油膜軸承設(shè)計計算

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1、 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 安徽工業(yè)大學(xué)工商學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 摘要 軋鋼機油膜軸承的作用是確定在軋制負(fù)荷下保持最小油膜厚度的最低軋速以及確定在給定軋制負(fù)荷下的軋速與油膜厚度的關(guān)系，以確定在軋制時厚度控制所需的油膜補償量。對于油膜軸承的研究包括：了解油膜軸承的功能、分類、配置形式。根

2、據(jù)給定道次的壓下量、軋制溫度、軋制速度、軋件材料等工藝參數(shù)，采用Sims方法計算出平均單位軋制力，然后再計算出軋制壓力、總的軋制力矩、驅(qū)動力矩，并選擇電動機類型和功率。對各部件選型、結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計及細(xì)節(jié)設(shè)計，油膜軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計輥頸直徑確定。對所涉及的零部件進(jìn)行受力分析強度校核等。繪制總裝圖、零部件圖。 關(guān)鍵詞：軋鋼機；動壓軸承；油膜 Abstract: The role of oil film bearing steel is sure to keep rolling load in the minimal oil film thickness a

3、nd determine the minimum speed in a given pierced the rolling load of the firm velocity and oil film thickness relationship, to determine when in rolling of oil film thickness control for compensation quantity. For the oil film bearing research include: to understand the function of oil film bearing

4、, classification, configuration forms.According to the given pass rolling reduction, rolling temperature, juice speed, rolling materials, process parameters, calculated using the average unit Sims rolling force, and then calculate the rolling force, the total rolling torque, driving torque, and sele

5、ct the motor type and power. Selection of the components, structure, design and detail design size, oil film bearing structure design of roller neck determine diameter. Components of the force analysis involved strength check. Draw assembly drawing, parts diagram. Keyword: hot strip mill; hydrodyna

6、mic journal bearing; oil-film 目錄 摘要 1 ABSTRACT: 2 目錄 3 1 綜述 5 1.1 選題背景及目的 5 1.2 油膜軸承在軋鋼生產(chǎn)的主要地位與作用 5 1.3 油膜軸承的發(fā)展概況 6 1.4 油膜軸承新技術(shù)及發(fā)展動向 8 1.4.1 油膜軸承的新技術(shù) 8 1.4.2 油膜軸承發(fā)展動向 10 1.5 軋制能力計算 12 1.5.1 原始數(shù)據(jù) 12 1.5.2 設(shè)計內(nèi)容 12 1.5.3 設(shè)計步驟 13 2 軋制力能參數(shù)計算與說明 14 2.1 軋制工藝參

7、數(shù) 14 2.2 軋輥主參數(shù)的確定 14 2.3 軋制力的計算 15 2.3.1 計算變形阻力 15 2.3.2 計算平均軋制力和總軋制力 18 2.4 軋制力矩和軋輥驅(qū)動力矩計算 18 2.4.1 軋制力矩 18 2.4.2 工作輥傳動支承輥的力矩 19 2.4.3 計算軋輥摩擦力矩 20 2.4.4 軋輥驅(qū)動力矩 21 3 油膜軸承工作原理及關(guān)系簡介 22 3.1 油膜的工作原理 22 3.2 動壓油膜和液體摩擦狀態(tài)的建立過程 23 3.3 基本關(guān)系及雷諾方程 24 4 油膜軸承設(shè)計數(shù)據(jù)計算 26 4.1 油膜軸承的基本參數(shù)選

8、取計算 26 4.2 最小油膜厚度計算 30 4.3 油膜軸承中的熱平衡計算 31 4.4 潤滑油溫升計算 33 4.5 油膜軸承中的其他零件……………………………………………………… 34 5 潤滑 37 6.1 潤滑的功能 37 6.2 動壓油膜軸承供油系統(tǒng) 37 6.3 軋鋼機械潤滑特點 38 結(jié)論 39 致謝 40 參考文獻(xiàn) 41 1 綜述 1.1 選題背景及目的 建國以來，我國重大旋轉(zhuǎn)機械裝備的設(shè)計和制造能力取得了飛躍的發(fā)展，基本上滿足了國民經(jīng)

9、濟建設(shè)的要求，但是，不容忽視的是，由于旋轉(zhuǎn)機械設(shè)備研究上的嚴(yán)重滯后以及設(shè)計上，尤其是在動力學(xué)設(shè)計上的某些不足，使得許多國產(chǎn)的重大機械設(shè)備還存在種種問題，從而降低了設(shè)備的利用率和工作效率，以至發(fā)生多起嚴(yán)重的事故，造成人民生命財產(chǎn)的巨大損失。由此反映我國重大機械裝備還存在很多突出的問題，進(jìn)而說明機械學(xué)科的動力學(xué)研究是十分必要并且緊迫的。另外，我國諸多重大機械裝備，例如國產(chǎn)發(fā)電機機組還存在嚴(yán)重的隱患，機組的等效可用系數(shù)僅為76％，機組的安圭運行率僅為68％，兩者都明顯偏底。究其原因是因為存在著大量的低頻分量，尤其是油膜振蕩引起的占了77％。最近以來，因機組振動過大造成的非正常停機事故仍然十分嚴(yán)重的，

10、造成的經(jīng)濟損失也是十分慘重的。人們普遍認(rèn)為，大型旋轉(zhuǎn)機械存在的以上兩大技術(shù)問題都是因為機組的非線性因素引發(fā)的。為了弄清楚問題的機理，從而找到抑制乃至消除這類事故隱患的方法，迫切需要進(jìn)行大型旋轉(zhuǎn)機械的非線性動力學(xué)研究。而我們的任務(wù)是通過所學(xué)的理論知識設(shè)計軋鋼機油膜軸承。培養(yǎng)對所學(xué)知識的綜合運用能力和技能，分析和解決工程實際問題，培養(yǎng)工程設(shè)計能力、研究能力、計算機應(yīng)用能力及獨立工作能力，因為實際條件有限，我們的設(shè)計只是經(jīng)過相關(guān)理論與經(jīng)驗公式的推導(dǎo)來設(shè)計我們所選的冶金設(shè)備,經(jīng)過理論校核檢驗是否達(dá)到設(shè)計要求。 1.2 油膜軸承在軋鋼生產(chǎn)中主要地位與作用 軋鋼生產(chǎn)是將鋼錠及連續(xù)鑄坯軋制成材的生產(chǎn)環(huán)

11、節(jié)。用軋制的方法生產(chǎn)鋼材，具有生產(chǎn)率高、品種多、生產(chǎn)過程連續(xù)性強、易于實現(xiàn)自動化等優(yōu)點。鋼材的生產(chǎn)方法有軋制、鍛造、擠壓、拉拔等。用軋制方法得到的鋼材，具有生產(chǎn)過程連續(xù)性、生產(chǎn)效率高、品種多、質(zhì)量好、易與機械化、自動化等優(yōu)點，因此得到廣泛的應(yīng)用。目前，約有90﹪的鋼都是經(jīng)過軋制成材的。有色金屬成材，主要也用軋制的方法。 軋鋼生產(chǎn)在國民經(jīng)濟中所起的作用是十分顯著的。鋼鐵工業(yè)生產(chǎn)中，除少量的鋼用鑄造或鑄造方法制成零件外，煉鋼廠生產(chǎn)的鋼錠與連鑄坯有85～90％以上要經(jīng)過軋鋼車間軋成各種鋼材，供應(yīng)國民經(jīng)濟各部門?？梢娫诂F(xiàn)代鋼鐵企業(yè)中，作為使鋼成材的軋鋼生產(chǎn)，在整個國民經(jīng)濟中占據(jù)著異常重要的地位，對促

12、進(jìn)我國經(jīng)濟快速發(fā)展起十分重要的作用。 油膜軸承于1934年開始用于軋鋼機，它是一種流體動力潤滑的閉式滑動軸承，其基本特點是： 摩擦系數(shù)低，可節(jié)省能耗 由于軸承的精細(xì)加工和良好密封，輥頸在軸承中旋轉(zhuǎn)時被一層油膜與軸承襯套分隔開來，能在很高的單位壓力(250公斤／平方厘米以上)下處于液體摩擦狀態(tài)，花費在軸承中的能量消耗只是用來克服潤滑油層間很小的內(nèi)摩擦，所以摩擯系數(shù)很低，在穩(wěn)態(tài)工作時約為0.001- 0.008。 適合于高速重載工作制 在閉式軸承中，滾動軸承的允許速度是受到限制的，因滾動軸承的工作壽命是隨著速度與裁荷的增加而急劇下降。但油膜軸承的允許速度實際上只受到散熱條件的

13、限制，在具有很好的冷卻條件下，隨著速度的增加其承載能力不是降低而是增高。同時油膜軸承對沖擊裁荷敏感性小，而滾動軸承對沖擊載荷則特別敏感。所以對于高速及重載工作條件的軋機的軸承是不允許采用滾動軸承的，對于具有這種工作條件的軋機以采用油膜軸承較合適。 使用壽命長 因摩擦系數(shù)低，所以軸承工作面幾乎沒有磨損，如果使用得當(dāng)，壽命可達(dá)十?dāng)?shù)年之久。 結(jié)構(gòu)緊湊 在承受相同載荷情況下，油膜軸承的徑向輪廓尺寸相對的較小，有利于采用較強的軋輥軸頸。 由于油膜軸承的顯著特點，它的應(yīng)用范圍日益擴大。近年來，廣泛用于板，帶材軋機的支承輾，二輥鋼板軋機和小型與線材軋機的工作輥上。為了節(jié)約能耗，甚至在某些

14、初軋機上也應(yīng)用了油膜軸承。 油膜軸承既適于重載高速的工作，也能在低速或中速下工作。軋鋼機軸承一般多處于低、中速和重載狀態(tài)下工作。對于不同的載荷和轉(zhuǎn)速下工作的軸承，可以采用不同的軸承間隙或改變潤滑油的粘度來適應(yīng)。軋鋼機油膜軸承允許的進(jìn)度范圍在0．5—35米／秒，對于輕載的小型、線材軋機，允許速度可達(dá)到50米／秒左右。 但油膜軸承的制造精度和成本較高，安裝精度要求較嚴(yán)，使用維護也復(fù)雜，特別是在低速重載、頻繁起制動和可逆運轉(zhuǎn)的情況下，苦采用“動壓油膜軸承”往往是不易形成液體摩擦的。而且由于油膜厚度隨著轉(zhuǎn)速、載荷的變化而變化，故對于要求軋制精度很高的軋機，需要用其他方法來補償。 1.3

15、油膜軸承的發(fā)展現(xiàn)狀 50年代初期，我國只有鞍鋼冷軋廠的可逆軋機裝備了油膜軸承。其運行管理，完全按照蘇聯(lián)的有關(guān)規(guī)程進(jìn)行。傳統(tǒng)工藝，軋制壓力不大，軋速也低，潤滑系統(tǒng)也很簡單，運行技術(shù)水平也相對較低。但在實際運行中，有關(guān)管理、技術(shù)人員和操作工人的工作都十分認(rèn)真，嚴(yán)格按規(guī)程辦，積累了使用、維護經(jīng)驗。但由于缺乏對軸承工作原理的深入了解，一些不太合理的規(guī)程卻一直沿襲了幾乎兩個年代，比如，軸承部件裝好之后，要做35N／cm2的打壓試驗，如果漏油，即調(diào)緊回轉(zhuǎn)密封，直至不漏為止?？墒?，經(jīng)過這樣一個試壓調(diào)整之后，使用起來效果并不好，而且，密封件的壽命也短。這種密封是帶骨架的“J”型密封，是靠唇口密封的，試壓調(diào)緊

16、之后，就不再是唇口密封了，而是一種死死抱住回轉(zhuǎn)表面的帶狀密封。但畢竟瑕不掩瑜，軋機油膜軸承的成功運行，還是從這里開始的。60—70年代初，我國自行裝備的軋機油膜軸承投入運行，以舞陽鋼鐵公司4200mm特厚板軋機的φ1300mm軋輥油膜軸承、φ300mm機架輥油膜軸承和本溪鋼鐵公司φ1700mm熱連軋機支承輥φ1100mm油膜軸承為代表的一批新軸承投入運行，前者是單機架軋機，后者是多機架連軋機。多家多機架軋機油膜軸承的投入運行，使我國軋機油膜軸承運行技術(shù)得以普及和提高。在管理方面，有了一支專業(yè)化的技術(shù)人員和技術(shù)工人隊伍，有專用的工作場地，油膜軸承工作間實行封閉，油膜軸承維修人員、潤滑人員都有明確

17、的崗位職責(zé)和操作規(guī)程，分工日益精細(xì)，管理更趨科學(xué)、規(guī)范。由于軸承結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和潤滑系統(tǒng)的更新，在軸承安裝調(diào)試和潤滑系統(tǒng)的維護操作上，都比50年代有了很大的進(jìn)步，加之連軋機油膜軸承的成功使用，使運行技術(shù)向現(xiàn)代水平又靠近了一步。70～80年代，在我國相繼成套引進(jìn)武漢鋼鐵公司的1700mm熱、冷板材連軋機和上海寶山鋼鐵總廠的2050mm及2030mm熱、冷板材連軋機的同時，也隨之成套引進(jìn)了摩戈伊爾(MORGOIL)軸承和麥斯塔(MESTA)軸承，其主要運行人員，包括技術(shù)人員、技術(shù)工人都進(jìn)行了崗位培訓(xùn)，而在設(shè)備投產(chǎn)之后，又確保了軸承的連續(xù)、安全運行，這就標(biāo)志著我國軋機油膜軸承運行技術(shù)，已經(jīng)接近當(dāng)時的世界

18、水平。進(jìn)入90年代以來，又成套地引進(jìn)了軋機和軋機油膜軸承——主要是摩戈伊爾軸承，而更多的是在買進(jìn)二手軋鋼設(shè)備時，又帶進(jìn)了油膜軸承，其主要類型也是摩戈伊爾軸承。這樣，在一些主要類型的軋機上，比如線材軋機、單機架可逆軋機、半連軋機、連軋機以及型材軋機等都裝備了油膜軸承；從軸承種類上說，有蘇聯(lián)型液體摩擦軸承，中國TZ牌油膜軸承，美國麥斯塔油膜軸承和摩戈伊爾(油膜)軸承，可稱得上是當(dāng)今世界擁有軋機油膜軸承(包括潤滑系統(tǒng))品種最齊全的國家。據(jù)不完全統(tǒng)計，目前我國有二十幾家鋼鐵公司(廠)，近200架軋機裝備了油膜軸承，數(shù)量不能不謂巨大。這種情況，足以說明軋機油膜軸承運行技術(shù)已經(jīng)在中國得到了廣泛地普及，并且

19、已經(jīng)達(dá)到了當(dāng)今世界的新水平。 油膜軸承作為旋轉(zhuǎn)機械動力學(xué)分析的一個重要組成部分，非線性油膜力研究在我國己經(jīng)有了一定的基礎(chǔ)，研究人員主要分布在機械學(xué)科的流體潤滑軸承理論、實驗研究、應(yīng)用力學(xué)和數(shù)學(xué)的一些相關(guān)領(lǐng)域?；诰€性方面已經(jīng)取得的許多成果，他們現(xiàn)在已經(jīng)開始對軸承中出現(xiàn)的非線性現(xiàn)象進(jìn)行研究，而且已經(jīng)取得初步的進(jìn)展。例如，復(fù)旦大學(xué)，北京航空航天大學(xué)的油膜非線性分析，復(fù)雜轉(zhuǎn)子動力學(xué)；西安交大等學(xué)校的流體潤滑軸承的理論都曾獲得國家級獎勵。西安交大還建有軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)部門開放實驗室，建有若干轉(zhuǎn)子模型實驗臺。一些相關(guān)的科研單位也有一定的成果，但是還是以線性動力學(xué)為主，面對工程的非線性動力學(xué)設(shè)計目前基

20、本上是空白。國際上有關(guān)大型機械設(shè)備關(guān)鍵動力學(xué)問題的大規(guī)模研究起始于70年代，為了闡述有關(guān)旋轉(zhuǎn)機械中的油膜振蕩問題，深入地研究了油膜力以及在油膜力作用下轉(zhuǎn)子的動力學(xué)行為，這就極大地促進(jìn)了潤滑理論和傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)子動力學(xué)的結(jié)合與交叉，并因此而誕生軸承一轉(zhuǎn)子動力學(xué)這一新學(xué)科。80年代至今一直致力于作用在旋轉(zhuǎn)機械的流體力的研究并逐漸由線性向非線性過渡為主，研究的內(nèi)容具有強烈的針對性和可應(yīng)用性. 油膜軸承的承載能力大。前蘇聯(lián)科學(xué)家曾對油膜軸承和滾動軸承的承載能力進(jìn)行了比較，發(fā)現(xiàn)油膜軸承的承載能力大約是滾動軸承的2.5-5倍。油膜軸承的使用壽命長。從理論上說，由于油膜的存在，軸承不會發(fā)主磨損，壽命無限

21、長。實際上，由于各種靜態(tài)和動態(tài)誤差的干擾，即使是正確的使用和妥善的維護，油膜軸承也會發(fā)生磨損，只是比較輕微罷了。目前軋機上所用的油膜軸承壽命是滾動軸承的幾十倍。油膜軸承的結(jié)構(gòu)尺寸較小。在相同承載能力下，油膜軸承的輪廓尺寸要比滾動軸承小。油膜軸承的摩擦系數(shù)低.油膜的存在，使轉(zhuǎn)動件與固定件間的摩擦為液體摩擦，即液體剪切力產(chǎn)生的摩擦。油膜軸承的抗沖擊能力強。 一般軸承所受的載荷主要是交變載荷和沖擊載荷。對于軋機軸承來說沖擊載荷是其主要受載特點。滾動軸承難以承受較大的沖擊載荷，而油膜軸承因其油膜的存在而起到緩沖的作用。油膜軸承的潤滑系統(tǒng)復(fù)雜，特別是軋鋼機所用的油膜軸承，為了具有足夠的油量進(jìn)行冷卻及過

22、濾，要采用非常龐大的潤滑系統(tǒng)。因而也造成油膜軸承的一次性投資大，致使許多機械上不敢使用。上述為油膜軸承一般特點，具體到高速線材軋機，其油膜軸承還具有下列特點:1、尺寸薄，但承載能力強;2.穩(wěn)定軋制時，軋制力大小、方向不變，但從整個軋制過程看，沖擊負(fù)荷重復(fù)出現(xiàn)，油膜壓力也在周期性變化;3、同一規(guī)格的油膜軸承要能適應(yīng)不同架次的要求;4.潤滑油中經(jīng)常會進(jìn)水和金屬雜質(zhì)，油膜軸承工況條件惡劣。 歸納了油膜軸承的一些缺點:1、在動壓液體潤滑條件下，當(dāng)載荷和轉(zhuǎn)速變化過大時，很難形成最好的承載油膜，以致工作狀態(tài)不良;2、必須保證軸頸與軸承間有一定的間隙才能正常工作，因而影響了回轉(zhuǎn)精度的提高;3、即使在液體潤

23、滑狀態(tài)，潤滑油的摩擦系數(shù)一般仍在0.08-0.12，故其溫升較高;4、潤滑和維護較困難。 1.4 油膜軸承發(fā)展動向 1.4.1 油膜軸承的新技術(shù) 目前我國熱軋寬帶鋼生產(chǎn)技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟，國內(nèi)板帶鋼的生產(chǎn)技術(shù)也走在世界前列。而不同的企業(yè)應(yīng)根據(jù)市場需求、技術(shù)水平、資金能力、在競爭中選擇產(chǎn)品項目，確定本企業(yè)的發(fā)展前景，發(fā)揮本企業(yè)的用戶群洗勢、地域優(yōu)勢、技術(shù)優(yōu)勢等，積極地推動國民經(jīng)濟快速發(fā)展。而且，近年來我國熱軋寬帶鋼機組一方面引進(jìn)國外具有世界最先進(jìn)水平的軋機油膜軸承等先進(jìn)零部件，另一方面加強國產(chǎn)研發(fā)的具有先進(jìn)水平的油膜軸承。促使熱軋寬帶鋼在工藝設(shè)備技術(shù)上有較大的新突破。 根據(jù)油膜形成方法

24、不同，油膜軸承可分為動壓軸承、靜壓軸承和動—靜壓軸承三種類型。 (1) 動壓軸承的一般知識 動壓軸承是應(yīng)用最早和最廣泛的油膜軸承，其工作原理為：在軸承工作時， 錐形軸套(與軋輥以鍵連接在一起)與軸承襯套(與軸承座固定在一起)間形成一定的油楔。當(dāng)軋輥以某一速度旋轉(zhuǎn)時，錐套就將具有一定粘度的潤滑油帶入這個油楔中，這樣，潤滑油便產(chǎn)生了一定的動壓力。當(dāng)這個動壓力的合力,平衡了加在軸承上的徑向載荷(包括軋輥自重)時，則錐形軸套與軸承襯套就被一層極薄的動壓油膜所分開。這時,軸承工作面之間的摩擦，即為純液體摩擦。由于依靠運動，即利用液體的動力效應(yīng)來建立液體摩擦條件，故這種液體摩擦軸承可稱為動壓油

25、膜軸承。 這層動壓油膜，將隨著軸承轉(zhuǎn)數(shù)和潤滑油粘度的增加而加厚；隨著外載荷的增加而變薄。 動壓軸承工作原理簡圖 a-靜止裝備 b-軸頸旋轉(zhuǎn)中油楔徑向壓力的分析 動壓軸承保持液體摩擦的主要條件是： 1)軸頸和軸承襯套間有楔形間隙，以便使?jié)櫥捅晃胄p的狹窄部分， 在軸頸和軸承襯套間建立確定的油隙。 2)軸頸應(yīng)有足夠的旋轉(zhuǎn)速度，以便在油膜中形成與外載荷平衡的壓力。 3)要連續(xù)供給足夠的、粘度適當(dāng)?shù)?、非常潔凈的潤滑油? 4)軸承摩擦面需要高精度加工，尺寸精度為1級，表面光潔度為10

26、—12級 微觀不平度不大于0.5-1微米。 5)軸承應(yīng)具有良好的密封。 1)油楔的承載能力(大小等于外力P)隨油粘度、V、軸頸直徑與工作長度的增加而提高，故對一定尺寸的軸承而言，油的粘度愈大與轉(zhuǎn)速愈高時，其承載能力愈大。 2)當(dāng)軸承間隙一定時，軸承的承載能力隨最小油膜厚度的減小而提高。最小油膜厚度的最小值取決于摩擦表面的加工精度，其值應(yīng)大于兩個相對滑動表面微觀不平度之和。 在進(jìn)行油膜軸承的設(shè)計計算時，通常外力(P)、軸承尺寸(l、d。)和速度(V) 那是給定的，這時的主要工作是選擇潤滑油(按工作溫度為50—60度時的粘度)和名義半徑間隙，而名義半徑間隙值也是正確地進(jìn)行軸承襯

27、套的鏜孔所需要的。此外，還要進(jìn)行耗油量等計算，以保證充分供油和軸承的正常工作溫度。 油膜軸承常用兩種潤滑油——低粘度的透平油(22號一57號)和高粘度的軋鋼機油 (HJ3—28)。 (2)結(jié)構(gòu)和系列 當(dāng)前，軋鋼機的油膜軸承(動壓軸承)有兩種典型結(jié)構(gòu)，它們的摩擦件都是通過套在錐面輥頸上的錐形軸套和裝在軸承座中的軸承襯套組成的，只是承受軸向力的止推裝置不同。一種結(jié)構(gòu)是鈾向力由錐形軸套本身的止推法蘭承受的；另一種則在輥頸外端專門裝有止推滾動軸承。 帶有止推法蘭錐形鈾套的動壓軸承，其特點是結(jié)構(gòu)較簡單緊湊，軸端防水及防氧化鐵皮的密封結(jié)構(gòu)是用夾布膠環(huán)緊緊壓在軋輥端部，徑向密封則用橡膠碗

28、式密封裝置。這種結(jié)構(gòu)的缺點是止推法蘭受軸向力過大時會折斷，使整個錐形軸套報廢；而且止推摩擦面在正常工作時，內(nèi)于不能形成油膜，往往容易磨損，需要經(jīng)常修理。這種軸承近年來逐漸淘汰。 帶止推軸承的動壓軸承 1-止推滾動軸承 2-錐形軸套 3-軸承襯套 4-徑向密封 5-端面密封 帶有專用止推滾動軸承的動壓軸承，其特點是錐形軸套加工簡單，止推軸承可以單獨更換，密封型式較為先進(jìn)，目前得到廣泛應(yīng)用。其缺點是需要專門的止推滾動軸承，輥頸的軸向尺寸較大。 在上述兩種結(jié)構(gòu)中，輥頸與軸套都采用錐面配合，雖然加工困難，但有以下兩個優(yōu)點：一是換輥時拆裝軸承方便；二是由于在輥頸向輥身端面

29、的過渡處可采用較大的直徑，故提高了輥須的強度。 1.4.2 油膜軸承的新動向 隨著軋機裝機水平的不斷提高，帶動了軋機油膜軸承的理論研究工作，真正自主開展理論研究工作，始于1974年。當(dāng)時的主要工作是探討工作機理，從經(jīng)典潤滑理論建立數(shù)學(xué)模型，數(shù)值計算方法，準(zhǔn)解析方法等，把理論研究又引深一步。鑒于經(jīng)典理論的油膜峰值壓力達(dá)100MPa以上，繼而進(jìn)行了彈流理論的應(yīng)用研究工作，當(dāng)時，研究彈流的一些學(xué)者，只注重了反形接觸的高副彈流的研究，而對滑動軸承，認(rèn)為是非典型彈流問題，甚至有人認(rèn)為重載油膜軸承不屬于彈流范疇。經(jīng)過深入研究后，發(fā)現(xiàn)膜厚的周向分布出現(xiàn)了明顯的“頸縮”這一彈流理論中特有的現(xiàn)象，膜后的軸向

30、分布也異于經(jīng)典理論，油膜壓力峰值位置后移，而且，偏心率可以計算到ε%26gt;1，證實了軋機油膜軸承潤滑理論屬于彈流問題。隨著現(xiàn)代連軋機向高速重載方向發(fā)展，繼而又進(jìn)行了熱—彈流理論的研究。同時，也比較深入地進(jìn)行了靜—動壓潤滑理論的研究工作，設(shè)計開發(fā)了我國首套靜--動壓油膜軸承。 　　產(chǎn)品開發(fā)，我國設(shè)計開發(fā)軋機油膜軸承，其基礎(chǔ)是前蘇聯(lián)50年代初期制造的軸承產(chǎn)品和一點工廠資料。當(dāng)時的軋機油膜軸承，從性能上來說，只適用于低速軋制；從結(jié)構(gòu)上來說，比較陳舊，裝拆、維護都很不方便。從60年代中期開始，我國自行設(shè)計制造厚板、特厚板軋機和1700mm熱、冷連軋機，在當(dāng)時的國際環(huán)境下，軋機軸承只能自行研制，由

31、于特大型滾動軸承制造困難，就都采用了油膜軸承。 　　第一代國產(chǎn)軋機油膜軸承，以4200mm特厚板軋機的φ1300mm油膜軸承為代表，屬于低速重載，只是在結(jié)構(gòu)上較蘇式油膜軸承有了較大改進(jìn),第二代國產(chǎn)軋機油膜軸承，以1700mm熱、冷連軋機的φ1100mm油膜軸承為代表，軋機速度提高了，結(jié)構(gòu)設(shè)計改進(jìn)了，裝拆的快速性改善了；第三代國產(chǎn)軋機油膜軸承，以650mm板軋機的φ500mm靜一動壓油膜軸承為代表，軸承性能顯著改善，承載能力提高了一倍，結(jié)構(gòu)設(shè)計也趨完善，接近摩戈伊爾軸承，是世界上繼美國、前蘇聯(lián)之后第三個獨立設(shè)計制造靜一動壓油膜軸承的國家。我國軋機油膜軸承的獨立開發(fā)能力，僅次于美國和前蘇聯(lián)，但從

32、靜—動壓油膜軸承的深入研究與形式選擇來說，我們優(yōu)于他們。比如說，關(guān)于油腔的設(shè)計，美國采用中央一個油腔，前蘇聯(lián)采用四個油腔，而我國采用軸向?qū)ΨQ雙油腔式，直到1994年，美國的靜一動壓油膜軸承才由單油腔改進(jìn)為雙油腔式，可見一斑。標(biāo)志軋機油膜軸承當(dāng)代水平的是90年代初為酒泉鋼鐵公司研制的φ1350mmTZ牌油膜軸承，采用了對稱雙油腔靜--動壓油膜軸承液壓鎖緊、新型回轉(zhuǎn)密封、雙向止推及快速裝拆等先進(jìn)技術(shù)。中國軋機油膜軸承，共采用過三種類型：純靜壓、純動壓、靜—動壓。純靜壓油膜軸承未在軋機行業(yè)得到推廣，純動壓油膜軸承被廣泛地應(yīng)用在各類可逆軋機及熱連軋機上，靜—動壓油膜軸承主要用在冷連軋機上，也采用在強化

33、軋制的可逆軋機上。評價這三類油膜軸承的成套能力，以靜—動壓油膜軸承為代表： (1)軸承本體的設(shè)計與制造，在設(shè)計上，油腔形狀、大小、數(shù)量、位置的確定，軸承主要參數(shù)的選擇，靜壓系統(tǒng)壓力、流量、粘度的確定，數(shù)值計算、選優(yōu)，以及在制造上保證高承載能力、高運轉(zhuǎn)精度等，都能自行完成，并為用戶提供AGC系統(tǒng)所需要的油膜厚度變化修正曲線； 　　(2)超高壓供油系統(tǒng)，在系統(tǒng)設(shè)計上，可以根據(jù)軋機的不同軋制制度，設(shè)計出適應(yīng)要求、安全可靠的超高壓供油系統(tǒng)，并與軸承設(shè)計一起確定經(jīng)濟合理的壓力—流量參數(shù)，還在系統(tǒng)中裝備一套保證四個軸承中各油腔壓力均衡的特殊裝置。在超高壓元器件上，80年代初，我國即已研制成功了工作壓力

34、為100MPa、流量為10L／min的泵、集—分流器、泄荷閥、壓力表、軟管、快速接頭等，實現(xiàn)了國內(nèi)自行成套，并投產(chǎn)使用。 　　(3)液壓鎖緊與快速裝拆，快速裝拆，在70年代末期即開始用于產(chǎn)品，滿足現(xiàn)代軋機，特別是連軋機的使用要求。為更好地控制錐套軸向壓緊力及快捷、安全的裝拆，80年代初，即開始研制液壓鎖緊裝置，現(xiàn)已成功地運用在產(chǎn)品上。 　　(4)回轉(zhuǎn)密封，現(xiàn)代軋機，特別是連軋機，軋制速度不斷提高，對軸承回轉(zhuǎn)密封的要求也越采越嚴(yán)格。在吸納當(dāng)代各種回轉(zhuǎn)密封優(yōu)點的基礎(chǔ)上，逐步改進(jìn)形成了我國的回轉(zhuǎn)密封形式，從模具設(shè)計、膠料配方、硫化工藝、理化檢驗與成品測試等都成熟配套。 我國能成套設(shè)計制造動壓、

35、靜—動壓軋機油膜軸承及動壓、靜壓供油系統(tǒng)，滿足各類現(xiàn)代軋機的要求?？梢赃@樣說，中國軋機油膜軸承技術(shù)，已經(jīng)成為一個完整的系統(tǒng)工程技術(shù)，中國軋機油膜軸承技術(shù)是獨立發(fā)展起來的，是中國軋機油膜軸承工作者緊密配合，共同努力的結(jié)果；當(dāng)前，又融進(jìn)了外國的先進(jìn)制造技術(shù)，正在向更高的境界邁進(jìn) 1.5 軋制力能參數(shù)計算 1.5.1 原始數(shù)據(jù) 軋件寬:1600mm、入口厚：40mm、出口厚：25mm、軋制溫度：1100度、軋件材料：Q235、軋件質(zhì)量：25t、軋速及其他參數(shù)見下表： 表1-1 F1 電動機功率(kM) 電機轉(zhuǎn)速(r/min) 電機扭矩(kNm) 2x5000 0…25

36、0/550 2962…1481 工作輥直徑(mm) 軋制速度(m/s) 軋制力矩(kNm) 1200/1080 0…1.6/3.6 2673…1215 本次設(shè)計的2050 FI軋鋼機采用由兩臺電動機單獨驅(qū)動兩個軋輥的軋鋼機。無減速器和齒輪座，采用萬向接軸傳遞運動和扭矩。 1、根據(jù)原始參數(shù)計算2050軋機的力能參數(shù)、運動參數(shù)、結(jié)構(gòu)參數(shù)。 2、根據(jù)計算的參數(shù)選擇合適的電機并校核。 3、根據(jù)以有的數(shù)據(jù)確定工作輥、支承輥的相關(guān)參數(shù)，根據(jù)條件選擇軸承、，并計算油膜軸承。 1.5.2 設(shè)計內(nèi)容 此次設(shè)計內(nèi)容是根據(jù)馬鞍山鋼鐵集團公司中熱軋帶鋼廠的2050

37、F1軋機進(jìn)行所選的課題的研究設(shè)計與計算，我設(shè)計的主要內(nèi)容是油膜軸承。設(shè)計的內(nèi)容有： 1、文獻(xiàn)檢索及綜述——國內(nèi)外有關(guān)板帶軋機設(shè)備現(xiàn)狀及主傳動配置及組成 2、油膜軸承特點、配置結(jié)構(gòu)分析比較、各部功能及計算方法綜述。 3、根據(jù)原始參數(shù)計算2050軋機的軋制壓力及軋制力矩計算。驅(qū)動形式與電機功率選擇。 4、通過工作能力計算油膜軸承的工作能力，主要包括承載能力的大小，最小油膜厚度的確定和熱平衡的計算 5、根據(jù)以上的機構(gòu)參數(shù)繪制1張總圖、1張部件圖、4張零件圖。 1.5.3 設(shè)計步驟 1、根據(jù)給定道次的壓下量及軋制溫度、軋件材料，采用Sims方法計算出平均單位軋制力以后，用它乘以軋件和軋

38、輥的接觸面積的水平投影即可得出軋制壓力。 2、總軋制壓力乘以軋制時的力臂系數(shù)得出總的軋制力矩。 3、 確定主傳動類型。 4、對于四輥軋機，還應(yīng)計算出傳動支承輥的力矩和工作輥的摩擦力矩。 5、 根據(jù)驅(qū)動力矩（以上三種力矩之和）選擇電動機類型和功率。 6、 計算軸承寬度以及軸頸的圓周速度。 7、 初估潤滑油的動力粘度和相應(yīng)的運動粘度。 8、 計算油膜的偏心率以及最小油膜厚度。 9、 計算出潤滑油的溫升，以及潤滑油入口溫度。 2 軋制力能參數(shù)計算與說明 2.1 軋制工藝參數(shù) 表2-1 軋前厚度h0（mm）

39、軋后厚度 h1（mm） 軋前寬度b0（mm） 軋后寬度b1（mm） 壓下量 Δh（mm） 壓下率ε 40 25 1600 1600 15 37.5% 軋件出口速v1（m/s） 軋制材料 質(zhì)量（t） 溫度t（℃ ） 軋件密度ρ（t/) 3.6 Q235 25 1100 7.8 2.2 軋輥主參數(shù)的確定 1、輥身長度的確定 在設(shè)計中主要是根據(jù)所提供的坯料尺寸和實際生產(chǎn)中的輥道寬度來確定輥身長度的，輥身長度決定了所軋板帶的最大寬度，其關(guān)系為

40、 (2-1) 式中——輥身長度； ——板帶材的最大寬度； ——視帶材寬度而定的量， 當(dāng)=400～1200mm時，取=100mm； 當(dāng)=1000～2500mm時，取=150～200mm； 當(dāng)帶鋼更寬時，a=200～400mm。 已知板帶材寬度為b0=1600mm（），可以此取a=200mm。 L= +a>b0+a=1800mm 本次設(shè)計為2050軋機，則有： L=2050mm 2、工作輥直徑的確定 對于四輥軋機為減小軋制力應(yīng)盡量使軋輥直徑小些。但工作輥最小直徑受輥頸和軸頭的扭轉(zhuǎn)強度和軋件咬入條件的限制。支承輥直徑主要取決于剛度和強度要求。

41、四輥軋機的輥身長度L確定以后，由文獻(xiàn)[1]，表2-3可知，寬帶鋼粗軋機輥身長度與其直徑之比L/D1為1.5～3.5，支承輥與軋輥直徑比D2/D1為1.2～2.0。 比值L/D1標(biāo)志著輥系的抗彎剛度，其值越小，則剛度越高。一般說輥身長度較大者，選用較大比值。工作輥輥徑: D1=L/(1.5～3.5)=2050/(1.5～3.5)=1366～586mm 根據(jù)理論與實際應(yīng)用初選D1=1100mm。 比值D2/D1的選擇，主要取決于工藝條件。當(dāng)軋件較厚（咬入角較大）時，由于要求較大工作輥直徑，故選較小的D2/D1值。 D2=(1.2～2.0)D1=(1.2～2.0)*1200mm=14

42、40～2400mm 根據(jù)理論與實際應(yīng)用初選D2=1630mm 。 3、工作輥和支承輥輥頸尺寸的確定 輥頸尺寸是指輥頸直徑和長度。由于本課題主要是進(jìn)行軋制力能計算，這里只需要確定輥頸直徑，而不需確定輥頸長度。輥頸直徑與所用軸承型式及工作載荷有關(guān)。由于受軸承徑向尺寸的限制，輥頸直徑比輥身直徑要小得多。因此輥頸與輥身過渡處通常成為軋輥強度最差的地方。只要條件允許，應(yīng)盡可能使輥頸直徑取得大一些。 對于使用滾動軸承的工作輥的輥頸，一般近似地選 d1=(0.5～0.55)D1 式中 ——工作輥輥頸直徑； ——工

43、作輥直徑。 d1=(0.5～0.55)x1100mm=550～605mm 初選=710mm,再查文獻(xiàn)[3]選用四列圓錐滾子軸承3811/710。 由此初選滾動軸承的轉(zhuǎn)動副直徑=870mm。工作輥輥頸處摩擦圓半徑： ρ1=μ/2 已知滾動軸承的摩擦系數(shù)為0.004，所以ρ1=1.74mm。 對于使用滑動軸承的支承輥的輥頸，近似地選 d2=（0.5～0.65）D2 式中 d2——支撐輥輥頸直徑； D2——支撐輥直徑。 d2=(0.5～0.65)x1630=815～1059mm 由于采用了便于換輥的圓錐形輥

44、頸，最小端直徑初選為810mm，最大端直徑初選為1015mm。由此初選滑動軸承轉(zhuǎn)動副的直徑=1115mm。支承輥輥頸處摩擦圓半徑： ρ2=μ/2 已知液體摩擦軸承的摩擦系數(shù)為0.003，所以ρ2=1.6725mm。 2.3 軋制力的計算 2.3.1 計算變形阻力 軋件材料是Q235， 由文獻(xiàn)[1]表2-1，可知，Q235變形阻力公式系數(shù)各項參數(shù)如下表： 表2-2 Q235 =3.665 =-2.878 =-0.122 =0.186 =1.402 =0.379 =151.2 由文獻(xiàn)[1，2-34]可知， =

45、 (2-2) 式中 ——基準(zhǔn)變形阻力； ——變形溫度影響系數(shù)， == (2-3) ——變形速度影響系數(shù)， == (2-4) ——變形程度影響系數(shù)。 ==1.402 (2-5) = (2-6) 式中 ——真實平均變形程度； ——相對變形程度。 把接觸弧看作拋物線時： =

46、 (2-7) 式中 ——變形程度； ——相對變形程度 εm=2/3*ε=25% rm=ln(1/1-0.25)=0.2878 粘著理論： (2-8) 滑動理論： (2-9) 式中 ——軋輥的圓周線速度； ——軋件的出口速度； ——軋制前、后軋件高度（厚度）； ——接觸弧水平投影長度 下面求軋制時的和

47、 (2-10) (2-11) l=sqr(600*15)=95mm hm=(40+25)/2=32.5mm 軋制速度的制定： 文獻(xiàn)[1]表3-1，熱帶鋼軋機軋輥與軋件的摩擦系數(shù)為0.27～0.36 根據(jù)理論和實際取 軋制時軋件的前滑值可應(yīng)用德列斯登公式計算： (2-12) 09

48、135m . 0 mm 600 mm 15 36 . 0 2 1 - 1 mm 25 4 mm 15 2 = ÷ ÷ ? ? ? ? è ? ′ ′ = S 根據(jù)前滑值定義式： (2-13) 由于2050軋機最高軋制速度為v1=3.6m/s m/s 299 . 3 09135 . 0 1 m/s 6 . 3 1 v v 1 r = + = + = S min .

49、 52.532 1200 .299 3 60 r r n = ′ = p 式中 ——————軋制旋轉(zhuǎn)速度 根據(jù)式子計算可得 采用粘著理論（外區(qū)影響是主要的） (2-13) a 94.434 MP 81.76MPa 1.155 1.155 k = ′ = = s 2.3.2 計算平均軋制力和總軋制力 軋件對軋輥的總壓力為軋制平均單位壓力與軋件和軋輥接觸面積的積， =

50、 (2-14) 接觸面積的一般形式為： (2-15) 式中 、——軋制前、后軋件的寬度； ——接觸弧長度的水平投影。 中性角 (2-16) 計算得,γ=0.073° (2-17) 式中 (2-18) 計算可得,=1.4577 或則根據(jù) 由文獻(xiàn)[1]圖2-23查得=1.4577 2.4 軋制力矩和軋輥驅(qū)動

51、力矩計算 2.4.1 軋制力矩 由[1，2-125]得 (2-19) 式中 P-----軋制力 -----軋制力力臂，其大小與軋制力的作用點及前后張力大小有關(guān) 軋制時前后張力則 β——為不考慮張力時軋制力作用點對應(yīng)的軋輥中心角 由[1，2-138]知 (2-20) ψ——為力臂系數(shù)； x——為軋制力在接觸弧上的作用電鋸軋輥中心

52、連線的距離。 所以 下面是帶張力軋制時（時）四輥軋機軋輥受力圖： 圖2-1 可求得： 則 2.4.2 工作輥傳動支承輥的力矩 由[1，2-126][1，2-127]知 (2-21) (2-22) 式中 ----工作輥與支承輥連心線與垂直線夾角 (2-

53、23) ----工作輥軸線相對支承輥軸線的偏移距 ----軋輥連心線與反力R的交角 (2-24) 2——為摩擦圓半徑 ——前后張力對軋制力方向影響的偏轉(zhuǎn)角 ----反力R對工作輥的力臂 (2-25) 由[1，2-141]知與軋輥軋件摩擦系數(shù)及變形區(qū)特征參數(shù)有關(guān)的系數(shù) 軋輥與軋件之間的摩擦系數(shù)：μ=0.36 (2-26

54、) 0523 . 1 mm 32.5 mm 95 36 . 0 = = = m h l m m (2-26) mm 731 . 4 ) mm 815 mm 6725 . 1 mm 052 . 1 )( mm 815 mm 600 ( = + + = 可逆軋制時，工作輥向入口端或出口端偏移，其效果相同。為保證工作輥穩(wěn)定， 選擇的偏移距取。 由上各式計算得， 則有° 所以： 2.4.3 計算軋

55、輥摩擦力矩 由[1]，2-128可知 (2-27) 式中 F——工作輥軸承處的反力； ——工作輥輥頸處的摩擦圓半徑。 當(dāng)時， (2-28) 所以有： 2.4.4 軋輥驅(qū)動力矩 傳動輥所需要的力矩為軋制力矩、工作輥帶動支承輥的力矩與工作輥軸承中摩擦力矩三部分之和，即： (2-29)

56、 3 油膜軸承工作的基本原理和關(guān)系簡介 3.1 油膜的工作原理 在軋制過程中，由于軋制力的作用，迫使輥軸軸頸發(fā)生移動，油膜軸承中心與軸頸的中心產(chǎn)生偏心，使油膜軸承與軸頸之間的間隙形成了兩個區(qū)域，一個叫發(fā)散區(qū)(沿軸頸旋轉(zhuǎn)方向間隙逐漸變大），另一個叫收斂區(qū)（沿軸頸旋轉(zhuǎn)方向逐漸減?。?。當(dāng)旋轉(zhuǎn)的軸頸把有粘度的潤滑油從發(fā)散區(qū)帶入收斂區(qū)，沿軸頸旋轉(zhuǎn)方向軸承間隙由大變小，形成一種油楔，使?jié)櫥蛢?nèi)產(chǎn)生壓力。油膜內(nèi)各點的壓力沿軋制方向的合力就是油膜軸承的承載力。當(dāng)軋制力大于承載力時，軸頸中心與油膜軸承中心之間的偏心距增大。在收斂區(qū)內(nèi)軸承間隙沿軸頸旋轉(zhuǎn)方向變陡，最小油膜厚度變小，油膜內(nèi)的壓力變大，承載力變

57、大，直至與軋制力達(dá)到平衡，軸頸中心不再偏移，油膜軸承與軸頸完全被潤滑油隔開，理論上形成了全流體潤滑。 3.1.1楔形間隙 油膜動壓潤滑，就是依靠被潤滑的一對固定的摩擦面間的相對運動，使得介于固體間的油膜內(nèi)產(chǎn)生壓力，以承受外載荷而免除固體互相接觸，從而起到減少摩擦和保護固體表面的作用。它的工作原理基本上如上面（圖2-1）所示。 其要素是：兩個固體表面間具有楔形間隙：間隙之間充滿有粘性的液體，一般 通常指粘性油膜；油膜可以吸附于兩個固體的表面；兩個固體的表面的相對運 動帶動潤滑油膜由間隙大端向間隙小端運動。如果油膜中沒有壓力，則無論在 間隙大端的截面1還是在間隙小端截面2處，流

58、體的速度沿油膜厚的分布都將 為虛線所示的三角形分布，于是單位時間內(nèi)流體經(jīng)過截面1（設(shè)固體垂直圖面 的寬度為1），流入截面1、2之間所包空間的質(zhì)量與h1成正比，而流出該空間 經(jīng)過截面2流出的質(zhì)量與h2成正比，二者乘以同一個常數(shù)，顯然，入口處h1 要大于出口處h2，此時顯然流入量要大于流出量，流量是不平衡的，違背了質(zhì) 量守恒定律，這是不可能發(fā)生的現(xiàn)象。因此，在截面1、2之間所包的空間內(nèi)必 然有高于入口和出口環(huán)境壓力Pa的壓力產(chǎn)生，從而使得流經(jīng)截面1的速度分 布減少為內(nèi)凹的曲線，并使流經(jīng)截面2的速度分布增大為外凸的曲線，從而達(dá) 到流量平衡，這就是油膜動壓形成的原理。 3.1．2徑向

59、軸承中的楔形油膜 圖2—2所示表示一圓柱形軸承，在外載荷F的作用下，軸頸中心Oj相 對于軸承中心O處在一偏心位置上工作。偏心距為e，偏位角為。在連心 線 OOj的延長線上，其中一端有最大間隙h＝c＋e，另一端有最小間隙 h＝c－e。其中c為半徑間隙，c＝R-r；R為軸承孔半徑；r為軸頸半徑。 順著軸頸旋轉(zhuǎn)的方向，由h到h的半圈內(nèi)，間隙是呈由大變小的收斂楔形， 這就是油膜能夠產(chǎn)主壓力以承受載荷的主要幾何條件。在由h到h的半圈 內(nèi)，則呈由小變大的發(fā)散楔形，這個區(qū)域的油膜是沒有承載能力的，因此，油 膜中壓力分布在h以后急劇下h降；一般在h以后不長的距離上，油膜即因 不能承受太

60、大的負(fù)壓而破裂。這樣，在略大于180度的楔形間隙內(nèi)，形成了油 膜正壓力分布。已有實驗證明在油膜的破裂而是形成許多細(xì)條狀。 3.1.3擠壓效應(yīng) 軸承受到變動載荷作用時，或者當(dāng)載荷大于油膜壓力合力時，軸頸在軸承中 發(fā)生變位運動。軸頸變位運動時，必定將逐漸變小的那部分間隙中的油擠出，而油的粘性將引起對這種流動的反抗力。這種現(xiàn)象稱為“擠壓效應(yīng)”，亦可視為一種抵抗軸頸變位運動的承載力。 3.2 動壓油膜和液體摩擦狀態(tài)的建立過程 流體動力潤滑的工作過程：起動、不穩(wěn)定運轉(zhuǎn)、穩(wěn)定運轉(zhuǎn)三個階段 　　起始時n=0，軸頸與軸承孔在最下方位置接觸 1、起動時，由于速度低，軸頸與孔壁金屬直接接觸

61、，在摩擦力作用下，軸頸沿孔內(nèi)壁向右上方爬開。 2、不穩(wěn)定運轉(zhuǎn)階段，隨轉(zhuǎn)速上升，進(jìn)入油楔腔內(nèi)油逐漸增多，形成壓力油膜，把軸頸浮起推向左下方。（由圖b→圖c） 3、穩(wěn)定運轉(zhuǎn)階段（圖d）：油壓與外載F平衡時，軸頸部穩(wěn)定在某一位置上運轉(zhuǎn)。轉(zhuǎn)速越高，軸頸中心穩(wěn)定位置愈靠近軸孔中心。（但當(dāng)兩心重合時，油楔消失，失去承載能力） 　　 圖13－12向心軸承動壓油膜形成過程 從上述分析可以得出動壓軸承形成動壓油膜的必要條件是 （1）相對運動兩表面必須形成一個收斂楔形 （2）被油膜分開的兩表面必須有一定的相對滑動速度vs，其運動方向必須使?jié)櫥瑥拇罂诹鬟M(jìn)，小口流出。 （3）潤滑油必須有一定的粘

62、度，供油要充分。 v越大，η 越大，油膜承載能力越高。 實際軸承的附加約束條件： 壓力 pv值 速度 最小油膜厚度 溫升 從油膜軸承的工作原理可知道油膜軸承系統(tǒng)內(nèi)的一個最重要的參數(shù)就是最小油膜厚度。如果最小油膜厚度值太小，而潤滑油中的金屬雜質(zhì)顆粒過大，金屬顆粒的外形尺寸在數(shù)值上大于最小油膜厚度時，金屬顆粒隨潤滑油通過最小油膜厚度處時，就像造成金屬接觸，嚴(yán)重時就會燒瓦。另外如果最小油膜厚度值太小，當(dāng)出現(xiàn)堆鋼等事故時，很容易造成軸頸和油膜軸承的金屬接觸而導(dǎo)致燒瓦。最小油膜厚度值的大小與油膜軸承的結(jié)構(gòu)尺寸及材料、相關(guān)零件的加工精度及油膜軸承系統(tǒng)的安裝精度

63、、潤滑油及軋制力的大小等有關(guān)。 3.3 基本關(guān)系及雷諾方程 在導(dǎo)出油膜的動力學(xué)的基本方程時，一個最重要的假設(shè)就是油膜本身的連續(xù)性質(zhì)。油膜的運動并沒有什么特殊性，它完全遵循物理學(xué)的三大守恒定律：質(zhì)量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律。所以，描述油膜運動的基本方程式僅是這三個物理守恒定律的數(shù)學(xué)表達(dá)式，它們分別被稱為連續(xù)性方程、動量守恒方程和能量守恒方程。油膜一般被認(rèn)為密度是己知常量的潤滑流體、在油膜的動力學(xué)分析中，最重要的特點就是油膜的厚度特別小，與流動場其他方向的尺寸相比，要小好幾個數(shù)量級。從油膜的厚度特別小的事實出發(fā)，油膜動力學(xué)的基本方程就可以大大的加以簡化。再從簡化的動量方程和連續(xù)性方

64、程可以導(dǎo)出一個關(guān)于壓力的二維二階偏微分方程，即雷諾潤滑方程。因為在流體力學(xué)潤滑中，油膜壓力是個最根本的參數(shù)，油膜的承載能力就是壓力積分的結(jié)果。所以，在大多數(shù)工程實際問題中，雷諾方程是解決潤滑設(shè)計問題的基本方程。 流體動力潤滑基本方程（雷諾方程）是根據(jù)粘性流體動力學(xué)基本方程出發(fā)，作了一些假設(shè)條件后簡化而得的。 假設(shè)條件是： 1）忽略壓力對潤滑油粘度的影響；2）流體為粘性流體；3）流體不可壓縮，并作層流；4）流體膜中壓力沿膜厚方向是不變的； 2）略去慣性力和重力的影響。 可以得出： ∴ （13-13） 一維雷諾流體動力潤滑方程 上式對x取偏導(dǎo)數(shù)可得 （

65、13-14） 若再考慮潤滑油沿Z方向的流動，則 （13-15）二維雷諾流體動力潤滑方程式。 4 油膜軸承設(shè)計數(shù)據(jù)計算 徑向滑動軸承工作能力計算是在軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)和潤滑油參數(shù)初步選定后進(jìn)行的工作，目的是校核參數(shù)選擇的合理正確性。通過工作能力計算，若確定了選擇參數(shù)是正確的，則軸承的設(shè)計工作基本完成，否則需要重新選擇有關(guān)參數(shù)并在進(jìn)行相應(yīng)的計算。軸承參數(shù)選擇 1、軸承的平均比壓 p較大，有利于提高軸承平穩(wěn)性，減小軸承的尺寸 但p過大，油層變薄，對軸承制造安裝精度要求提高，軸承工作表面易破壞。 2、長（寬）徑比L/d L/d小，軸承軸向尺寸

66、小，端泄Q1上升→摩擦功耗和 下降，且能減輕軸頸與軸瓦邊緣接觸。但承載能力下降。 0.3～0.8——汽輪機、鼓風(fēng)機 一般L/d= 0.6～1.2——電動機、發(fā)電機、離心泵 0.8～1.5——機床、拖拉機 0.6～0.9——軋鋼機 4.1油膜軸承基本參數(shù)選取計算 4.1．1選擇軸承寬徑比 一般軸承的寬徑比B/d在0.3到1.5范圍內(nèi)，寬徑比小，有利于提高運轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性，增大端泄量以降低油溫。但是軸承寬度減小，則軸承承載能力也隨之降低。告訴重載軸承溫升高，寬徑比易取小值；低速重載軸承，為提高軸承整體剛性，寬徑比亦取大值；高速輕載軸承，如對軸承鋼性無過高要求，可取小值；需要對軸 有較大支撐剛性的機床軸承，宜取較大值。 根據(jù)軋鋼機軸承寬徑比范圍0,6-0.9 ，取寬徑比為0.8 。 4.1.2計算軸承寬度 4.1.3計算軸頸圓周速度 4.1.4計算軸承工作壓力 4.1.5選擇軸瓦材料 在保證的條件下選定軸承材料為巴氏合金。 4.1.6初步估計潤滑油動力粘度 這是軸承設(shè)計中的一個重要參