在可逆式中厚板轧机上能否使用油膜轴承，在最大载荷的前提下取决于最低的咬入速 度和轧制节奏；中厚板轧机的油膜轴承使用的均为高粘度的润滑油，油膜的消失滞后 于轧机的制动，只要轧机可逆运转的间隔时间小于油膜消失的时间，油膜轴承就能满 足使用。 三、油膜轴承的发展 二十世纪三十年代美国摩根工程公司首先把油膜轴承应用于轧机上至今，油膜轴承的 技术已发生了巨大的进步。 1、结构上的改变 A、油膜轴承锥套与轧辊的联接，从最初的承载区的键联接发展到今天的承载区无键联接，消除了锥套在键联接处受力的作用产生变形而导致的板厚呈周期性的波动； B、油膜轴承的轴向锁紧装置由机械锁紧发展到液压锁紧，极大的方便了油膜轴承的拆装，减轻了装配的劳动强度； C、油膜轴承的轴向定位方式，由止推法兰演变到单端止推轴承加轴向拉杆的方式，再发展到目前的双端止推轴承的结构形式，有效地控制了辊的轴向窜动，改善了密封效果。 注：采用滚动轴承止推的注意事项：滚动轴承的外座圈与轴承箱之间要有足够的间隙，保证在油膜厚度（或者说偏心率）变化的任何时刻，在径向自由移动不承受径向力； 单独的供油系统，根据轧制速度供给充足的润滑油。 D、环保型的巴氏合金的开发、使用极大地改善了材料的蠕变性能，使衬套的寿命更长。 E、锥套结构尺寸的改变提高了油膜轴承的承载能力（即承载区的有键连接发展到无键连接）。 2、密封结构型式的进步 油膜轴承密封的作用，其一，防止油膜轴承的润滑油外泄，其二是避免轧辊冷却水、 润滑乳化液及氧化铁皮等进入到润滑系统中，污染润滑油导致润滑失效；任何形式的 接触密封随着服役期的延长，其密封效果都将下降，直至失效；油膜轴承的密封式消 耗件。当今油膜轴承普遍使用的密封是DF密封，摩根油膜轴承在DF密封的基础上又开发出新一代的HD密封加挡水板的组合结构。

滑动轴承计算

滑动轴承计算

第十七章滑动轴承 基本要求及重点、难点 滑动轴承的结构、类型、特点及轴瓦材料与结构。非液体摩擦轴承的计算。液体动压形成原理及基本方程，液体动压径向滑动轴承的计算要点。多油楔动压轴承简介。润滑剂与润滑装置。 基本要求: 1) 了解滑动轴承的类型、特点及其应用。 2) 掌握各类滑动轴承的结构特点。 3) 了解对轴瓦材料的基本要求和常用轴瓦材料，了解轴瓦结构。 4) 掌握非液体摩擦轴承的设计计算准则及其物理意义。 5) 掌握液体动压润滑的基本概念、基本方程和油楔承载机理。 6) 了解液体摩擦动压径向润滑轴承的计算要点（工作过程、压力曲线及需要进行哪些计算）。 7) 了解多油楔轴承等其他动压轴承的工作原理、特点及应用。 8) 了解滑动轴承采用的润滑剂与润滑装置。 重点： 1) 轴瓦材料及其应用。 2) 非液体摩擦滑动轴承的设计准则与方法。

3) 液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件。 难点： 液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑 的必要条件。 主要内容： 一：非液体润滑轴承的设计计算。 二：形成动压油膜的必要条件。 三：流体动压向心滑动轴承的设计计算方法，参数选择 §17-1概述： 滑动轴承是支撑轴承的零件或部件，轴颈与轴瓦面接触，属滑动摩擦。 一 分类： 1. 按承载方向 径向轴承（向心轴承。普通轴承）只受. 推力轴承： 只受 组合轴承： ,. 2. 按润滑状态 液体润滑： 摩擦表面被一流 体膜分开（1.5—2.0以上）表面间 摩擦为液体分子间的摩擦 。例如汽轮机的主轴。 r F a F a F r F m

非液体润滑：处于边界摩擦及混 合摩擦状态下工 作的轴承为非液 体润滑轴承。 关于摩擦干：不加任何润滑剂。 边界：表面被吸附的边界膜隔开，摩 擦性质不取决于流体粘度，与 边界膜的表面的吸附性质有 关。 液体：表面被液体隔开,摩擦性质取 决于流体内分子间粘性阻力。 混合：处于上述的混合状态. 相应的润滑状态称边界、液 体、混合、润滑。 3.液体润滑按流体膜形成原理分：

轴承分类型号及尺寸

一滚动轴承 1、滚动轴承的结构、分类及特点 结构 滚动轴承（以下简称轴承）一般由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。（如图） 内圈与外圈之间装有若干个滚动体，由保持架使其保持一定的间隔避免相互接触和碰撞，从而进行圆滑的滚动。 轴承按照滚动体的列数，可以分为单列、双列和多列。 1）、内圈、外圈 内圈、外圈上滚动体滚动的部分称作滚道面。球轴承套圈的滚道面又称作沟道。 一般来说，内圈的内径、外圈的外径在安装时分别与轴和外壳有适当的配合。 推力轴承的内圈、外圈分别称作轴圈和座圈。 2）、滚动体 滚动体分为球和滚子两大类，滚子根据其形状又分为圆柱滚子、圆锥滚子、球面滚子和滚针。 3）、保持架 保持架将滚动体部分包围，使其在圆周方向保持一定的间隔。 保持架按工艺不同可分为冲压保持架、车制保持架、成形保持架和销式保持架。 按照材料不同可分为钢保持架、铜保持架、尼龙保持架及酚醛树脂保持架。 分类 轴承受负荷时作用于滚动面与滚动体之间的负荷方向与垂直于轴承中心线的平面内所形成的角度称作接触角，接触角小于45°主要承受径向负荷称为向心轴承，在45°~90°之间主要承受轴向负荷称为推力轴承，根据接触角和滚动体的不同，通用轴承分类如下： 深沟球轴承（单、双列） 向心球轴承角接触球轴承（单、双列） 四点接触球轴承 调心球轴承 向 心圆柱滚子轴承（单、双、四列） 轴向心滚子轴承圆锥滚子轴承（单、双、四列）滚承滚针轴承（单、双列） 动调心滚子轴承 轴 承推力球轴承推力球轴承（单、双列） 推力角接触球轴承（单、双向） 推 力推力圆柱滚子轴承 轴推力滚子轴承推力圆锥滚子轴承 承推力滚针轴承 推力调心滚子轴承 特点 1.3.1滚动轴承的优点 滚动轴承虽有许多类型和品种，并拥有各自固定的特征，但是，它们与滑动轴承相比较，却具有下述共同的优点： （1）、起动摩擦系数小，与动摩擦系数之差少。 （2）、国际性标准和规格统一，容易得到有互换性的产品。

液体动力润滑径向滑动轴承设计计算

液体动力润滑径向滑动轴承设计计算 流体动力润滑的楔效应承载机理已在第四章作过简要说明，本章将讨论流体动力润滑理论的基本方程（即雷诺方程）及其在液体动力润滑径向滑动轴承设计计算中的应用。 （一）流体动力润滑的基本方程 流体动力润滑理论的基本方程是流体膜压力分布的微分方程。它是从粘性流体动力学的基本方程出发，作了一些假设条件后得出的。 假设条件：流体为牛顿流体；流体膜中流体的流动是层流；忽略压力对流体粘度的影响；略去惯性力及重力的影响；认为流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向不变。 图12－12中，两平板被润滑油隔开，设板A 沿x 轴方向以速度v 移动；另一板B 为静止。再假定油在两平板间沿 z 轴方向没有流动(可视此运动副在z 轴方向的尺寸为无限大)。现从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析。 作用在此微单元体右面和左面的压力分别为p 及p p dx x ??? +???? ?， 作用在单元体上、下两面的切应力分别为τ及dy y τ τ???+????? 。根据x 方向的平衡条件,得： 整理后得 根据牛顿流体摩擦定律,得 ，代入上式得 该式表示了压力沿x 轴方向的变化与速度沿y 轴方向的变化关系。 下面进一步介绍流体动力润滑理论的基本方程。 1．油层的速度分布 将上式改写成 （a）

对y 积分后得 （c） 根据边界条件决定积分常数C1及C2: 当y=0时,v= V；y=h(h为相应于所取单元体处的油膜厚度)时,v=0,则得： 代入（c）式后,即得 （d） 由上可见,v由两部分组成：式中前一项表示速度呈线性分布，这是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这是由油流沿x方向的变化所产生的压力流所引起的。 2、润滑油流量 当无侧漏时,润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为： 将式(d)代入式(e)并积分后,得 （f） 设在 p=p max处的油膜厚度为h0(即时 当润滑油连续流动时,各截面的流量相等,由此得 ： 整理后得 该式为一维雷诺方程。它是计算流体动力润滑滑动轴承(简称流体动压轴承)的基本方程。可以看出,油膜压力的变化与润滑油的粘度、表面滑动速度和油膜厚度及其变化有关。经积分后可求出油膜的承载能力。由雷诺方程及图示的压力分布也可以看出,在h>h0段,速 度分布曲线呈凹形，，即压力沿x方向逐渐增大；而在h

各类轴承型号尺寸

各类轴承大全 一、圆锥滚子轴承主要承受以径向为主的径、轴向联合载荷。轴承承载能力取决于外圈的滚道角度，角度越大承载能力越大。该类轴承属分离型轴承，根据轴承中滚动体的列数分为单列、双列和四列圆锥滚子轴承。单列圆锥滚子轴承游隙需用户在安装时调整；双列和四列圆锥滚子轴承游隙已 在产品出厂时依据用户要求给定，不须用户调整。 圆锥滚子轴承有圆锥形内圈和外圈滚道，圆锥滚子排列在两者之间。所有圆锥表面的投影线都在轴承轴线的同一点相聚。这种设计使圆锥滚子轴承特别适合承受复合（径向与轴向）负荷。轴承的轴向负荷能力大部分是由接触角α决定的；α角度越大，轴向负荷能力就越高。角度大小用计算系数e来表示；e值越大，接触角度越大，轴承承受轴向负荷的适用性就越大。 圆锥滚子轴承通常是分离型的，即由带滚子与保持架组件的内圈组成的圆锥内圈组件可以与圆锥外圈（外 圈）分开安装。 单列圆锥滚子轴承 此种轴承只能限制轴或外壳的一个方向的轴向位移，承受一个方向的轴向载荷。当轴承承受径向负荷时，将会产生一个轴向分力，所以常需要用另一个可承受反方向轴向力的轴承来加以平衡。 双列圆锥滚子轴承 此种轴承在承受径向负荷的同时可承受双向轴向负荷。可在轴承的轴向游隙范围内限制轴或外壳的双向轴向位移。该种轴承一般用于中、低转速场合。我公司还可为用户提供特殊轴向游隙的圆锥滚子轴承。 四列圆锥滚子轴承 此种轴承的性能与双列圆锥滚子轴承基本相同，但比双列圆锥滚子轴承承受的载荷更大，极限转速稍低， 主要用于重型机械，如轧钢机等。

圆锥滚子轴承型号:

一、深沟球轴承是最常用的滚动轴承。它结构简单，使用方便。主要用来承受径向载荷，但当增大轴承径向游隙时，具有一定角接触球轴承的性能，可以承受径、轴向联合载荷。在转速较高又不宜采用推力球轴承时，也可用来承受纯轴向载荷。与尺寸相同的其它类型轴承比较，此类轴承摩擦系数小，极限转速高。但不耐冲击不适宜承受重载荷。 深沟球轴承装在轴上后，在轴承的轴向游隙范围内，可限制轴或外壳两个方向的轴向位移，因此可在双向作轴向定位。此外，该类轴承还具有一定的调心能力，当相对于外壳孔倾斜2′～10′时，仍能正常工作， 但对轴承寿命有一定影响。

汽轮机润滑油相关指标及讲解

汽轮机油指标： 美国航空航天工业联合会(AIA)1984年1月发布的NAS1638标准

倾点 倾点是用来衡量润滑油等低温流动性的常规指标，同一油品的倾点比凝点略高几度，过去常用凝点，国际通用倾点。 倾点或凝点偏高，油品的低温流动性就差。人们可以根据油品倾点的高低，考虑在低温条件下运输、储存、收发时应该采取的措施，也可以用来评估某些油品的低温使用性能。 但评估多级内燃机油、车辆齿轮油的低温性能时，应以低温动力粘度、边界泵送温度、成沟点为主要参数。 物理意义;倾点是反映油品低温流动性的好坏的参数之一，倾点越低，油品的低温流动性越好。 检测标准：GB/T3535-2006,该标准与ISO 3016-1994等效 燃料油倾点的定义 燃料油有一个技术指标叫做倾点[1]，单位是℃。一般来讲所谓的燃料油倾点就是指它能够流动的最低温度。 我们都知道，燃料油随着温度的降低，流动性会越来越差，甚至达到某一温度时它就会凝固而失去流动性。通常讲，燃料油在低温度下的流动性有两个影响因素：一个燃料油的粘度随温度下降会增高；另外一个是燃料油中原来呈液态的石蜡在温度下降到一定程度后会以固体的结晶形式出现。所以我们平时说的倾点有时也称之为“含蜡倾点”。根据定义描述我们可以看出，倾点越高，自然温度下该燃料油的流动性就越差。我们在实际中也可以通过添加适量的倾点下降剂来改善燃料油倾点。由于燃料油很多都是要经过长途运送才能达到目的地，所以说倾点也是非常重要的一个技术指标。

闪点 闪点是可燃性液体贮存、运输和使用的一个安全指标，同时也是可燃性液体的挥发性指标。闪点低的可燃性液体，挥发性高，容易着火，安全性较差。 石油产品，闪点在45℃以下的为易燃品，如汽油、煤油；闪点在45℃以上 的为可燃品，如柴油、润滑油。挥发性高的润滑油在工作过程中容易蒸发损失，严重时甚至引起润滑油粘度增大，影响润滑油的使用。 一般要求可燃性液体的闪点比使用温度高20～30℃，以保证使用安全和减 少挥发损失。 影响因素 闪点的高低，取决于可燃性液体的密度，液面的气压，或可燃性液体中是否混入轻质组分和轻质组分的含量多少。可燃性液体使用过程中若闪点突然降低，可能发生轻油混油事故或水解（对某些合成油而言），必须引起注意。 可燃液体的闪点随其浓度的变化而变化。 闪点的高低与油的分子组成及油面上压力有关，压力高，闪点高。 闪点是防止油发生火灾的一项重要指标。在敞口容器中，油的加热温度应低 于闪点10℃；在压力容器中加热则无此限制。 当可燃性液体液面上挥发出的燃气与空气的混合物浓度增大时，遇到明火可形成连续燃烧（持续时间不小于5秒）的最低温度称为燃点。燃点高于闪点。 从防火角度考虑，希望油的闪点、燃点高些，两者的差值大些。而从燃烧角度考虑，则希望闪点、燃点低些，两者的差值也尽量小些。 化合物闪点查询方式： 化工空间网可以按照名称、简称、CAS号查询化合物闪点。[1] 临界点 临界点是指石油产品在规定条件下，加热到它的蒸汽与火焰接触发生瞬间闪火时的最低温度。油品越轻，闪点越低。 当油面上油气与空气的混合物浓度增大时，遇到明火可形成连续燃烧（持续时间不小于5秒）的最低温度称为燃点。燃点高于闪点。 危险等级 油品的危险等级是根据闪点来划分的，闪点在45℃以下的叫易燃品；45℃ 以上的为可燃品。从闪点可判断油品组成的轻重，鉴定油品发生火灾的危险性。安全性质 闪点是表示石油产品蒸发倾向和安全性质的项目，闪点越高越安全。在储存 使用中禁止将油品加热到它的闪点，加热的最高温度，一般应低于闪点20~30℃。

滑动轴承习题与参考答案

习题与参考答案 一、选择题(从给出的A 、B 、C 、D 中选一个答案) 1 验算滑动轴承最小油膜厚度h min 的目的是 A 。 A. 确定轴承是否能获得液体润滑 B. 控制轴承的发热量 C. 计算轴承内部的摩擦阻力 D. 控制轴承的压强P 2 在题2图所示的下列几种情况下，可能形成流体动力润滑的有 B 、E 。 3 巴氏合金是用来制造 B 。 A. 单层金属轴瓦 B. 双层或多层金属轴瓦 C. 含油轴承轴瓦 D. 非金属轴瓦 4 在滑动轴承材料中， B 通常只用作双金属轴瓦的表层材料。 A. 铸铁 B. 巴氏合金 C. 铸造锡磷青铜 D. 铸造黄铜 5 液体润滑动压径向轴承的偏心距e 随 B 而减小。 A. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的增大 B. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的减少 C. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的减少 D. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的增大 6 不完全液体润滑滑动轴承，验算][pv pv ≤是为了防止轴承 B 。 A. 过度磨损 B. 过热产生胶合 C. 产生塑性变形 D. 发生疲劳点蚀 7 设计液体动力润滑径向滑动轴承时，若发现最小油膜厚度h min 不够大，在下列改进设计的措施中，最有效的是 A 。 A. 减少轴承的宽径比d l / B. 增加供油量 C. 减少相对间隙ψ D. 增大偏心率χ 8 在 B 情况下，滑动轴承润滑油的粘度不应选得较高。 A. 重载 B. 高速 C. 工作温度高 D. 承受变载荷或振动冲击载荷 9 温度升高时，润滑油的粘度 C 。 A. 随之升高 B. 保持不变 C. 随之降低 D. 可能升高也可能降低 10 动压润滑滑动轴承能建立油压的条件中，不必要的条件是 D 。 A. 轴颈和轴承间构成楔形间隙 B. 充分供应润滑油 C. 轴颈和轴承表面之间有相对滑动

滑动轴承油膜厚度计算

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.最小油膜厚度h min h min =C-e=C(1－ε)=r ψ(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h min 必须满足： h min /(R z1+R z2)≥2-3 ［1］ (2) 式中R z1、R z2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 ／（p ψ2 ）（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/m 2 ） 用来检验轴承能否实现液体润滑。 ε值可按下面简化式求解。 A ε2 +E ε+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t m 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： ) 5()(v K vBd Q c f p T S ψπψρψ += ? 式中 f —摩擦系数；c —润滑油的比热，通常取1680-2100 J/kg ℃；ρ—润滑油的密 度，通常取850-900kg/m 3；Q —耗油量(m 3 /s)，通常为承载区内流出的端泄量；K S —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] ［2］ （7） 求解，上式中的B ，d 的单位均为m ，p 的单位为N/m 2 ，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 t m =t 1+△T/2≤75℃ （8） 其中t 1为进油温度；t m 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

1润滑油的质量指标有哪几项

1润滑油的质量指标有哪几项？ 答：有：粘度、酸值、水溶性酸和碱、闪点、机械杂质、水分、液相锈蚀。其中粘度是一向最重要的润滑油指标。 2.转动机械运行中为什么要控制润滑油的温度？ 答：如果转动机械中润滑油的温度不断上升，一则会造成轴承温度的上升或超温；二则会因油温上升，而油的粘度降低，润滑条件恶化，因此，必须用冷却水间接冷却的方法或其他散热冷却的方法把润滑因液体磨檫所产生的热量连续不断的带走，控制润滑油的温度在规定范围内。3、转动设备的润滑原理是什么？ 答：在转动设备的轴承或齿轮箱中加入规定数量和质量的润滑油，当设备转动时，轴和轴承之间或齿与齿轮之间形成连续不断的油膜，“隔开”两个接触表面，用润滑油的液体磨檫代替轴和轴承之间的固体磨檫；大大的减少了固体磨檫而造成的轴承发热和磨损，保护设备的正常运行。 4、转动机械运行中为什么要控制润滑油的油位？ 答：润滑部位油箱油位过低，会造成甩油不足，油膜形成不好，润滑条件恶化，严重时轴承或齿轮会很快干磨损坏；如油位过高，则会造成散热不良，设备转动阻力增大，轴承发热或超温。因此，油箱油位应严格控制在所标油位线的中心处。 5、滚动轴承与滑动轴承各有那些特点？ 答：滚动轴承优点:摩檫系数小,消耗功率小,启动力矩小,易于密封,耗油少,能自动调整中心轴弯曲及装配误差。缺点：承受冲击载荷能力差，径向尺寸大，转动时噪音大。滑动轴承优点：轴径与轴瓦接触面积大，故承载能力强，径向尺寸小，精度高，抗冲击载荷能力强，在保证液体摩檫的前提下，可长期高转速下工作。 6、阀门按用途分那几类？ 答:（1）截止阀类包括闸阀、截止阀（球形阀） (2)调节阀类包括调节阀、节流阀、减压阀；按调节阀结构分柱形、针形和旋转阀。（3）逆止阀。（4）安全阀。7、离心泵由哪些主要的部件够成的？ 答：转动部分：轴、叶轮,轴套,油环,水封环、平衡联轴节。（2）静止部分：包括壳体、导叶、轴瓦。 8、泵的作用是什么？简述泵的分类？ 答：泵的作用输送液体并提高其能量。 按原理分为三大类：（1）叶片式：按其作用原理可分为，离心式、轴流式和混流式等（2）容积式。（3）喷射式。 9、水泵为什么要定期切换运行？ 答：水泵长期不运行，会由于介质的沉淀、浸湿等使泵件及管路、阀门生锈、腐蚀或被沉淀物及杂物堵塞（特别是进口滤网）、卡住。另外电动机长期不运行也易受潮，使绝缘性能降低。水泵经常切换可以使电动机线圈保持干燥，设备保持良好的备用状态。1．《中华人民共和国消防法》何时通过？何时施行？ 答：于1998年4月29日第九届全国人民代表大会常务委员会第二次会议通过；1998年9月1日起施行。2．消防工作的方针，原则是什么？ 答：方“预防为主，防消结合”原则“谁主管，谁负责” 3、简述集体锁上锁步骤 答：1）、用集体锁将所有隔离点上锁。2）、将集体锁的钥匙放在锁箱。3）、每个工作人员（包括设备所属单位和施工单位）用其个人锁将锁箱锁住。 4.公司十条禁令增加了哪四条？ 答：1）严禁隐瞒事故2）严禁酒后驾车3）严禁厂内吸烟；4）严禁未经授权拆除锁具和标签。 5、“QC”课题类型有哪四类？ 答：现场型、攻关型、管理型、服务型 6、宁夏石化推进杜邦安全管理理念的三个阶段？ 答：1安全管理评估2实施安全行动计划3建立安全长效管理机制。 7、公司1-6月份主题月的主题是什么？ 答：1月上锁挂签2月手部防护3红绿灯4机械伤害 5上下楼扶扶手；6驾乘车系挂安全带。 8、安全自主管理表现特征包含哪些要素？ 1领导承诺与有感领导2方针和原则3目标和指标4安全标准5激励机制6专业安全人员的职责7直线领导的安全职责8全管理组织9有效的双向沟通10人员变更管理11安全培训及表现12事故调查13安全审核14承包商的安全管理15应急准备与响应16工艺安全信息17工艺危害分析18技术变更管理19质量保证20启用前安全审查21机械完整性22设备变更管理 9、安全自主管理团队应满足那些条件？ 1、安全管理审核得分必须在800分以上； 2、达到安全自主管理团队行为要求； 要求包括但不限于：上下楼梯扶扶手不低于60%；过马路闯红灯不超过10%；驾乘车不系安全带不超过5%。 满足安全自主管理表现特征

油膜轴承变形和压力分析

第44卷　第3期　2009年3月 钢铁 Iron and Steel 　Vol.44,No.3 March 2009 油膜轴承变形和压力分析 Thomas E Simmons ,　Andrea Contarini ,　Nonino G ianni (达涅利油膜轴承公司) 摘　要:轧机油膜轴承最新试验结果表明,实测油膜厚度比计算机模型预测值大3～5倍。这意味着,油膜厚度增加是由于锥套和衬套变形的结果,这种变形会导致锥套和衬套压力场扩大,进而导致油膜厚度增加。如果油膜厚度真的比预想的高3～5倍,则不但可以充分利用轴承固有的安全系数,而且还可以提高轴承的最大运行负荷。为确认试验结果,DanOil 油膜轴承工程师构建了因液体动压场变化而导致的锥套变形模型,然后将这种变形用于复杂的计算机轴承模拟程序,来计算新的压力场。对压力场和锥套变形进行重复迭代计算,直到计算结果收敛为止。介绍了这一分析方法和计算结果。 关键词:油膜轴承;油膜厚度;压力场;变形 中图分类号:T H13313 文献标识码:A 文章编号:04492749X (2009)0320093204 Deflection and Pressure Analysis of Oil Film B earings Thomas E Simmons ,　Andrea Contarini ,　Nonino G ianni (Danieli DanOil ) Abstract :Recent tests on rolling mill oil film bearings have indicated that the oil film thickness is three to five times greater than predicted by computer models.It has been implied that the increase in oil film thickness is due to the deflection of the sleeve and bushing ,which would spread out the pressure field increasing the oil film thickness.I f the oil film thickness is three to five times greater than expected ,the maximum operating load can be increased tak 2ing advantage of the inherent safety factor in the bearing.To confirm the test results ,DanOil engineers modeled the sleeve deflection produced by the hydrodynamic pressure field and then used this deflection in a sophisticated bearing computer program to calculate the new pressure field.The iteration of the pressure field and deflection was contin 2ued until the model converged.The paper presents the method of analysis and the results.K ey w ords :oil film bearing ;oil film thickness ;pressure field ;deformation 联系人:苏宏蕾,女; E 2m ail :h 1su @china 1danieli 1com ; 修订日期:2008209219 油膜轴承广泛用于世界各地数以百计的板带轧机上。这种轴承可用在中板轧机、热轧机、冷轧机、平整机上等,使用寿命长,可实现无故障运行。轴承工作时,其表面覆盖一层薄薄的油膜,具有很小的摩擦力。这是轴承使用寿命长的原因。由于没有金属之间的直接接触,因此轴承几乎没有磨损。轧机上使用的油膜轴承由一个锥套(辊颈)和一个衬套(轴承)组成,如图1所示。 辊颈和轴承表面之间由一层油膜将其分隔开来,形成一小间隙,在载荷作用下,辊颈中心线和轴承中心线不会重合,但它们之间会存在一定的距离,这一距离称为偏心距e 。偏心距和滑动表面之间的相对运动,将建立起一个会聚楔;由于油膜内的粘性作用而形成一个压力场。正是这个压力场支撑着轴承的载荷,如图2所示。图中表示的是一个标准圆柱形滑动表面。 其中,x =R θ,u =R ω;R 为辊颈半径;C 为半径图1　支撑辊轴承 Fig 11　B ackup roll bearing

轴承内外直径与型号的算法

轴承内外直径与型号的算法 轴承内外直径与型号的算法 公称内径0.6~10，用公称内径毫米数直接表示，在其与尺寸系列代号之间用“/”分开。公称内径1~9，用公称内径毫米数直接表示，对深沟球轴承用角接触轴承7、8、9直径系列内径与尺寸系列代号之间用“/”分开。公称内径10、12、15、17，用00、01、02、03表示。公称内径20~480（22、28、32除外），用公称内径毫米除以5的商数，个位数左边加零。公称内径500及以上和22、28、32，用公称内径毫米数直接表示，在其与尺寸系列代号之间用“/”分开。 一般后缀00表示10mm01表示12mm02表示15mm 03表示17mm04表示20mm04以上都要乘于5的倍数 内径；在20mm(含20mm)用轴承型号后俩位数字乘以5.如6218 内径为18*5 90mm. 非标准内径小尺寸计算方法；内径参照型号最后一位数字，“/”后面数字为内径，如618/1内径为1mm,618/8 内径为8mm.其他微小型轴承内经尺寸具体型号参照样本书。内径在500mm以上（含500mm)内径计算方法：内径参照型号最后三位数字，型号“/”后面数字表示轴承内径如618/500MA 内径为500mm 617/710MA 内径为710mm 外径结合参考书查询.评论| 给力0不给力02012-04-20 13:31 gzhstar | 五级最快回答轴承内径一般为型号后两位*5不同种类的轴承外径不同 内径代号：一般情况下轴承内径用轴承内径代号（基本代号的后两位数）×5=内径(mm)，例：轴承6204的内径是04×5=20mm 。 常见特殊情况： 一. 当轴承内径小于10mm，直接用基本代号的最后一位表示轴承内径尺寸；例：轴承608Z，用基本代号‘608’的最后一位8作内径尺寸，轴承608Z的内径为8mm。以此类推627的内径为7mm，634的内径为4mm。 二. 轴承的内径不是5的倍数或者大于等于500mm，内径代号用斜杠‘/’隔开。另一种情况：有部分滚针轴承旧代号内径代号直接用‘/’隔开。这几种情况‘/’后边的几位数值为轴承内径尺寸。见下表示例： 三. 当轴承内径小于20mm轴承内径尺寸为(mm)10121517对应内径代号为00010203。 轴承型号619/1.562/2260/5003519/11207943/25内径尺寸(mm)1.522500112025以上是几种轴承内径常见的表示方法，国际上有些公司的代号都不尽相同；要以实际情况为准。具体要参考各种资料和各厂家样本。 类型代号：应记住常用的轴承代号：3,5,6,7,N五类，对应老代号为7，8，0，6，2类。详细请见本站首页产品分类. 外径系列代号：特轻(0,1),轻(2),中(3),重(4)宽度系列代号：一般正常宽度为“0”,通常不标注。但对圆锥滚子轴承(7类)和调心滚子轴承(3类)等类型不能省略“0”

高副接触弹流润滑条件下的油膜厚度分析

一高副接触弹流润滑条件下的油膜厚度分析 1 弹流润滑条件下的油膜厚度公式 1）线接触弹流润滑条件下的油膜厚度公式 线接触弹流润滑油膜厚度公式选用Dowson-Higginson 提出的油膜厚度公式【１】 ，其最小油膜 厚度公式为 13 .003.0'13 .043.07.0054.0min )(65.2w E L R u h ηα= （1-1） 式中，h min 为最小油膜厚度，m ；R 是综合曲率半径， 2 11 11R R R + =，其中R 1、R 2为两接触体在接触点处的曲率半径，m ；u 是接触点卷吸速度，2 2 1u u u += ，其中u 1、u 2为两接触体在接触点处的线速度，m/s ；η0是润滑油在大气压下的粘度，Pa ·s ，；α是粘压系数，m 2/N ；E '是综合弹 性模量，)11(2112 2 2 121'E E E μμ-+-=，其中，μ1、μ2为两接触体的泊松比，E 1、E 2为两接触体的 弹性模量，Pa ；L 是接触区域轴向长度，m ；w 是滚动体承受的载荷，N 。 从最小油膜厚度公式可以推导出中心油膜厚度公式为 13 .003.0'13 .043.07.0054.0)(53.3w E L R u h c ηα= （1-2） 最小油膜厚度公式的无量纲形式为 13 .07 .054.0min 65 .2W U G H =（1-3） 式中，min H 为无量纲最小油膜厚度，R h H /min min =；G 为无量纲材料参数，' E G α=；U 为无量纲速度参数，R E u U '0η= ；W 为无量纲载荷参数，RL E w W '= 。 从最小油膜厚度公式可以推导出中心油膜厚度公式的无量纲形式为 13 .07 .054.053.3W U G H c =（1-4） 2）点接触弹流润滑条件下的油膜厚度公式 点接触弹流润滑油膜厚度公式选用Hamrock-Dowson 提出的油膜厚度公式【2】 ，其最小油膜厚 度公式为 )1()(63.368.0073.0117.0'493.049.068.00min k e w E R u h ----=αη （1-5）

轧机油膜轴承油膜厚度的测量方法_赵春江

收稿日期:2006207208 基金项目:国家自然科学基金资助(50575155) 作者简介:赵春江(1975-),男,讲师,在读博士,研究方向:轧钢设备与轧机轴承。 第27卷　增刊太原科技大学学报Vol .272006年9月 JOURNAL OF T A I Y UAN UN I V ERSI TY OF SC I E NCE AND TECHNOLOGY Sep.2006 文章编号:167322057(2006)S0-0037-03 轧机油膜轴承油膜厚度的测量方法 赵春江 1,2 ,王建梅2,马立峰2,姚建斌2,王国强1,黄庆学 2 (11吉林大学,长春130025;21太原科技大学,太原030024) 摘　要:在对弹流膜厚测量方法总结的基础上,介绍了与轧机油膜轴承油膜厚度的测量相关的技术方法,重点的介绍了近期发展的光纤位移传感器方法和超声共振方法。通过比较分析,得出光纤位移传感器方法虽然测量精度高,外界依赖性小,但是其透光性要求极大的限制了在轧机油膜轴承上的应用,超声共振法具有对材料的穿透能力,研究其应用有较高的实用价值。 关键词:轧机油膜轴承;油膜厚度;测量中图分类号:TG333 文献标识码:A 1　测膜厚度的测量方法 1.1　电阻法 1947年英国的B rix 测量了滑动和滚动情况下接触处的 电压和电流的关系,获得了油膜电压与油膜厚度的关系曲线。1955年,Le wicki 在详细讨论了把电阻测量值与油膜厚度联系起来的可能性后指出,不能用电阻法准确的测量膜厚。原因是油膜的电阻随油膜厚度的变化量很小,所以电阻的大小来标定油膜的厚薄很难实现。放电现象常被误解为金属微观表面凸起互相接触时出现的低阻值现象,电阻值的偶然减小并不能反映油膜厚度的减小。分析结果经过了后人的实验验证。 电阻法的优点是电路简单,不需要昂贵的测试设备。但是由于其自身所固有的特点,只能在定性分析弹流润滑状态时是一种有效的测试方法。 1.2　放电电压法 Ca mer on 和Dys on 分别用放电电压法对弹流膜厚进行 了测量。结果表明润滑剂的纯洁度对放电电压影响较大,因此测量结果并不能定量的反映油膜厚度的大小。1.3　电容法 电容法测量膜厚始于1955年Le wicki 所做的实验研究。 Dys on 做了改进使该方法得到广泛的应用。国内外的相关研 究人员做了大量的测试与验证工作,表明该方法能够准确的测量出两接触表面之间的膜厚。这种方法的局限性在于对部分膜状态下失效,且要求润滑剂应该是非极性的。 1.4　电容分压器法 这种方法的原理是把润滑膜视为电阻和电容的并联,当润滑状态从部分过度到全膜时,该方法可测量润滑状态的转化过程。但是该方法需要载波和低通滤波、信号失真很大,因而测量数据的准确率不高。 1.5　阻容振荡法、时基电路法和多谐振荡法 1998年,张鹏顺和李曙光基于文氏振荡器的自激振荡 原理,提出弹流膜厚测试的阻容振荡法。在全膜状态下,通过测量振荡频率并借助于“频率-电容-膜厚”标定曲线可测出膜厚的大小。在部分膜状态下,可利用液形分析来确定非金属接触率。这种方法集中了电阻法和电容法的优点。既可用于全膜弹流测试又可用于部分膜弹流测试,现场测试实用性强。 该方法的缺点是标定曲线的制定复杂,分布电容难于

滑动轴承作业

滑动轴承 学号 一 选择题 1. 宽径比d B /是设计滑动轴承时首先要确定的重要参数之一，通常取 d B / 。 A. 1~10 B.0.1~1 C. 0.3~1.5 D. 3~5 2. 下列材料中 不能作为滑动轴承轴瓦或轴承衬的材料。 A. ZSnSb11Cu6 B. HT200 C. GCr15 D. ZCuPb30 3. 在非液体润滑滑动轴承中，限制p 值的主要目的是 。 A. 防止出现过大的摩擦阻力矩 B. 防止轴承衬材料发生塑性变形 C. 防止轴承衬材料过度磨损 D. 防止轴承衬材料因压力过大而过度发热 4. 不是静压滑动轴承的特点。 A. 起动力矩小 B. 对轴承材料要求高 C. 供油系统复杂 D. 高、低速运转性能均好 5. 设计液体动压径向滑动轴承时，若通过热平衡计算发现轴承温升过高，下列改进措施中，有效的是 。 A. 增大轴承宽径比 B. 减小供油量 C. 增大相对间隙 D. 换用粘度较高的油 6. 含油轴承是采用 制成的。 A. 塑料 B. 石墨 C 铜合金 D. 多孔质金属 7. 液体摩擦动压径向轴承的偏心距e 随 而减小。 A. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的增加 B. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的减少 C. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的减少 D. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的增加 8. 径向滑动轴承的直径增大1倍，长径比不变，载荷不变，则轴承的压强p 变为原来的 倍。 A. 2 B. 1／2 C. 1／4 D. 4 9. 液体动压径向滑动轴承在正常工作时，轴心位置1O 、轴承孔中心位置O 及轴承中的油压分布应如图12-1的 所示。

图12-1 A. (a) B. (b) C. (c) D. (d) 10. 动压液体摩擦径向滑动轴承设计中，为了减小温升，应在保证承载能力的前提下适当 。 A. 增大相对间隙ψ，增大宽径比d B B. 减小ψ，减小d B C. 增大ψ，减小d B D. 减小ψ，增大d B 11. 动压滑动轴承能建立油压的条件中，不必要的条件是 。 A. 轴颈和轴承间构成楔形间隙 B. 充分供应润滑油 C. 轴径和轴承表面之间有相对滑动 D. 润滑油温度不超过50C ο 12. 在 情况下，滑动轴承润滑油的黏度不应选得较高。 A. 重载 B. 工作温度高 C. 高速 13. 与滚动轴承相比较，下述各点中， 不能作为滑动轴承的优点。 A. 径向尺寸小 B. 启动容易 C. 运转平稳，噪声低 D. 可用于高速情况下 14. 滑动轴承轴瓦上的油沟不应开在 。 A. 油膜承载区 B. 油膜非承载区 C. 轴瓦剖面上 15. 计算滑动轴承的最小油膜厚度m in h ，其目的是 。 A. 验算轴承是否获得液体摩擦 B. 汁算轴承的部摩擦力 C. 计算轴承的耗油量 D. 计算轴承的发热量 16. 设计动压径向滑动轴承时，若轴承宽径比取得较大，则 。 A. 端泄流量大，承载能力低，温升高 B. 端泄流量大，承载能力低，温升低 C. 端泄流量小，承载能力高，温升低 D. 端泄流量小，承载能力高，温升高 17. 双向运转的液体润滑推力轴承中，止推盘工作面应做成题图12-2 所示的形状。

新油膜厚度在沥青混合料设计中的应用

新油膜厚度在沥青混合料设计中的应用 摘要：传统设计方法中，沥青混合料的沥青用量采用油膜厚度指标确定，但传统油膜的厚度与混合料的实际油膜厚度有误差。本文提出了新的油膜厚度指标，并进行沥青混合料的配合比设计，对该指标进行了试验检验。 关键词：油膜厚度、新油膜厚度、沥青混合料 1前言 确定沥青混合料中的最佳沥青用量是沥青混合料设计好坏的重要一环，如果沥青用量过大沥青混合料颜色黑亮，施工时易发生推移现象，同时其高温稳定性差。而沥青用量过小，沥青混合料颜色较暗，沥青混合料使用时易开裂老化，同时水稳定性差。传统的设计方法中沥青用量是用油膜厚度这个指标来衡量的，但是传统的油膜厚度的定义中[1]，油膜厚度的大小只和胶结材料的用量体积有关，与矿料的颗粒分布情况和混合料的压实情况无关，也就是说沥青混合料设计中，最佳沥青用量的确定不考虑混合料的空隙率和VMA。这种假设与混合料在压实过程中的情况有很大的差别，混合料在压实过程中矿料颗粒之间空隙逐渐减小，包裹矿料颗粒的沥青厚度也会受到影响。所以用油膜厚度来确定最佳沥青用量误差较大，本文针对这种情况，采用新沥青油膜厚度对沥青混合料进行设计。 2 新油膜的概念 新油膜厚度t的定义为沥青混合料矿料的表面穿过油膜到空气的最短距离。并且假设所有矿料颗粒的新油膜是均匀的薄壳，这个薄壳就被称为“新油膜”。 传统油膜在进行建模时假设矿料包裹上油膜厚[2]，矿料之间不发生接触，这样的话，每个矿料所包裹的油膜其厚度必然会相同，如矿料的粒径就没有关系了。但实际上沥青混合料的矿料颗粒并不是相互独立互补接触的状态，在沥青混合料的搅拌、运输、摊铺、压实的过程中，时刻在接触，这时，一定会出现两个矿料颗粒间的距离小于最佳油膜厚度的情况，也就是说矿料的油膜出现了重叠部分。 这种情况下，在按照传统油膜的模型就会有误差了[3]，实际中的矿料油膜会相互接触的，矿料油膜厚度包括有效厚度和小于油膜厚度。为了避免计算时颗粒粒径太小，表面积计算值过大的情况，对沥青混合料矿料的最小粒径进行限制，因为纯沥青中最大的颗粒约为0.2μm，因此考虑集料的最小尺寸为0.2μm是有意义的。 3 油膜和新油膜区别计算示例 为了对比分析传统油膜和新油膜厚度的区别，现以某沥青路面混合料设计为例进行说明。该道路采用沥青AC-16作为道路上面层。其设计级配如表3-1所示。