流體動(dòng)壓潤(rùn)滑條件下滑動(dòng)軸承的優(yōu)化分析

1、聊城大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 題 目 流體動(dòng)壓潤(rùn)滑條件下滑動(dòng) 軸承的優(yōu)化分析 專 業(yè) 汽車(chē)服務(wù)工程 作者姓名 李洋洋 學(xué) 號(hào) 2011206004 單 位 機(jī)械與汽車(chē)工程學(xué)院 指導(dǎo)教師 杜 娟 2015年5月 教務(wù)處編 原創(chuàng)性聲明本人鄭重聲明：所提交的學(xué)位論文是本人在導(dǎo)師指導(dǎo)下，獨(dú)立進(jìn)行研究取得的成果。除文中已經(jīng)引用的內(nèi)容外，論文中不包含其他人已經(jīng)發(fā)表或撰寫(xiě)過(guò)的研究成果，也不包含為獲得聊城大學(xué)或其他教育機(jī)構(gòu)的學(xué)位證書(shū)而使用過(guò)的材料。對(duì)本文的研究作出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體，均在文中以明確的方式表明。本人承擔(dān)本聲明的相應(yīng)責(zé)任。學(xué)位論文作者簽名： 日期： 指 導(dǎo) 教 師 簽 名: 日期： 摘要就

2、當(dāng)今的汽車(chē)而言，大約有80%的機(jī)械部件的損壞來(lái)自于磨損。機(jī)械系統(tǒng)中摩擦能夠得到相關(guān)的優(yōu)化，更能夠提高機(jī)械性能，延長(zhǎng)其使用壽命。然而傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)滑動(dòng)軸承用非定常流體設(shè)計(jì)，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)滑動(dòng)軸承耐磨性能并沒(méi)有真正的進(jìn)行定性分析，缺乏一定的說(shuō)服力。 本文首先介紹了滑動(dòng)軸承的相關(guān)知識(shí)，然后對(duì)流體動(dòng)壓潤(rùn)滑進(jìn)行詳細(xì)說(shuō)明并建立了流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的計(jì)算模型，然后以發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承為例，分析軸承在不同轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度、潤(rùn)滑油溫升，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)速過(guò)高時(shí)，油膜厚度過(guò)小且溫升過(guò)高，導(dǎo)致滑動(dòng)軸承不能處于良好的潤(rùn)滑狀態(tài)，分析該現(xiàn)象的原因并提出相關(guān)改進(jìn)方案：增粗軸頸、加寬軸承。然后分別根據(jù)兩種改進(jìn)方案在不同轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度、潤(rùn)滑油溫升

3、兩個(gè)角度分析改進(jìn)措施的優(yōu)劣性。關(guān)鍵詞：流體動(dòng)力潤(rùn)滑；轉(zhuǎn)速；最小油膜厚度；溫升AbstractIn terms of today's cars, and about 80% of the damage of the mechanical components from wear and tear. Mechanical friction in the system can get related optimization, more can improve the mechanical properties, extend its service life. However, the t

4、raditional engine bearing design with unsteady flow for engine bearing wear resistance and no real qualitative analysis, the lack of certain powers of persuasion. This paper first introduces the sliding bearing of the related knowledge, and elaborate on the hydrodynamic pressure lubrication and the

5、calculation of hydrodynamic pressure lubrication model is established, and then to launch a main bearing as an example, analysis of the bearing under different rotational speed, the minimum oil film thickness, oil temperature rise, found at high speed, the temperature rise of the oil film thickness

6、is too small and too high, lead to sliding bearing can't in good lubrication condition, analyses the reason of this phenomenon and put forward relevant improvement plan: enlargement of journal, widen the bearing. Then respectively according to the two kinds of improved scheme under different rot

7、ational speed, the minimum oil film thickness, oil temperature rise two Angle analysis of superiority and inferiority of some improvement measures. Keywords: hydrodynamic lubrication; Speed; Minimum oil film thickness; Temperature risei目錄前言II1.軸承設(shè)計(jì)計(jì)算所涉及到的基礎(chǔ)知識(shí)11.1 滑動(dòng)軸承11.2牛頓粘性定律21.3.表面粗糙度31.3.1表面粗糙度定

8、義31.3.2 表面粗糙度對(duì)零件的影響32.流體動(dòng)壓潤(rùn)滑42.1流體動(dòng)壓潤(rùn)滑基本理論42.2流體動(dòng)力潤(rùn)滑的基本方程52.2.1油層速度的分布52.2.2潤(rùn)滑油流量63.發(fā)動(dòng)機(jī)滑動(dòng)軸承的流體潤(rùn)滑設(shè)計(jì)83.1建立彈性流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的計(jì)算模型8 3.1.1建立動(dòng)壓潤(rùn)滑模型8 3.1.2相關(guān)參數(shù)選擇83.2動(dòng)壓潤(rùn)滑設(shè)計(jì)9 3.2.1油膜承載能力的計(jì)算9 3.2.2最小油膜厚度的計(jì)算10 3.2.3軸承熱平衡計(jì)算114.發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承流體潤(rùn)滑計(jì)算與結(jié)果分析124.1流體潤(rùn)滑計(jì)算124.2流體潤(rùn)滑計(jì)算結(jié)果分析155.發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承耐磨性改進(jìn)方案165.1增大軸頸直徑16 5.1.1最小油膜厚度分析改進(jìn)方案16

9、5.1.2潤(rùn)滑油溫升分析改進(jìn)方案175.2增大軸承寬度17 5.2.1最小油膜厚度分析改進(jìn)方案17 5.2.2潤(rùn)滑油溫升分析改進(jìn)方案18結(jié)論19參考文獻(xiàn)20致謝21I流體動(dòng)壓潤(rùn)滑條件下滑動(dòng)軸承的耐磨性 優(yōu)化分析前言滑動(dòng)軸承是機(jī)械系統(tǒng)中常見(jiàn)的裝置之一，也是生產(chǎn)過(guò)程中不可或缺的原件。提高滑動(dòng)軸承的耐磨性，延長(zhǎng)其使用壽命，無(wú)論是站在經(jīng)濟(jì)性還是安全性的角度上都有極其重要的意義。然而傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)滑動(dòng)軸承用非定常流體設(shè)計(jì)，對(duì)于邊界摩擦只是簡(jiǎn)單的經(jīng)驗(yàn)試驗(yàn)結(jié)論并沒(méi)有真正的進(jìn)行定性分析，缺乏一定的說(shuō)服力。近年來(lái)，人們成功的結(jié)合了雷諾茲潤(rùn)滑理論和赫茲接觸理論，建立了彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論，并且這一理論的應(yīng)用已經(jīng)能夠處

10、理各種潤(rùn)滑問(wèn)題。本文就是站在這樣一個(gè)角度上面，以發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承為例，借用流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的基本理論、基本方程，建立流體動(dòng)壓潤(rùn)滑模型，通過(guò)對(duì)不同參數(shù)的選擇，計(jì)算軸承的最小油膜厚度、潤(rùn)滑油溫升，找到影響軸承摩擦的影響因素，從而從理論上，提高滑動(dòng)軸承的耐磨性，達(dá)到減小摩擦、延長(zhǎng)壽命的目的。本篇論文由于是對(duì)滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算和相關(guān)性分析，其中就牽涉到滑動(dòng)軸承的相關(guān)知識(shí)，滑動(dòng)軸承承載能力的計(jì)算，重點(diǎn)就在于能夠有效的建立滑動(dòng)軸承的流體動(dòng)壓潤(rùn)滑模型，根據(jù)不同轉(zhuǎn)速分析軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)，并提出相關(guān)改進(jìn)方案，然后再對(duì)改進(jìn)方案進(jìn)行分析論證，說(shuō)明方案對(duì)軸承耐磨性能的優(yōu)劣性。1.軸承設(shè)計(jì)計(jì)算所涉及到的基礎(chǔ)知識(shí)1.1 滑動(dòng)軸承在

11、實(shí)際的生產(chǎn)過(guò)程中，軸承可以根據(jù)摩擦性質(zhì)的不同包括滑動(dòng)軸承和滾動(dòng)軸承兩大類。軸承無(wú)論是在機(jī)械還是在車(chē)輛，醫(yī)療等方面，都有其巨大的用途。因?yàn)闈L動(dòng)軸承的摩擦系數(shù)和氣動(dòng)阻力都較滑動(dòng)軸承小，而且已經(jīng)被標(biāo)準(zhǔn)化，所以在選擇、潤(rùn)滑、日常維護(hù)都很便利，因此被普遍應(yīng)用在一般的機(jī)械中。然而滑動(dòng)軸承有不同于滾動(dòng)軸承的工作場(chǎng)合，如在工作轉(zhuǎn)速特高、特大沖擊與振動(dòng)，徑向空間尺寸受到限制或者必須部分安裝等場(chǎng)合。故滑動(dòng)軸承在軋鋼機(jī)，汽輪機(jī)，內(nèi)燃機(jī)、鐵路機(jī)車(chē)車(chē)輛、金屬切削機(jī)床、航空發(fā)動(dòng)機(jī)附件以及各種儀器中都有其廣泛的應(yīng)用。與滾動(dòng)軸承相比, 滑動(dòng)軸承的特點(diǎn)具有面接觸、高承載、緩沖吸振、零件少、較小的徑向尺寸、可分割等特點(diǎn), 可以運(yùn)

12、用在下列情況:(1) 載荷較高，沖擊較大的場(chǎng)合，如果選擇滾動(dòng)軸承則會(huì)提高生產(chǎn)成本。(2) 具有很高的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速高能夠影響到軸承的磨損程度，從而影響軸承的使用壽命，高轉(zhuǎn)速下滾動(dòng)軸承的壽命相比滑動(dòng)軸承較短。(3) 精度等級(jí)較高的場(chǎng)合。(4) 對(duì)于剖分有一定要求的場(chǎng)合，例如連軸瓦多選用滑動(dòng)軸承。(5)徑向尺寸較小的場(chǎng)合，例如在發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞銷軸處。怎樣設(shè)疑一款合適的滑動(dòng)軸承，關(guān)鍵在于能否合理的解決以下若干問(wèn)題:1) 軸承的形式和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2) 軸瓦的結(jié)構(gòu)和材料選擇3) 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇4) 確定潤(rùn)滑劑的選擇和供應(yīng)5) 軸承的工作能力以及熱平衡計(jì)算 1.2牛頓粘性定律牛頓流體：有一種流體，任何一點(diǎn)上面的

13、剪切應(yīng)力與其變形速率具有一定的線性關(guān)系，這種流體就叫做牛頓流體。牛頓粘性定律：牛頓在1687年做了極為簡(jiǎn)單的剪切流動(dòng)實(shí)驗(yàn)。他的實(shí)驗(yàn)很簡(jiǎn)單就是用粘性流體充滿兩個(gè)平行面板間的空間，平板間距為d，下板B保持靜止，上板C在自己平面內(nèi)保持速度為U的等速運(yùn)動(dòng)。由于流體隨平板一起運(yùn)動(dòng)，所以在上板的流體速度也是U，在下板的流體速度是零。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，作用在上板的剪應(yīng)力與板的面積、板的運(yùn)動(dòng)速度成正比，與間距d成反比。由此得出： （式1.1）式中為剪應(yīng)力；為剪切變形速率；為流體動(dòng)力粘性系數(shù)（即粘度）。這就是牛頓粘性定律。牛頓流體和非牛頓流體的區(qū)別就在于是否符合這一定律。 1.3.表面粗糙度1.3.1表面粗糙度定義

14、表面粗糙度是指零件表面上的極小的間距和微峰谷之間的不平程度。表面粗糙度越小，零件的表面就會(huì)越光滑。表面粗糙度受與加工方法和其他一些因素有關(guān)，例如在機(jī)械過(guò)程中被加工表面留下痕跡的深淺、疏密、形狀和紋理的差別就是因?yàn)榧庸し椒ê凸ぜ牧系牟煌?，刀具與零件表面摩擦、切屑分離時(shí)表面層金屬的塑性變形以及工藝系統(tǒng)中的高頻振動(dòng)等因素導(dǎo)致的。機(jī)械零件的配合性質(zhì)、耐磨性、疲勞強(qiáng)度、接觸剛度、振動(dòng)和噪聲等對(duì)零件的表面粗糙度有很大程度的影響，也在一定程度上影響著機(jī)械產(chǎn)品的使用壽命和可靠性。一般標(biāo)注采用Ra。 1.3.2 表面粗糙度對(duì)零件的影響表面粗糙度對(duì)零件的機(jī)械性能的影響主要體現(xiàn)在下列幾個(gè)方面：1) 影響零件耐磨性

15、，零件的表面粗糙度增大，零件表面就越粗糙，在配合表面之間的有效接觸面積減小，導(dǎo)致壓強(qiáng)變大，摩擦阻力增大，磨損加快，縮短壽命。2) 影響零件配合穩(wěn)定性。就間隙配合而言，表面粗糙度大，就越容易易磨損，導(dǎo)致工作過(guò)程中間隙逐漸增大。3) 影響零件疲勞強(qiáng)度。零件的不平滑表面存在較大的波谷，受應(yīng)力集中影響很明顯，這在一定程度上減小了零件的疲勞強(qiáng)度。4) 影響耐腐蝕性。表面越粗糙，說(shuō)明零件表面越是凹凸不平，導(dǎo)致腐蝕性氣體或者液體透過(guò)凹面進(jìn)入零件內(nèi)部，造成腐蝕。5) 影響密封性。粗糙的兩個(gè)表面之間無(wú)法正常嚴(yán)密地貼合，氣體或液體通過(guò)接觸面間的縫隙滲漏影響接觸剛度。6) 影響測(cè)量精度。由于零件表面粗糙度的存在，會(huì)

16、使得零件測(cè)量過(guò)程中精密度受到影響，尤其是在精密測(cè)量時(shí)。 此外，表面粗糙度對(duì)零件的鍍涂層、導(dǎo)熱性和接觸電阻、反射能力和輻射性能、液體和氣體流動(dòng)的阻力、導(dǎo)體表面電流的流通等都會(huì)有不同程度的影響。2.流體動(dòng)壓潤(rùn)滑2.1流體動(dòng)壓潤(rùn)滑基本理論 流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論的基本方程是用來(lái)對(duì)流體膜壓力的分布用微分方程的形式進(jìn)行描述。它是以粘性流體動(dòng)力學(xué)的基本方程為基礎(chǔ)，針對(duì)一些假設(shè)條件，進(jìn)行簡(jiǎn)化而來(lái)的，所謂假設(shè)條件就是為了方便方程推導(dǎo)而進(jìn)行的理論說(shuō)明以及部分量的省略，包括：流體均為牛頓液體；流體的運(yùn)動(dòng)形式均為層流；忽略壓力對(duì)流體粘度的影響、慣性力及重力的影響；認(rèn)為流體不可壓縮；流體膜中的壓力沿膜厚方向是不變的。在發(fā)動(dòng)

17、機(jī)正常工作中，滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)會(huì)隨著運(yùn)動(dòng)參數(shù)和承受載荷的變化而不斷變化。在機(jī)械工程中進(jìn)行動(dòng)力潤(rùn)滑的相關(guān)運(yùn)算時(shí)，可以視為穩(wěn)態(tài)。我們圖2.1流體動(dòng)壓潤(rùn)滑理論模型可以將接觸線方向上任何一個(gè)接觸點(diǎn)的潤(rùn)滑狀態(tài)進(jìn)行模擬，如圖（2-1）所示，如果金屬板A在X軸方向上的移動(dòng)速度為V，金屬板B則保持靜止。再假設(shè)潤(rùn)滑油液在兩平板間沿Z軸沒(méi)有流動(dòng)（即可視為該運(yùn)動(dòng)副在Z軸方向的尺寸為無(wú)限大）針對(duì)油液中的某個(gè)單元體開(kāi)展探究，進(jìn)行受力分析可知作用在此微單元體可知：左側(cè)壓力值為 右側(cè)壓力值為上面切應(yīng)力值為 下側(cè)壓力值為 根據(jù)X軸方向上的平衡條件，我們可以得到下式 （式2.1）對(duì)該式進(jìn)行整理，可以得到 （式2.2） 根據(jù)前

18、面所講到的牛頓粘性定律，對(duì)上述式子對(duì)y進(jìn)行求導(dǎo)，我們可以得到 （式2.3）該式表示了壓力沿X軸方向的變化與速度沿Y軸方向的變化關(guān)系。結(jié)論1 流體壓力沿X軸方向的一階偏導(dǎo)數(shù)與速度沿Y軸方向上的二階偏導(dǎo)數(shù)成線性關(guān)系。2.2流體動(dòng)力潤(rùn)滑的基本方程在構(gòu)建了流體動(dòng)壓潤(rùn)滑模型后我們就需要進(jìn)一步的介紹流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的理論的基本方程。流體動(dòng)力潤(rùn)滑的基本方程主要包括有層速度的計(jì)算和潤(rùn)滑油的流量計(jì)算。 2.2.1油層速度的分布對(duì)上述公式進(jìn)行分析我們不難得到下式 （式2.4）后對(duì)y進(jìn)行積分可得 （式2.5） 對(duì)y進(jìn)行積分可得 （式2.6）利用邊界條件來(lái)選取常數(shù)公式中的兩個(gè)常數(shù)C1和C2：當(dāng)y=0時(shí)u=v ；當(dāng)y=h（

19、h為單元體處的油膜厚度）時(shí)，u=o?？梢缘玫?; 代入公式（2-6）得到 （式2.7）由上述可知，油層的速度由兩部分組成：式中前一部分表示速度呈線性分布，這就是直接由剪切流引起的；后一項(xiàng)表示速度呈拋物線分布，這就是有油流沿X軸方向上的變化所產(chǎn)生的壓力流所引起的。如圖2-2示 圖2.2動(dòng)力潤(rùn)滑的楔效應(yīng)模型 結(jié)論2如果AB兩個(gè)板的相對(duì)速度過(guò)小，則流體流動(dòng)速度就會(huì)越小，流體動(dòng)壓潤(rùn)滑將不再形成，潤(rùn)滑效果下降，摩擦加劇。因此，為了保證軸承的良好潤(rùn)滑，必須確保金屬接觸面之間的相對(duì)速度足夠大，和潤(rùn)滑油具有一定的粘度。2.2.2潤(rùn)滑油流量 如果在沒(méi)有側(cè)面泄露的情況下，潤(rùn)滑油在單位時(shí)間內(nèi)流進(jìn)任意界面單位寬度面積

20、內(nèi)的流量為 （式2.8）現(xiàn)在將公式（3-7）、（3-8）聯(lián)立并進(jìn)行積分可以得到 （式2.9）設(shè)在處的油膜厚度為（即），在該截面處的流量為 （式2.10）當(dāng)潤(rùn)滑油連續(xù)流動(dòng)時(shí)，各個(gè)截面的流量相等，由此可以得到， （式2.11）進(jìn)行整理可以得到， （式2.12）這就是一維雷諾方程，用于流體動(dòng)力潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承的基本計(jì)算方程。結(jié)論3 根據(jù)雷諾方程我們可以看出油膜壓力的變化與潤(rùn)滑油的粘度、油膜厚度及其變化、表面滑動(dòng)速度有關(guān)。即：1) 潤(rùn)滑油的粘性越強(qiáng)，油膜厚度變化越大，或者兩平板間的滑動(dòng)速度越大，油膜的壓力變化越明顯。2) 在ab段，速度分布曲線為凹形，此時(shí)，油膜壓力沿X軸方向逐漸增大。3) 在bc段，速度

21、分布曲線為凸形，此時(shí)，油膜壓力沿X軸方向逐漸減小。4) 在a和c之間總會(huì)存在一點(diǎn)，油流速度變化規(guī)律固定，壓力p處于最大值。由上可知，形成動(dòng)力潤(rùn)滑的必要條件：1） 相對(duì)運(yùn)動(dòng)的兩表面間必須形成楔形間隙。2） 兩表面有一定的相對(duì)滑動(dòng)速度，潤(rùn)滑油大口流進(jìn)，小口流出。3） 潤(rùn)滑油須有一定的粘度，供油要充分。3.發(fā)動(dòng)機(jī)滑動(dòng)軸承的流體潤(rùn)滑設(shè)計(jì) 3.1建立彈性流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的計(jì)算模型3.1.1建立動(dòng)壓潤(rùn)滑模型在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)會(huì)受到接觸點(diǎn)的幾何位置、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和承受載荷的變化等因素的影響。在工程上進(jìn)行潤(rùn)滑計(jì)算時(shí)，近似地按照穩(wěn)態(tài)工況來(lái)處理。把軸承沿接觸線的任一接觸點(diǎn)的潤(rùn)滑狀況，用該點(diǎn)軸的潤(rùn)滑來(lái)

22、模擬，如圖3-1所示。發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與主軸承、曲柄銷與連桿軸頸的潤(rùn)滑按接觸點(diǎn)的曲率半徑與表面速度確定的模擬條件為式中：R為軸半徑，m； 圖3.1動(dòng)壓潤(rùn)滑模型 為軸表面速度，ms；為軸的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度，rmin。 3.1.2相關(guān)參數(shù)選擇 滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)計(jì)算的主要參數(shù)包括寬徑比、軸承間隙、潤(rùn)滑油黏度等 。這些參數(shù)能夠直接影響著軸承的承載和軸承的溫升。 而且這些影響都不是線性的，不能夠直接進(jìn)行修正, 而是必須經(jīng)過(guò)進(jìn)一步驗(yàn)算才能作最后決定。 盡管如此, 了解這些參數(shù)對(duì)工作能力的影響關(guān)系也很重要。 1.寬徑比 B/d 越大,承載能力就會(huì)越大,對(duì)軸的剛度及軸承的制造和安裝精度都有很高的要求。但是寬徑比過(guò)大,潤(rùn)滑油的

23、端泄量就會(huì)變小，溫升過(guò)高，降低了潤(rùn)滑油的粘度, 導(dǎo)致承載量降低。然而寬徑比過(guò)小就會(huì)導(dǎo)致溫升過(guò)低，導(dǎo)致端泄量增大同樣會(huì)造成承載能力降低。通常,軸的轉(zhuǎn)速較高時(shí),為了降低溫升,會(huì)選擇較小的寬徑比, 但不宜小于 0.4,一般的液體動(dòng)壓軸承在 0.51范圍內(nèi)選取。 2.軸承相對(duì)間隙 相對(duì)間隙是滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)計(jì)算中非常重要的參數(shù),它能夠直接影響承載能力、摩擦功耗以及溫升等。值取得小,軸承的承載能力和旋轉(zhuǎn)精度機(jī)會(huì)高,但是如果相對(duì)間隙過(guò)小，潤(rùn)滑油流量就會(huì)減小,溫度會(huì)升高,油膜厚度減小,溫升過(guò)大時(shí)可能導(dǎo)致膠合。值取得大,潤(rùn)滑油流量增加,溫升降低。所以, 值必須取得恰當(dāng) . 3. 潤(rùn)滑油的黏度 在相同的條件下,如果

24、增大潤(rùn)滑油的黏度,可以顯著提高軸承的承載能力,但同時(shí)增大了軸承的摩擦阻力和溫升,而溫度的升高使?jié)櫥偷酿ざ冉档?反而承載能力降低。所以，潤(rùn)滑油黏度的選擇原則是: 載荷大、速度低時(shí),選用較大黏度的潤(rùn)滑油，當(dāng)速度高、載荷小時(shí),選用黏度較低的潤(rùn)滑油。 4.其它參數(shù) 半徑間隙 直徑間隙 偏心距 偏心率3.2動(dòng)壓潤(rùn)滑設(shè)計(jì) 3.2.1油膜承載能力的計(jì)算如圖4-1所示，最小油膜厚度為 （式3.1） 對(duì)于徑向滑動(dòng)軸承，我們可以采用極坐標(biāo)的形式進(jìn)行描述計(jì)算。此處以軸頸中心O做極點(diǎn)，連心線做極軸，對(duì)應(yīng)任意角的油膜厚度為h，在中利用余弦定理計(jì)算油膜厚度的大小。即 （式3.2）解得 （式3.3） 對(duì)上述式子進(jìn)行處理，

25、省略微量，取根式的正號(hào)，可以得到任意位置上面的油膜厚度為 （式3.4） 最大壓力處的油膜厚度為 （式3.5）此處為最大壓力處的極角。 為了分析方便，認(rèn)為潤(rùn)滑油沿軸向流動(dòng)速度為零，假定軸承寬度為無(wú)限大。將前面得到的一維雷諾方程改寫(xiě)成極坐標(biāo)形式的表達(dá)式。 （式3.6） 從油膜起始角到任意角進(jìn)行積分就可以得到任意位置上的壓力值 （式3.7）壓力在外載荷方向上的分量為 （式3.8）對(duì)上述公式進(jìn)行積分便可以得出軸承單位寬度上的油膜承載力，即 （式3.9）對(duì)于有限寬度軸承的油膜承載能力為 （式3.10） 為油膜的承載系數(shù)。 3.2.2最小油膜厚度的計(jì)算根據(jù)公式（3-1）可以看出，如果其他條件不變，越小，偏

26、心率就會(huì)越大，軸承承載能力也就越大，但是，最小油膜厚度是不能被無(wú)限縮小的，它的限定條件與軸的剛性，軸承與軸頸表面粗糙度以及幾何形狀誤差等因素有關(guān)。軸承處于液體動(dòng)壓潤(rùn)滑的條件就是最小油膜厚度必須等于或者大于許用油膜厚度，即 （式3.11） （式3.12）式中：分別為軸頸和軸承孔表面粗糙度十點(diǎn)高度。 S安全系數(shù)，考慮幾何誤差和軸頸變形等。一般取值。 3.2.3軸承熱平衡計(jì)算 當(dāng)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，部分摩擦功耗將向熱量轉(zhuǎn)變，升高潤(rùn)滑油的溫度。如果潤(rùn)滑油的平均溫度大于計(jì)算得出的溫度的假定值，說(shuō)明油膜的承載能力下降，使摩擦狀態(tài)劣化。因此就需要溫升進(jìn)行計(jì)算，并將其限制在一定的溫度范圍內(nèi)。軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中的平衡狀態(tài)是根據(jù)

27、能量守恒定律得出的：?jiǎn)挝粫r(shí)間內(nèi)軸承的摩擦所產(chǎn)生的熱量Q等于相同時(shí)間內(nèi)流動(dòng)的潤(rùn)滑油所帶走的熱量與軸承自身導(dǎo)熱量的和。 (式3.13) 軸承的熱量是由摩擦損失功耗決定的，軸承中每一秒內(nèi)所產(chǎn)生的熱量Q為 (式3.14) 流出的油帶走的熱量 (式3.15)式中：q潤(rùn)滑油的流量，按潤(rùn)滑油流量系數(shù)求出，； C潤(rùn)滑油的比熱容， ，在實(shí)際生產(chǎn)過(guò)程中除了潤(rùn)滑油帶走的熱量以外由于滑動(dòng)軸承多為金屬材料，自身具有較高的熱傳導(dǎo)能力，因此，有一部分熱量會(huì)通過(guò)軸承金屬表面散失掉，這一部分熱量用表示。 （式3.16） 其中的為軸承的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，大小與軸承結(jié)構(gòu)的散熱條件有關(guān)。 熱平衡時(shí)，,即 （式3.17） 由該式子我們不難

28、得出，在達(dá)到熱平衡時(shí)潤(rùn)滑油的溫升為 （式3.18）式中，潤(rùn)滑油流量系數(shù)，可以根據(jù)軸承和偏心率由潤(rùn)滑油流量系數(shù)線圖查出。該式只是求出了平均溫度差，而在實(shí)際工作過(guò)程中，軸承上面的各個(gè)點(diǎn)的溫度是不盡相同的。潤(rùn)滑油從入口進(jìn)入到流出軸承，溫度是逐漸變化的，因此在軸承的不同之處的油的粘度也是不同的。研究表明，計(jì)算軸承的承載能力，使用潤(rùn)滑油的粘度為平均溫度時(shí)的粘度，潤(rùn)滑油的平均溫度,而溫升 ，因此潤(rùn)滑油平均溫度根據(jù)進(jìn)行計(jì)算，只要平均溫度不高于75，就能夠較好的保證軸承的承載能力。4.發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承流體潤(rùn)滑計(jì)算與結(jié)果分析4.1流體潤(rùn)滑計(jì)算 以汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承為例，選擇具體參數(shù)值，進(jìn)行流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的設(shè)計(jì)計(jì)算。具體

29、參數(shù)取值如表4.1所示。表4.1 主軸承潤(rùn)滑計(jì)算基本參數(shù)參數(shù)符號(hào)參數(shù)名稱參數(shù)值參數(shù)單位F發(fā)動(dòng)機(jī)工作載荷55000Nd軸頸直徑45mmn轉(zhuǎn)速40006500r/min潤(rùn)滑油密度865寬徑比1軸頸表面粗糙度0.0008mm軸瓦表面粗糙度0.0016mm許用油膜厚度1.2 按照流體動(dòng)壓潤(rùn)滑基本理論，參照前一章建立的流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的計(jì)算模型，將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)?000r/min到6500r/min以500r/min為一個(gè)梯度分別代入計(jì)算。以4500r/min為例，進(jìn)行如下計(jì)算 1.選擇寬徑比為1 2.計(jì)算軸承寬度B 3.計(jì)算軸頸的圓周速度 4.計(jì)算軸承的工作壓力p 5初估潤(rùn)滑油動(dòng)力粘度 6.選取潤(rùn)滑油的密度

30、，計(jì)算相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)粘度7. 選定平均油溫,選擇粘度等級(jí)為15的潤(rùn)滑油。潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度。 8.則潤(rùn)滑油在時(shí)的動(dòng)力粘度 9.計(jì)算相對(duì)間隙， 10,計(jì)算承載量系數(shù) 11.根據(jù)承載量系數(shù)和軸承的寬徑比，利用插值法可以得到偏心率 12.計(jì)算油膜的最小厚度 13.計(jì)算軸承與軸頸間的摩擦系數(shù) 由于軸承的寬徑比為1，所以可取隨寬徑比變化的系數(shù)，計(jì)算摩擦系數(shù) 14.根據(jù)寬徑比和偏心率得潤(rùn)滑油流量系數(shù)。 15.計(jì)算溫升，選取潤(rùn)滑油密度， 表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，則在不同的轉(zhuǎn)速下汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)最小油膜厚度與潤(rùn)滑油溫升所得結(jié)果如表4.2、4.3所示。表4.2 不同轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)最小油膜厚度轉(zhuǎn)速（r/min）40004500500055

31、0060006500最小油膜厚（）4.3362.5382.2741.7761.2380.988表4.3不同轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油溫升轉(zhuǎn)速（r/min）400045005000550060006500潤(rùn)滑油溫升（）36.02238.86644.29949.65759.67264.0224.2流體潤(rùn)滑計(jì)算結(jié)果分析 根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承在不同轉(zhuǎn)速下的相關(guān)參數(shù)計(jì)算我們不難看出當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在40005500r/min范圍內(nèi)，發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承最小油膜厚度均大于1.2，滿足流體動(dòng)力潤(rùn)滑的形成條件。此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油溫度適中，軸頸與軸瓦之間可以注滿一層潤(rùn)滑油膜，發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑狀態(tài)良好。然而，隨著轉(zhuǎn)速的不斷升高，特別是在轉(zhuǎn)速高于

32、6000r/min時(shí)，潤(rùn)滑油膜厚度小于1.2，并且潤(rùn)滑油的溫升較大，即潤(rùn)滑油處于高溫狀態(tài)。溫度是影響潤(rùn)滑油粘度的主要因素，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)處于高溫狀態(tài)，不能形成一層連續(xù)完整的潤(rùn)滑油膜，軸頸與軸瓦之間由于潤(rùn)滑油膜過(guò)薄甚至斷裂，導(dǎo)致軸頸與軸瓦形成接觸摩擦，使軸承磨損加劇，也就形成了常見(jiàn)的“燒瓦”現(xiàn)象。 主軸承之所以會(huì)出現(xiàn)這種情況有兩個(gè)原因： （1）曲軸主軸頸彎曲剛度不夠，在發(fā)動(dòng)機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)導(dǎo)致其彎曲傾斜較大，這最終引起軸承邊緣油膜壓力過(guò)大，油膜厚度過(guò)小，為了改善潤(rùn)滑效果就有必要對(duì)曲軸主軸承的彎曲剛度進(jìn)行加強(qiáng)； （2）軸承的潤(rùn)滑膜厚度在工作過(guò)程中就可能潤(rùn)滑油灌注不從分，潤(rùn)滑油的填充率比較差，為了改善潤(rùn)滑效

33、果就有必要減少端泄量、提高填充率。5.發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承耐磨性改進(jìn)方案上一章我們就討論到由于轉(zhuǎn)速升高導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承潤(rùn)滑狀態(tài)降低，甚至出現(xiàn)燒瓦現(xiàn)象的原因，一個(gè)是由于軸頸剛度不足，另一個(gè)就是由于端泄量過(guò)大。針對(duì)兩個(gè)原因，考慮到軸承設(shè)計(jì)的可靠性與經(jīng)濟(jì)性，現(xiàn)提出兩種改進(jìn)方案：（1）用增大軸頸直徑來(lái)提高軸頸彎曲剛度；（2）用增大軸瓦寬度以減小端泄量，提高潤(rùn)滑油填充率。5.1增大軸頸直徑在軸承設(shè)計(jì)參數(shù)中軸承直徑d改為55mm，其他參數(shù)值保持不變，仍然按照發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)?000r/min到6500r/min以500r/min為一個(gè)梯度分別代入計(jì)算，從最小油膜厚度和潤(rùn)滑油溫升兩個(gè)角度對(duì)改進(jìn)方案的作用性能進(jìn)行分析。

34、5.1.1最小油膜厚度分析改進(jìn)方案發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承在增大軸頸寬度后，最小油膜厚度的結(jié)果如表5.1所示。表5.1 改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承各轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度轉(zhuǎn)速（r/min）400045005000550060006500最小油膜厚（）5.1763.4733.2851.9631.4701.367圖5.1改進(jìn)前后軸承最小油膜厚度根據(jù)圖5.1可以看出，最小油膜厚度值在軸承改進(jìn)前后的變化趨勢(shì)基本相同，均是隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高呈減小趨勢(shì)，當(dāng)轉(zhuǎn)速高于6500r/min時(shí)，最小油膜厚度依然大于其許用值，這也說(shuō)明發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承較為容易處于一個(gè)良好的潤(rùn)滑狀態(tài)。所以，增大軸頸直徑對(duì)于增大最小油膜厚度起到了一定的作用。5.

35、1.2潤(rùn)滑油溫升分析改進(jìn)方案再發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承的軸頸增大后，依據(jù)流體動(dòng)壓潤(rùn)滑理論，在各個(gè)轉(zhuǎn)速條件下計(jì)算得到的潤(rùn)滑油溫升結(jié)果如表5.2所示。表5.2 改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承各轉(zhuǎn)速下的潤(rùn)滑油溫升轉(zhuǎn)速（r/min）400045005000550060006500潤(rùn)滑油溫（）36.35247.74844.37551.62756.97477.463圖5.2改進(jìn)前后發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承各轉(zhuǎn)速下的潤(rùn)滑油溫升根據(jù)圖5.2可以看出，在改進(jìn)軸承前后，發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油的溫升并沒(méi)有發(fā)生明顯的變化，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升高后對(duì)于潤(rùn)滑油的溫度控制不能起到明顯的作用。5.2增大軸承寬度增大軸瓦寬度是減小端泄量，從而增大潤(rùn)滑油填充率的有效措施，將軸承設(shè)

36、計(jì)參數(shù)中的軸承寬度B改為55mm，分別計(jì)算在不同轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)流體動(dòng)壓潤(rùn)滑條件下最小油膜厚度以及潤(rùn)滑油溫升。5.2.1最小油膜厚度分析改進(jìn)方案根據(jù)流體動(dòng)壓潤(rùn)滑理論，分別計(jì)算在不同轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承的最小油膜厚度，結(jié)果如表5.3所示。表5.3 改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承各轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度轉(zhuǎn)速（r/min）400045005000550060006500最小油膜厚度（）5.5624.5583.7192.6462.2371.865圖5.3 改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承各轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度對(duì)圖5.3進(jìn)行分析可以發(fā)現(xiàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承的最小油膜厚度在改進(jìn)發(fā)動(dòng)機(jī)前后的變化趨勢(shì)相同，在不同轉(zhuǎn)速的條件下都有所增加，軸承的潤(rùn)滑狀

37、態(tài)明顯改善，說(shuō)明增大軸承寬度對(duì)于提高軸承耐磨性具有明顯的效果。5.2.2潤(rùn)滑油溫升分析改進(jìn)方案增大軸承寬度后，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)在各個(gè)轉(zhuǎn)速下的溫升計(jì)算得到對(duì)應(yīng)的結(jié)果，并將結(jié)果全部記錄在表5.4中。表5.4 改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承各轉(zhuǎn)速下的潤(rùn)滑油溫升轉(zhuǎn)速（r/min）400045005000550060006500潤(rùn)滑油溫度（）37.52639.65548.45753.21255.38667.473圖5.4 改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承各轉(zhuǎn)速下的潤(rùn)滑油溫升根據(jù)圖5.4所示可以看出增大軸承寬度后潤(rùn)滑油溫升的變化趨勢(shì)基本相同，都隨著轉(zhuǎn)速升高顯示出上升趨勢(shì)，但是對(duì)于增大軸承寬這一改進(jìn)措施，對(duì)于降低溫升，保證正常油溫作用甚微。結(jié)論 本文通過(guò)建立流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的計(jì)算模型，并導(dǎo)入相應(yīng)的各個(gè)參數(shù)，分析發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承的磨損狀態(tài)，并提出兩套改進(jìn)方案后，針對(duì)各個(gè)方案，進(jìn)行了分析論證，得到如下結(jié)論：（1） 隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，最小油膜厚度呈降低趨勢(shì)，而潤(rùn)滑油溫升不斷增大，這導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)劣化，使軸承磨損加劇，減小了軸承的使用壽命。（2） 增大