如两板不平行板板间间隙呈沿运动方向由大到小呈收敛楔形分布，且板A有载荷， 当板A运动时，两端速度若程虚线分布，则必然进油多而出油少由于液体实际上是不可压缩的，必将在板内挤压而形成压力，迫使进油端的速度往内凹，而出油端的速度往外鼓进油端间隙大而速度曲线内凹，出油端间隙小而速度曲线外凸，进出油量相等，同时间隙内形成的压力与外载荷平衡，板A不会下沉这说明了在间隙内形成了压力油膜这种因运动而产生的压力油膜称为动压油膜各截面的速度图不一样，从凹三角形过渡到凸三角形，中间必有一个位置呈三角形分布一、动压润滑的形成原理和条件,两平形板之间不能形成压力油膜！,动压油膜----因运动而产生的压力油膜§16-7 动态润滑的基本原理,形成动压油膜的必要条件：,1.两工件之间的间隙必须有楔形间隙；,2.两工件表面之间必须连续充满润滑油或其它液体；,3.两工件表面必须有相对滑动速度其运动芳方向必须保证润滑油从大截面流进，从小截面出来二、流体动力润滑基本方程的建立,为了得到简化形式的流体动力平衡方程（Navier－Stokes方程），作如下假设：,▲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，故所研究的单元体为 静平衡状态或匀速直线运动，且只有表面力作用于单元体上；,▲ 流体是不可压缩的；,▲ 流体中的压力在各流体层之间保持为常数。
实际上粘度随压力的增高而增加；,即层与层之间没有物质和能量的交换；,,取微单元进行受力分析:,pdydz+(τ+dτ)dxdz-(p+dp)dydz –τdxdz=0,整理后得：,又有：,任意一点的油膜压力p沿x方向的变化率，与该点y向的速度梯度的导数有关对y积分得：,边界条件：,当y=0时，u=-v,→C2 = -v,当y=h时，u=0,代入得：,任意截面内的流量：,依据流体的连续性原理，通过不同截面的流量是相等的,b-b截面内的流量：,该处速度呈三角形分布，间隙厚度为h0,负号表示流速的方向与x方向相反，因流经两个截面的流量相等，故有：,--- 一维雷诺方程,由上式可得压力分布曲线: p=f(x),在b-b处：h=h0， p=pmax,速度梯度du/dy呈线性分布，其余位置呈非线性分布流量相等，阴影面积相等液体动压润滑的基本方程，它描述了油膜压力p的变化与动力粘度、相对滑动速度及油膜厚度h之间的关系▲ 轴承的孔径D和轴颈的直径d名义尺寸相等；直径间隙Δ是公差形成的▲ 轴颈上作用的液体压力与F相平衡，在与F垂直的方向，合力为零▲轴颈最终的平衡位置可用φa和偏心距e来表示▲ 轴承工作能力取决于hlim，它与η、ω、Δ和F等有关，应保证 hlim≥[h]。
∑ Fy =F ∑ Fx ≠ 0,∑ Fy =F ∑ Fx = 0,径向滑动轴承动压油膜的形成过程：,静止,→爬升,→将轴起抬 转速继续升高,→稳定运转达到工作转速,e ----偏心距,,,,,,,,,三、径向滑动轴承的几何关系和承载量系数,最小油膜厚度：hmin= δ－e ＝ rψ(1-χ),定义: χ＝ e / δ 为偏心率,直径间隙：Δ＝ D－ d,半径间隙：δ＝ R－ r ＝ Δ/ 2,定义连心线OO1为极坐标的极轴：,相对间隙：ψ ＝ δ / r ＝ Δ / d,稳定工作位置如图所示 ，连心线与外载荷的方向形成一偏位角，,,设轴孔半径为：R, r 直径为： D， d ，偏心距: e 偏位角：φa,在三角形 中有：R2 ＝ e2+ （r+h)2 –2e(r+h)cos v,略去二次微量 ，并取根号为正号，得：,任意位置油膜厚度：,将dx=rdφ, v=rω，h0, h代入上式得：,压力最大处的油膜厚度：,φ0为压力最大处的极角积分得：,积分可得轴承单位宽度上的油膜承载力：,在外载荷方向的分量：,理论上只要将py乘以轴承宽度就可得到油膜总承载能力，但在实际轴承中，由于油可能从轴承两端泄漏出来，考虑这一影响时，压力沿轴向呈抛物线分布。
油膜压力沿轴向的分布： 理论分布曲线----水平直线，各处压力一样；,实际分布曲线----抛物线,且曲线形状与轴承的宽径比B/d有关B/d=1/4,B/d=1/3,B/d=1/2,B/d=1,B/d=∞,油膜沿轴承宽度上的压力分布表达式为：,py为无限宽度轴承沿轴向单位宽度上的油膜压力；,C’为取决于宽径比和偏心率的系数;,对于有限宽度轴承，油膜的总承载能力为,式中Cp为承载量系数，计算很困难，工程上可查表确定或,解释这些参数的含义,表16-8 有限宽度滑动轴承的承载量系数Cp,四、最小油膜厚度,动力润滑轴承的设计应保证：hmin≥[h],其中： [h]=S(Rz1+Rz2),S—— 安全系数，常取S≥2一般轴承可取为3.2μm和6.3μm，1.6 μm和3.2μm重要轴承可取为0.8μm和1.6μm，或0.2μm和0.4μmRz1、Rz2—— 分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度五、轴承的热平衡计算,热平衡方程：产生的热量=散失的热量Q=Q1+Q2,其中，摩擦热： Q=fρv W,式中: q ----润滑油流量m3/s；,ρ ----滑油密度kg/m3；,c ----润滑油的比热容，J/(kg. ℃ )；,ti ----油出口温度℃ ； to ----油入口温度℃ ；,α3 ----表面传热系数 W/(m2. ℃ )。
滑油带走的热：Q1 = qρc(to-ti) W 轴承散发的热： Q2 =α3πdB (to-ti) W,温升公式：,其中 ----润滑油流量系数；,摩擦系数：,系数ξ与宽径比有关，若B/d<1，则ξ =(B/d)1.5 若B/d≥ 1，则ξ =1,由于轴承内部各处温度不一样，计算时采用平均温度:,为了保证轴承能正常，其平均温度: tm≤ 70~80℃,设计时，应使进油温度: ti=tm-∆t/2 ≤ 35~40℃,当 ti > 35~40℃时，表明轴承承载能力有冗余，可采取如下措施：,▲增大表面粗糙度，以降低成本；,▲减小间隙，提高旋转精度；,▲加宽轴承，充分利用轴承的承载能力当 t1 > 35~40℃时，表明轴承的承载能力不足，可采取如下措施：,▲加散热片，以增大散热面积；,▲在保证承载能力的不下降的条件下，适当增大轴承间隙；,▲提高轴和轴承的加工精度风冷,▲增加冷却装置：加风扇、冷却水管、循环油冷却 ；,六、轴承参数的选择,取值范围：B/d=0.3~1.5,影响效果：B/d小，有利于提高稳定性，增大端排泄量以降低温度；,B/d大，增大轴承的承载能力。
0.6~1.5----电动机、发电机、离心机、齿轮变速器;,1、宽径比B/d,应用 : B/d=,0.3~1.0----汽轮机、鼓风机;,0.8~1.2----机车、拖拉机;,0.6~0.9----轧钢机2、相对间隙ψ,影响因素：载荷和速度，轴径尺寸，宽度/直径，调心能力，加工精度选取原则：1）速度高，ψ取大值； 载荷小，ψ取小值；,2）直径大，宽径比小，调心性能好，加工精度高，ψ取小值；反之，ψ取大值应用 : ψ =,0.001~0.0002----汽轮机、电动机、发电机、齿轮变速器;,0.0002~0.0015----轧钢机铁路机车辆；,0.0002~0.00125----机床、内燃机0.0002~0.00125----鼓风机、离心机一般轴承，按如下经验公式计算：,3、润滑油粘度η,▲η对承载能力，功耗、温升都有影响；,▲ 根据平均温度：tm = (ti + to )/2 决定润滑油粘度；,▲ 设计时假设，tm=50~75℃ ，计算所得应在：ti= 35~40℃ ；,▲ 初始计算时，可取：,七、液体动力润滑径向滑动轴承的设计过程,１．已知条件：外加径向载荷F(N)，轴颈转速n(r/min)及轴颈直径d(mm)。
２．设计及验算,① 保证在平均油温 tm下 hmin ≥[h],a) 选择轴承材料，验算 p、v、pvb) 选择轴承参数，如轴承宽度(B)、相对间隙(ψ)和润滑油(η) c) 计算承载量系数(Cp)并查表确定偏心率(χ)d) 计算最小油膜厚度(hmin)和许用油膜厚度([h])③ 极限工作能力校核,a) 根据直径间隙(Δ)，选择配合b) 根据最大间隙(Δmax)和最小间隙(Δmin) ，校核轴承的最小油膜厚度和润滑油入口油温④ 绘制轴承零件图,② 验算温升,a) 计算轴承与轴颈的摩擦系数( f )c) 计算轴承温升(Δt )和润滑油入口平均温度( ti )b) 根据宽径比( B/d)和偏心率(χ)查取润滑油流量系数END,。