軸承油膜壓力是多少

『壹』 動壓油膜承載能力取決於哪些因素

影響因素：

1、相對間隙增大時，油膜厚度會先增大後減小，因此對於承載能力來說存在一個最佳的相對間隙，通常大約在0.002～0.0002毫米。

2、寬徑比對於承載能力也有很大影響，寬徑比越小，油從軸承兩端流失越多，油膜中壓力下降越嚴重，這會顯著降低軸承的承載能力。

3、偏心率越小，容易出現失穩，產生油（氣）膜振盪，使得承載力下降，易於發生破壞。

4、而工作載荷和轉速應該與相對間隙和寬徑比應該相配合，否則也會導致承載能力下降。

液體動壓軸承在啟動和停車過程中，由於速度低而不能形成足夠隔開兩摩擦表面的油膜，容易出現磨損，因此，製造軸瓦或軸承襯須選用能在直接接觸條件下工作的滑動軸承材料。液體動壓軸承要求軸頸和軸瓦表面呈幾何形狀正確且光滑，安裝時精確對中。

產生液體動壓力的條件是：

（1）兩摩擦面有足夠的相對運動速度；

（2）潤滑劑有適當的粘度；

（3）兩表面間的間隙是收斂的，在相對運動中潤滑劑從間隙的大口流向小口，構成油楔。這種支承載荷的現象通常稱為油楔承載。

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液體動壓軸承性能：

相對間隙對軸承性能的影響很大，除影響軸承的承載能力或最小油膜厚度外，還影響軸承的功耗、溫升和油的流量 (圖3[單油楔軸承各參數與相對間隙的關系])。對不同尺寸和工作狀況的軸承，都有最優的相對間隙范圍，通常為0.002～0.0002毫米。

軸承寬徑比是影響軸承性能的又一重要參數。寬徑比越小，油從軸承兩端流失越多，油膜中壓力下降越嚴重，這會顯著降低軸承的承載能力。寬徑比大時，要求軸的剛度大,與軸承的對中精度高。通常取寬徑比為0.4～1。

單油楔軸承在高速輕載時偏心率小，容易出現失穩，產生油（氣）膜振盪。油膜振盪能引起設備損壞等重大事故。因此，單油楔軸承多用於中等以上速度或高速重載的機械設備，如軋機和一般機床。

多油楔液體動壓徑向軸承軸頸周圍有兩個或兩個以上油楔的軸承。多油楔徑向軸承承受載荷前，即軸頸中心與軸承幾何中心重合時，相對各段瓦面曲率中心都存在偏心，不過偏心值相等，在各瓦面油膜中生成的壓力相同，軸頸受力平衡。

承受載荷後，這些偏心值有的增大，有的減小，各瓦面上的油膜壓力隨之減小或增大，軸承的承載能力便是這些油膜壓力的向量和。多油楔軸承比單油楔軸承承載能力低，但在主承載瓦面的對面附加有油膜壓力,因而能提高軸承運轉的穩定性。

因此,多油楔徑向軸承多用於高速輕載的設備，如汽輪機、風力機和精密磨床等。多油楔徑向軸承型式很多，而且還在不斷出現消振能力較高的新結構。

液體動壓推力軸承是由若干個油楔組成的推力軸承，其承載能力為各油楔油膜壓力之和，常用於水輪機、汽輪機、壓氣機等中等以上速度的設備。

參考資料來源：網路-液體動壓軸承

『貳』 主軸油氣潤滑的壓力是多少

油氣潤滑對壓縮空氣的要求是工作壓力在4-6bar左右，在大量潤滑點的場合，考慮到管路多而壓力損失相應較大。

油氣潤滑對油的清潔度的要求也不高，NAS9級或好於NAS9級即可，普通的新油一般都可以直接使用，但為了防止出現意外，即加入廢油或是新油本身不夠清潔，所以加油時還是應採用一個精度不低於40μ的過濾器過濾後再加入。

油氣潤滑對壓縮空氣的要求是工作壓力在4-6bar左右，在大量潤滑點的場合，考慮到管路多而壓力損失相應較大，可以適當調高工作壓力；而在潤滑點很少量的場合，2bar情況下也能使用，低於2bar時尤其是壓縮空氣流速低於7m/s時則不易形成穩定連續的油膜。

另外含水量不能過高，因為過多的水分會破壞油膜並危害軸承、齒輪等傳動部件。當然油氣潤滑系統中會配置相應的壓縮空氣處理裝置對壓縮空氣進行過濾、除水等處理。如果用戶的氣源很臟或含水量高，則須在系統接入口前另設壓縮空氣乾燥器或帶分水作用的過濾器對壓縮空氣進行處理。

『叄』 凸輪軸油膜壓力一般是多少

根據測試最大供油壓力約為100 MPa，型柴油機第Ⅰ列凸輪軸軸承座4的受力見圖6，噴油滾輪作用在凸輪軸上的力Pt=52.4 kN，齒輪圓周力Ft=8.2 kN，齒輪徑向力Fr=3.0 kN，合成力Fbt=8.7 kN，作用在軸承座總合力P=48.1 kN。

由計算可知，供油凸輪的作用力在0~26°范圍擺動（見圖5），軸承座的受力約在0~33.6°范圍擺動 （見圖6），其中最大作用力在33.6°處。

由軸心軌跡計算理論可知，旋轉軸工作時會產生油契的旋轉效應，即當軸頸旋轉時，滑油在工作表面帶動下，從hmax側進入油契，從hmin側流出，在收斂的油契內建立起流體動壓力P。

P分布於偏心線A-A之一側，油膜壓力的總合力P與偏心線A-A之間的夾角為θ（圖7）。


夾角θ大小與轉速ω、間隙、和作用力P等有關。

對於320型柴油機經估算在15°左右，那麼最小油膜位置將會出現在約45°左右范圍，如軸承套按裝，最小油膜剛好落在軸套的一條布油槽內。

由此分析認為，布油槽設置在最小油膜厚度的高壓區域，滑油從hmax側進入油契到達布油槽區域時，由於空間突然增大而泄壓，油膜遭到破壞，凸輪軸在重載作用下與軸承套直接接觸，導致凸輪軸與軸承套摩擦發熱而燒壞。

檢查有關圖紙文件，並未對軸承套布油槽的安裝方位有任何要求，當時的安裝工人對於軸承套布油槽的安裝方位也沒有意識，隨意安裝。

軸承套內表面有2條布油槽成180°分布，油槽寬約26°，如隨意安裝將有大於30%的概率布油槽落在受力區域。

之前沒有或極少發生軸承套燒壞事故，估計或許是之前有一些口頭上傳下來的要求，或者是安裝工人有固定的安裝習慣剛好布油槽沒落在油膜最小的高壓區，這不得而知。

『肆』 徑向油膜壓力最大值在什麼位置

徑向油膜壓力最大值批PMAX不在外載荷FR的垂線位置，而是在最小油膜厚度附近。

在流體動力潤滑的機械零件中最常見的是徑向軸承。徑向軸承工作情況十分復雜，並且影響因素居多，所以徑向軸承的求解過程進行不同程度的簡化。

徑向軸承主要簡化形式有無限短軸承和無限長軸承。無限短軸承適合寬徑比較小的窄軸承，當軸承寬徑比λ≤0.2時將有。

摩擦是機械運動中常見的物理現象，有相對運動的零部件工作時都會有摩擦和磨損。在一般機械運動中各種形式的表面損壞而失效的零部件佔全部零部件的80%，所以採用潤滑是減少磨損的有效手段。滑動軸承的兩摩擦表面被潤滑油隔開而不直接接觸。

形成厚度達幾十微米的壓力油膜。而滑動軸承油膜特性直接影響到整個高速旋轉機械轉子系統的動力學特性，是轉子－軸承非線性動力學特性分析的基礎和關鍵。

『伍』 潤滑油油膜壓力多少

機油壓力通常維持在0.2至0.5mpa。
1、機油耗費太多發動機正常的機油消耗量與汽油的比率是0.5%至1%，若超過1%就有問題了；
2、機油耗費太多的緣由除漏機油外更多的是燒機油，機油壓力表通稱為機油表，指示發動機運轉時潤滑系主油道潤滑油壓力。
柴油機因為機件毀壞、安裝不合理或其它故障，都是會造成機油壓力過低或沒有壓力。而柴油機上通常有壓力控制閥可以對機油的壓力做好調整。在機油濾芯座上，朝前的方位，通常有一個地腳螺栓，那便是柴油發動機的減壓閥，將防松螺母扭松，用一字螺絲刀順時針方向擰，氣壓高，相反低。可是最先查驗清晰是什麼原因造成工作壓力過低，如果是汽油泵常見故障和活塞銷空隙過大或其他常見故障，簡易調不一定有效，如果是汽車機油量少造成的工作壓力紊亂，那立即加上汽車機油就可以。
造成機油變質的緣由有最容易干擾的就是機油中進入水分濾清器的問題，氣缸毀壞或是活塞環毀壞，造成燃油竄進曲軸箱使機油粘度降低，工作條件嚴苛，將使機油劣變速度加速，發動機的技術情況，發動機技術情況較差將使機油劣變速度加速

『陸』 油懸浮軸承原理

油膜軸承的工作原理
油膜軸承因其承載性能好，工作穩定可靠、工作壽命長等優點，在各種機械、各個行業中都得到了廣泛的應用。
油膜軸承按其工作原理可分為靜壓軸承與動壓軸承兩類。
靜壓軸承是依靠潤滑油在轉子軸頸周圍形成的靜壓力差與外載荷相平衡的原理進行工作的。不論軸是否旋轉，軸頸始終浮在壓力油中，工作時可以保證軸頸與軸承之間處於純液體摩擦狀態。因此，這類軸承具有旋轉精度高、摩擦阻力小、承載能力強的特點，並且對轉速的適應性和抗振性非常好。但是，靜壓軸承的製造工藝要求較高，還需要一套復雜的供油裝置，因此，除了在一些高精度機床上應用外，其他場合使用尚少。
動壓軸承油膜壓力是靠軸本身旋轉產生的，因此供油系統簡單，設計良好的動壓軸承具有很長的使用壽命，因此，很多旋轉機器（例如膨脹機、壓縮機、泵、電動機、發電機等）均廣泛採用各類動壓軸承。
在旋轉機械上使用的液體動壓軸承有承受徑向力的徑向軸承和承受軸向力的止推軸承兩類，本節主要討論徑向軸承的故障機理與診斷。
在動壓軸承中，軸頸與軸承孔之間有一定的間隙（一般為軸頸直徑的千分之幾），間隙內充滿潤滑油。軸頸靜止時，沉在軸承的底部，如圖1-1 (a )所示。當轉軸開始旋轉時，軸頸依靠摩擦力的作用，沿軸承內表面往上爬行，達到一定位置後，摩擦力不能支持轉子重量就開始打滑，此時為半液體摩擦，如圖1-1（b)所示。隨著轉速的繼續升高，軸頸把具有黏性的潤滑油帶入與軸承之間的楔形間隙（油楔）中，因為楔形間隙是收斂形的，它的入口斷面大於出口斷面，因此在油楔中會產生一定油壓，軸頸被油的壓力擠向另外一側，如圖1-1（c）所示。如果帶入楔形間隙內的潤滑油流量是連續的，這樣油液中的油壓就會升高，使入口處的平均流速減小，而出口處的平均流速增大。由於油液在楔形間隙內升高的壓力就是流體動壓力，所以稱這種軸承為動壓軸承。在間隙內積聚的油層稱為油膜，油膜壓力可以把轉子軸頸抬起，如圖1-1（d)所示。當油膜壓力與外載荷平衡時，軸頸就在與軸承內表面不發生接觸的情況下穩定地運轉，此時的軸心位置略有偏移，這就是流體動壓軸承的工作原理。

圖1-1 動壓軸承工作狀態
軸頸在軸承內旋轉時的油膜壓力分布情況如圖1-2所示。軸承參數如下：

圖1-2 軸承內油膜壓力分布
ө—偏位角； e—偏心距；
c—平均間隙， φ—相對間隙，
ε—相對偏心率， hmin——最小油膜厚度，
軸承的承載能力與多種參數有關，對於圓柱軸承可用式（1－1）表示：
(1-1)
式中P—軸承載荷；Ψp—軸承承載能力系數；μ—潤滑油動力黏度系數；l—軸承寬度；
d—軸頸直徑；ω—軸頸旋轉角速度。
當Ψp>1時，稱為低速重載轉子；當Ψp＜1時，稱為高速輕載轉子。Ψp是偏心率ε和軸承寬徑比l／d的函數，偏心率越大或軸承寬徑比越大，貝Ψp 也越大，軸承承載能力也大，但偏心率過大時最小油膜厚度過薄，有可能出現軸頸與軸承內表面干摩擦的危險。

『柒』 動壓滑動軸承的油膜壓力大小與什麼因素有關

1）相對滑動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙
2）被油膜分開的兩表面必須有足夠的相對滑動速度，其運動方向必須使潤滑油由大口流進，從小口流出
3）潤滑油必須有一定的粘度

『捌』 最小油膜厚度受哪些因素影響（流體動壓滑動軸承油膜壓力與摩擦測試）

最小油膜厚度受溫度、運動粘度、動力粘度、油的質量（純度）、軸承間隙、供油壓力等因素影響。

相對滑動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙。被油膜分開的兩表面必須有足夠的相對滑動速度，其運動方向必須使潤滑油由大口流進，從小口流。潤滑油必須有一定的粘度。

滑動摩擦下工作的軸承。滑動軸承工作平穩、可靠、無雜訊。在液體潤滑條件下，滑動表面被潤滑油分開而不發生直接接觸，還可以大大減小摩擦損失和表面磨損，油膜還具有一定的吸振能力。但起動摩擦阻力較大。

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滑動軸承吸收和傳遞相對運動零件間的力，保持兩零件的位置和定位精度。另外，還要將定向運動轉換為旋轉運動（如往復活塞式發動機）。

滑動軸承在工作時由於軸頸與軸瓦的接觸會產生摩擦，導致表面發熱、磨損甚而「咬死」，所以在設計軸承時，應選用減摩性好的滑動軸承材料製造軸瓦，合適的潤滑劑並採用合適的供應方法，改善軸承的結構以獲得厚膜潤滑等。

軸瓦或軸承襯是滑動軸承的重要零件，軸瓦和軸承襯的材料統稱為軸承材料。由於軸瓦或軸承襯與軸頸直接接觸，一般軸頸部分比較耐磨，因此軸瓦的主要失效形式是磨損。

軸瓦的磨損與軸頸的材料、軸瓦自身材料、潤滑劑和潤滑狀態直接相關，選擇軸瓦材料應綜合考慮這些因素，以提高滑動軸承的使用壽命和工作性能。

『玖』 設計液體動壓潤滑滑動軸承，保證軸承正常工作應滿足哪些條件

為保證軸承正常，工作應滿足條件：

1、兩工作面間必須有楔形形間隙。

2、兩工作面間必須連續充滿潤滑油或其他黏性流體。

3、兩個工作面之間必須有相對的滑動速度，運動方向必須使潤滑油流入大斷面，流出小斷面。

4、此外，外載荷不應超過最小油膜的限制。對於一定的負載，速度、粘度和間隙必須適當匹配。

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動壓潤滑，通過軸承的旋轉器每天摩擦潤滑油表面，由於潤滑油在軸承中的粘度和動壓作用，潤滑油對油壓形成楔形間隙，軸承油膜形成。

流體動力潤滑理論假定潤滑油的粘度，即潤滑油的粘度在給定溫度下不隨壓力變化。其次，假定具有相對摩擦運動的表面為剛性，即不考慮其在載荷和油膜壓力作用下的彈性變形。

在上述假設下，此假設接近一般非重載滑動軸承的實際情況（接觸壓力為15MPa）。然而，當滾動軸承與齒輪之間的表面接觸壓力增加到400～1500MPa時，上述假設與實際情況不同。

變形摩擦表面油膜厚度可以達到幾次，和潤滑表面彈性變形的金屬摩擦和潤滑劑粘度隨壓力改變這兩個因素，研究油膜的形成和計算油膜的厚度截面形狀和油膜壓力分布在一個更現實的潤滑彈流潤滑。

『拾』 動壓滑動軸承的油膜壓力大小與哪些因素有關

動壓軸承的油膜壓力與以下因素有關:潤滑油粘度、表面滑動速度、油膜厚度及其變化。兩個滑動面之間必須形成一個收斂的楔形間隙；被油膜隔開的兩個面必須有足夠的相對滑動速度，移動方向必須使潤滑油從大嘴流入，從小口流出；潤滑油必須有一定的粘度。一般來說，滑動軸承如果在正確、理想的條件下使用，其壽命可以說是無限的，但現實情況是軸承經常燒壞、磨損，需要進行修復。滑動軸承的修復往往是一個困難的過程，有時需要專業的滑動軸承製造商進行修復，這帶來了更多的時間損失，影響了生產效率。