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　　-17a所示的两平行板间充满润滑油,板B静止不动,板A以速度v向左运动。如前所述,在速度不是很大的情况下,两平行板之间的润滑油呈层流状态,各流层的速度沿板长度方向始终呈三角形分布。由于各层流速恒定,因此作用在油层上的油压既不会增大,也不会减小(恒为大气压)。因此,若忽略板A的质量,则板A不会下沉,但若板A上承受载荷F时,由于在竖直方向无油压的合力与F平衡,于是板A将逐渐下沉,直到与板B接触。显然,这种情况下板A不能承受载荷F。如果板A与板B不平行,板间的间隙沿运动方向由大变小(图16-17b),则板间的油层速度分布沿x方向不可能恒为线性分布(因为进油口大,出油口小,若速度分布相同则必然导致进油多出油少,这显然不符合流量连续原理,因而是不可能的),要保证流量连续,进油口的速度分布只能是图示的上凸分布,而出油口的速度分布只能是下凸的。由于油层(坐标y处)在进油口的速度小于出油口的速度,说明截面a-a、c-c之间的油压大于进、出油口的油压,也就是说间隙中形成了压力油膜。由于油压是各向同性的,因此作用在板A上的油压构成一个合力将板A向上顶,要保证板A相对于板B在y方向无相对运动,必须给板A施加一个向下的力F以平衡油压向上的合力。由此可知,这种情况下,板A是能够承受一定载荷F的。这种借助相对运动而在轴承间隙中形成的压力油膜称为动压油膜。图b还表明:从截面a-a到c-c之间,各截面速度分布是不相同的,但必有一截面b-b,油的速度呈三角形分布。。该方程是在一些假设的基础上,考虑流体的静力平衡和流量连续条件得出的。假设静力平衡条件油层速度分布流量连续条件请对照图16-181)z向无限长,故润滑油在z向没有流动;2)压力p不随y值的大小而变化,即同一油膜截面上压力为常数(因油膜很薄,故这样假设是合理的);3)润滑油粘度不随压力而变化,并且忽略油层的质量;4)润滑油处于层流状态。式为液体动压润滑基本方程(一维雷诺方程)。式(16-9)表明:除非两板之间间隙沿x方向完全无变化(h≡)、润滑油粘度恒为0、两板之间无相对运动,否则油压沿x方向的变化率不可能恒等于0。,有根据式(16-9),对于驻点(=0处),有h=,考虑到随着x的增大间隙是增大的(即0),故可知油压在h=处有极大值。显然,沿x轴全长积分可得油压的合力,满足一定条件,则该合力足以平衡外载荷。若0(即润滑油从小口流进,大口流出),则0,油压在h=处有极小值,则油膜不仅没有承载能力,还会导致两表面相吸。结论形成动压油膜的条件是:1)两工作表面间的间隙必须有变化(突变或渐变均可);2)两工作表面间必须连续充满润滑油或其他粘性流体;3)两工作表面间必须有相对滑动速度,其运动方向必须保证润滑油从大截面流进,从小截面流出。16-5非液体摩擦滑动轴承的计算非液体摩擦滑动轴承可用润滑油润滑,也可用润滑脂润滑。在润滑油、润滑脂中加入少量鳞片状石墨或二硫化钼粉末,有助于形成更坚韧的边界油膜,且可填平粗糙表面而减少磨损。但这类轴承不能完全排除磨损。维持边界油膜不破裂,是非液体摩擦滑动轴承的设计依据。由于边界油膜的强度和破裂温度受多种因素影响而十分复杂,其规律尚未完全被人们掌握。因此目前采用的计算方法是间接的、条件性的,实践证明,若能限制压强p、压强与轴颈线速度的乘积pv,那么轴承是能够很好地工作的。,目的是避免压强过大使边界膜破裂从而导致金属直接接触产生的剧烈磨损。对于转速很低或间歇转动的轴,只需进行这项计算。压强p的验算式为式中:F为轴承径向载荷(N);B为轴瓦宽度(mm);d为轴颈直径(mm);[p]为轴瓦材料的许用压强,单位是MPa(表16-1)。,pv值与轴承单位面积的摩擦功耗成正比,因此限制pv值也就是限制轴承的温升,从而避免温度过高使润滑失效(润滑油对固体的吸附能力随着温度的升高而降低)。对于连续运转的轴承,通常都应进行这项计算。pv值的验算式为式中:n为轴的转速(r/min);[pv]为轴瓦材料的许用值,单位为MPam/s(表16-1)。例16-2非液体摩擦滑动轴承可用润滑油润滑,也可用润滑脂润滑。在润滑油、润滑脂中加入少量鳞片状石墨或二硫化钼粉末,有助于形成更坚韧的边界油膜,且可填平粗糙表面而减少磨损。但这类轴承不能完全排除磨损。维持边界油膜不破裂,是非液体摩擦滑动轴承的设计依据。由于边界油膜的强度和破裂温度受多种因素影响而十分复杂,其规律尚未完全被人们掌握。因此目前采用的计算方法是间接的、条件性的、实践证明,若能限制压强p、压强与轴颈线速度的乘积pv,那么轴承是能够很好地工作