液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
（二） HZS—Ⅰ型试验台
一. 实验目的
1. 观察滑动轴承液体动压油膜形成过程。
2. 掌握油膜压力、摩擦系数的测量方法。
3. 按油压分布曲线求轴承油膜的承载能力。
二. 实验要求
1. 绘制轴承周向油膜压力分布曲线及承载量曲线，求出实际承载量。
2. 绘制摩擦系f 与轴承特性 的关系曲线。
3. 绘制轴向油膜压力分布曲线
三. 液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理
当轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，由于油的粘性作用，当达到足够高的旋转速度时，油就被带入轴和轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，即在承载区内的油层中产生压力。当压力与外载荷平衡时，轴与轴瓦之间形成稳定的油膜。这时轴的中心相对轴瓦的中心处于偏心位置，轴与轴瓦之间处于液体摩擦润滑状态。因此这种轴承摩擦小，寿命长，具有一定吸震能力。
液体动压润滑油膜形成过程及油膜压力分布形状如图8-1所示。
滑动轴承的摩擦系数f是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度 (Pas)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MPa)有关，令
（7）
式中：—轴承特性数
观察滑动轴承形成液体动压润滑的过程，摩擦系数f随轴承特性数 的变化如图8-2所示。图中相应于f值最低点的轴承特性数 c称为临界特性数，且 c以右为液体摩擦润滑区，c以左为非液体摩擦润滑区，轴与轴瓦之间为边界润滑并有局部金属接触。因此f值随 减小而急剧增加。不同的轴颈和轴瓦材料、加工情况、轴承相对间隙等，f—曲线不同，c也随之不同。
四. HZS—I型试验台结构和工作原理
1. 传动装置
如图8-7所示，被试验的轴承2和轴1支承于滚动轴承3上，由调速电机6通过V带5带动变速箱4，从而驱动轴1逆时针旋转并可获得不同的转速。 2. 加载装置
该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。图中4为静压加载板，它位于被试轴承上部，并固定于箱座上，当输入压力油至加载板的油腔时，载荷即施加在轴承上，轴承载荷为：
F = 9.18 (poA+Go) N （8）
式中： po — 油腔供油压力，po = 3 kg/cm2 ；
A — 油腔在水平面上投影面积， A = 60 cm2 ；
Go — 初始载荷（包括压力表、平衡重及轴瓦的自重）Go = 8 kgf 。
3. 摩擦系数测量装置
摩擦系数是通过测量轴承摩擦力矩而得到的。如图8-8 所示：在轴承6上联出一水平测力杆2，当轴5旋转后，作用在轴承6上的摩擦力矩，通过测力杆2上的测力计1，测出杆端的Q力，由平衡得：
（9）
则有： （10） 6 5 4 3 2 1
1—轴 2—试验轴承 3—滚动轴承
4—变速箱 5—V带传动 6—调速电机
图8-7 传动装置示意图
压力油
7 6
5 4 3 2 1
L
1—测力计 2—测力杆 3—卡板 4—加载板
5—轴 6—轴承 7—平衡重块
图8-8 加载及摩擦力矩测量装置 式中：L — 测力杆力臂长度 (mm)；
d — 轴颈直径 (mm)；
Q — 测力杆端的平衡力；
Q = 0.0098Qo N；
Qo — 重锤式拉力计读数 (gf)。
4. 油膜压力测量装置(如图8-9所示)
在轴瓦上半部承载区、轴瓦宽度的中间剖面上，沿圆周方向均布钻有7个小孔，每个小孔联接一只压力表（即联接1~7表），当轴承形成动压油膜时，就可以通过压力表测得周向压力分布曲线。在轴瓦轴向有效宽度B的1/4处钻有一个小孔，供联接压力表用（即联接表8），这样根据轴向压力分布的对称原理，可测得轴向压力分布曲线。图8-9是轴瓦小孔分布的位置。
五. 轴承性能参数
轴颈直径d = 60 mm
轴瓦宽度B = 60 mm
轴瓦材料为青铜，配合表面粗糙度 Ra6.3 m
轴颈材料为45钢，配合表面粗糙度Ra3.2 m
相对间隙 ψ — （1-1.5）‰
润滑油牌号及供油方式 N15机械油循环供油
油的粘度 = 0.024 Pas
初始载荷 Go = 78 N（8kgf）
测力杆力臂长度 L = 150 mm
加载范围 F = 03000 N
调速范围 n = 201200 r/min
电动机型号JZT12-4
电动机功率 0.8 kW
六. 实验方法及步骤
1. 油膜压力分布的测定
先用卡板3（见图8-8）卡住测力杆2，以免测力计损坏。旋动油泵开关13（见图8-10）启动油泵。调节溢流阀5和减压阀3，使供油压力表2指示值为 0.5 kgf/cm2。将变速箱8的手柄放在低速档（左斜位置），转动调速旋钮11旋至最低速，开启主电机开关14和转速控制开关12，指示红灯亮。转动调速旋钮11，使转速读数100200 r/min之间，再将变速手柄扳到高速档（右斜位置），逐渐升速到600 r/min（800 r/min），调节溢流阀5，使加载油腔压力表指示值为 p0=4 kgf/cm2（轴承载荷F=2432 N），运转几分钟待稳定后，依次自左至右记录七只压力表及轴向压力表的读数。重新调节加载油腔压力p0 =3 kgf/cm2（F=1844 N），
接压力表 8
B
图8-9 轴瓦小孔分布示意图 7 6 5 4 3
2
1 2002002003001~7
B4B2待稳定后记录压力表的值于实验报告表图8-1中。
2. 摩擦系数 及特性系数 的测定
特性系数的获得主要是测定、p及n各项参数。粘度 主要根据轴承平均工作温度tm来决定。轴承压力p可根据轴承载荷确定。转速可从（图8-10）转速表10上测得。
实验时，使加载油腔压力p0 = 4 kgf/cm2 时保持不变，将卡板7（见图8-8）打开，使测力杆3可以自由转动，依次将主轴转速调至600、500、400、300、200、100、50r/min，记录各转速时的测力计读数于表2中。由经验得出轴承的平均工作油温tm 为：
tm= 9.32+0.85t1 0C （11）
根据轴承平均油温可查得粘度 = 0.024(PaS)。
改变轴承载荷，使加载油腔压力p0 =
2 kgf/cm2，重复上速过程,将所测得之—曲线与第一次试验相比较（两次试验曲线应基本重合）以证明 仅与 有关。
测试完毕，应注意先卸载、降速再停机。
七. 数据处理
1. 绘制轴承周向油膜压力分布曲线与承载量曲线。
当形成压力油膜后，压力表稳定在某一位置时，表中读数即表示轴承该点之周向油膜压力。由左向右即为1、2、~7号压力表，然后依次将各压力表的压力值记录在表1中。根据测出的压力大小按一定的比例绘制周向油膜压分布曲线，如图8-11所示。具体画法是：以轴径d作一个圆，取中线为0—0水平线，沿着上半圆从左向右画出角度为30、50、70、
1—试验轴承箱 2—供油压力表 3—减压阀 4—加载油腔压力表 5—液流阀
6—油箱 7—总开关 8—变速箱 9—V带传动 10—转速表 11—转速调节旋纽
12—转速控制开关 13—油泵开关 14—主电机开关 15 调速电动机
图8-10 HZS—I型试验总体外观图
0'
Pm
0 1 2 3 4 5 6 7 8 0 8 0 0 6' 5' 4'
2'
444
7``’’’’’’6
7' 2 3'
1 3
1'' 2'' 3''
4''
5''
6''
7'
1'
图8-11周向油膜压力分布曲线
0'
15 1
15 14 13 12 11 9 8
10
6 4 3 2 右 左
5
7 90、110、130、150 等分，得出油孔点1、2、3、4、5、6、7位置。通过这些点与圆心连成径向线，在它们延长线上，将压力表测出的压力值按比例（比例：0.1MPa =1cm）
画出压力向量1—1'、2—2'、…7—7'。将1' 、 2'….7 '各点连成光滑曲线，这就是位于轴承中部截面的油膜周向压力分布曲线。如图8-11所示。
为了确定轴承承载量，可以用作图法确定轴承中间剖面上的平均单位压力Pm值。作图如下：将图8-11上部圆周上各点0、1、2、……7、8投影到0—0水平直线上（见图8-11下部）得到0、1、2、……7、8点，在相应点的垂线上标出对应压力值在垂直方向的分量，从而在垂线上得到0、1、2、3……7、8点,将各点连成光滑曲线即为承载量曲线。用数方格方法求出此曲线所围的面积，与在纵向上取Pm 值使其与0—8所围的矩形面积相等，此Pm 值经原比例换算后既为轴承中间剖面上的平均单位压力。
轴承处在液体摩擦工作状态时，轴承内油膜的承载量可用下式求出：
P = k PmBd （12）
式中：k为轴瓦在宽度方向的端泄对油膜压力的影响系数。
一般认为轴向油压近似呈二次抛物线规律分布，k=2/3 。将求得的载荷P与实际载荷F加以分析比较。
2. 绘制轴承轴向油膜压力分布曲线
通过压力表8可测出轴向B/4处的压力 p8，用坐标纸绘制轴向油膜压力分布曲线，画一条水平线取长度0—0为B = 60mm，在中点4的垂线上按前述比例尺标出该点的压力值为4—4= p4（端点为p4），在距两端B/4 =15 mm处（即8点）沿垂线方向各标出压力值8—8= p8，轴承两端压力为零，0、8 、4、8、0五点可连成一光滑曲线如图8-12所示。如果轴向油膜压力符合抛物线分布规律，根据计算，则有p8 =3/4 pmax，其中 pmax = p4，将实测的p8与此值进行分析比较。
3. 绘制轴承摩擦特性曲线
机械设计实验报告
0 / 13 机械设计实验报告
(机械类)
洪英 刘文吉编
学院专业班
姓名
天津工业大学机电学院
机械基础实验中心0 / 13 目 录
螺栓组联接实验报告 ........................................................................................ 错误!未指定书签。
带传动实验报告 ................................................................................................ 错误!未指定书签。
齿轮（蜗杆）传动效率测试实验报告 ............................................................ 错误!未指定书签。
液体动压滑动轴承实验报告（手工记录数据） ............................................ 错误!未指定书签。
轴系结构设计实验报告 .................................................................................... 错误!未指定书签。1 / 13 螺栓组联接实验报告
一、实验参数
1. 螺栓中段直径： ;
2. 各螺栓的垂直间距
3. 螺栓材料的弹性模量：
4. 加载杠杆比：
5. 被联接件悬臂长： ；
二、实验纪录
见附表一
三、数据处理
1. 根据实测结果，计算在翻转力矩作用下螺栓组联接的各螺栓的实测总拉力的大小以及拉力增量∆的大小和受力图。
1) 预紧力
' • ε预 •
各螺栓的总拉力
• ε •
式中：—螺栓材料的弹性模量 []
skf 轴承 润滑 曲线
skf 轴承 润滑 曲线
轴承在机械设备中扮演着十分重要的作用，而润滑则是轴承正常运转的关键。通过正确的润滑，可以减少轴承的磨损和摩擦，提高轴承的寿命和效能，因此我们有必要了解轴承润滑的曲线。
润滑曲线是指随着润滑剂在轴承中的运动而得出的润滑膜厚度与速度之间的关系图。这个曲线上有两个重要的点，分别是最小润滑点和最佳润滑点。
首先，让我们来看看最小润滑点。在低速行驶时，润滑膜厚度较薄，甚至可能不能完全形成，此时轴承会产生相对较高的摩擦和磨损。因此，最小润滑点是我们不希望轴承工作的地方。如果我们的轴承长期在最小润滑点工作，那么轴承的寿命将大大缩短。
接下来，让我们看看最佳润滑点。在这个点上，润滑膜厚度能够在合适的范围内形成，能够有效地减少轴承的摩擦和磨损。这个点通常是在轴承速度较高时出现。
综上所述，我们需要在润滑曲线上寻找最佳润滑点，并尽量避免最小润滑点。那么，如何找到最佳润滑点呢？
首先，我们需要了解轴承的工作条件，包括轴承的运行速度、负载、温度等。根据这些条件，我们可以选择合适的润滑剂。润滑剂的选择应考虑到润滑膜的形成和稳定性，以及防止氧化和腐蚀等因素。 其次，我们需要根据轴承工作条件，选择合适的润滑方式。常见的润滑方式包括油润滑和脂润滑。油润滑适用于高速、高温和连续运转的轴承，而脂润滑适用于低速、低温和间歇运转的轴承。
最后，我们需要定期检查和更换润滑剂。通过定期检查润滑剂的情况，可以判断润滑膜的形成和稳定性，以及时更换老化的润滑剂，保证轴承的良好润滑状态。
总之，轴承润滑曲线是指润滑膜厚度与速度之间的关系图，在选择合适的润滑剂和润滑方式时，我们应关注润滑曲线上的最佳润滑点，并注意避开最小润滑点。定期检查和更换润滑剂也是轴承正常工作的关键。通过正确的润滑，我们能够延长轴承的使用寿命，提高设备的效能。
液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验
实验二 液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验
一、实验项目名称
实验项目名称：液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验
二、实验目的
（1） 了解滑动轴承中形成流体动压润滑；
（2） 掌握测定油膜压力分布曲线，并用图解积分求油膜承载能力的方法；
（3） 了解影响油膜承载能力的因素；
三、实验内容
（1） 测定和绘制径向滑动轴承径向油膜压力曲线，求轴承的承载能力。
（2） 观察载荷和转速改变时油膜压力的变化情况。
（3） 观察径向滑动轴承油膜的轴向压力分布情况。
四、实验仪器与设备
采用ZCS-Ⅱ型液体动压轴承实验台。
五、实验基本原理
根据液体动压润滑的雷诺方程，从油膜起始角φ1到任意角φ的理论油膜压力为：
dP130*2)cos1()cos(cos6
式中：Pφ——任意位置的压力（Pa）；
η ——油膜黏度；
ω ——主轴转速（r/s）；
ψ ——相对间隙，ψ=（D-d）/d，D为轴承孔直径，d为轴径直径
φ ——油压任意角
φ0 ——最大压力处极角
φ1 ——油膜起始角
χ ——偏心率，χ=2*e/(D-d)，e为偏心距
实测油膜压力由7个压力传感器测量轴瓦表面每隔22度角处的七点油膜压力值。
六、实验方法与步骤
1、 实验准备工作
（1） 打开实验台系统软件，选择标定，恢复出厂标定，输入当前产品序号，如标有9的序号为100009，选择串口1；
（2） 确认载荷、速度为空，打开实验台电源开关；
（3） 一次实验结束后马上又要重新开始实验时，请用轴瓦上端的螺栓旋入顶起轴瓦将油膜先放干净，同时在软件中重新复位，确保下次实验数据准确；
2、 油膜压力测试 （1） 击“自动采集”，将电机速度旋转到200r/min左右，然后慢慢加载到1800N，观察油膜压力采集七点参数值，点击“提取数据”；
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算
§13—5 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算
一、动压油膜和液体摩擦状态的建立过程
流体动力润滑的工作过程：起动、不稳定运转、稳定运转三个阶段
起始时n=0，轴颈与轴承孔在最下方位置接触
1、起动时，由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿孔内壁向右上方爬开。
2、不稳定运转阶段，随转速上升，进入油楔腔内油逐渐增多，形成压力油膜，把轴颈浮起推向左下方。（由图b→图c）
3、稳定运转阶段（图d）：油压与外载F平衡时，轴颈部稳定在某一位置上运转。转速越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。（但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力）
从上述分析可以得出动压轴承形成动压油膜的必要条件是
（1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形
（2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度vs，其运动方向必须使润滑从大口流进，小口流出。
（3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。
v越大，η 越大，油膜承载能力越高。
实际轴承的附加约束条件：
压力
pv值
速度
最小油膜厚度
温升
二、最小油膜厚度hmin
1、几何关系
图13－13 径向滑动轴承的几何参数和油压分布
O—轴颈中心，O1—轴承中心，起始位置F与OO1重合，轴颈半径-r，轴承孔半径R
∴半径间隙： （13-6-1）
半径间隙： （13-6）
相对间隙： （13-7）
偏心距： （13-8）
偏心率： （13-9）
以OO1为极轴，任意截面处相对于极轴位置为φ 处对应油膜厚度为h，
（13-10）
h的推导：在 中，根据余弦定律可得
（13-11）
略去高阶微量 ，再引入半径间隙 ，并两端开方得
（13-12）
三.流体动力润滑基本方程（雷诺方程）
流体动力润滑基本方程（雷诺方程）是根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后简化而得的。
流体动压轴承工作原理
流体动压轴承工作原理动压轴承油膜压力是靠轴本身旋转产生的，因此供油系统简单，
设计良好的动压轴承具有很长的使用寿命，因此，很多旋转机器（例如膨胀机、压缩机、泵、电动机、发电机等）均广泛采用各类动压轴承。在旋转机械上使用的液体动压轴承有承受径向力的径向轴承和承受轴向力的止推轴承两类。
在动压轴承中，轴颈与轴承孔之间有一定的间隙（一般为轴颈直
径的千分之几），间隙内充满润滑油。轴颈静止时，沉在轴承的底部。
当转轴开始旋转时，轴颈依靠摩擦力的作用，沿轴承内表面往上爬行，
达到一定位置后，摩擦力不能支持转子重量就开始打滑，此时为半液
体摩擦。随着转速的继续升高，轴颈把具有黏性的润滑油带入与轴承之间的楔形间隙（油楔）中，因为楔形间隙是收敛形的，它的入口断
面大于出口断面，因此在油楔中会产生一定油压，轴颈被油的压力挤
向另外一侧。如果带入楔形间隙内的润滑油流量是连续的，这样油液
中的油压就会升高，使入口处的平均流速减小，而出口处的平均流速
增大。由于油液在楔形间隙内升高的压力就是流体动压力，所以称这种轴承为动压轴承。在间隙内积聚的油层称为油膜，油膜压力可以把转子轴颈抬起。
当油膜压力与外载荷平衡时，轴颈就在与轴承内表面不发生接触的情
况下稳定地运转，此时的轴心位置略有偏移，这就是流体动压轴承的
工作原理。
深浅腔液体动静压轴承油膜承载特性分析
深浅腔液体动静压轴承油膜承载特性分析
王攀;刘保国;冯伟;赵耿
【摘 要】以深浅腔液体动静压轴承为研究对象,根据油膜的结构特点,运用ICEM
CFD软件建立了油膜的三维有限元计算模型,采用结构化网格划分方法极大地提高了网格划分质量,并采用动网格方法实现了对油膜偏心率的更改,简化了建模工作;运用FLUENT软件模拟得出了各种工况下深浅腔液体动静压轴承油膜的压力分布,深入研究了油膜轴承承载力与偏心率、 主轴转速之间的变化规律,对计算结果的分析表明:随着偏心率和主轴转速的增加,油膜轴承承载力呈线性增长;指出了该研究可以为液体动静压轴承的设计提供参数支持,并可以在理论上分析和预测液体动静压轴承在工作中可能出现的问题,缩短研制周期,节省开发费用.
【期刊名称】《科技创新与生产力》
【年(卷),期】2017(000)009
【总页数】3页(P78-80)
【关键词】动静压轴承;计算流体力学;ICEMCFD;油膜压力;偏心率;主轴转速
【作 者】王攀;刘保国;冯伟;赵耿
【作者单位】河南工业大学机电工程学院, 河南 郑州 450001;河南工业大学机电工程学院, 河南 郑州 450001;河南工业大学机电工程学院, 河南 郑州 450001;河南工业大学机电工程学院, 河南 郑州 450001
【正文语种】中 文
【中图分类】TH133.36;TH133.37;O35 随着技术的发展，对油膜轴承的转速范围、油膜刚度、支承精度的要求越来越高，液体动静压轴承的出现满足了人们的需求，它兼备了动压轴承和静压轴承的优点，在低速和高速条件下都有较大的承载力，且有效降低了供油系统的功耗，目前已被广泛应用于机械领域[1]。对于深腔液体动静压轴承，其油腔的结构特点使其具有二次节流效应[2]，与普通的浅腔液体动静压轴承相比，具有更大的静压承载力和动压承载力。由于其油膜承载力易受到偏心率及主轴转速的影响，因此有必要找出油膜承载力与偏心率、主轴转速之间的变化规律。目前，随着计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）的快速发展，对油膜承载特性的分析，已由最初的数值求解雷诺方程，逐步转变为CFD软件计算求解。于天彪、王学智、关鹏等利用FLUENT软件得到了五腔动静压轴承内部的压力场分布[3]；石璞、岑少起等研究了气液两相流对液体动静压轴承油膜压力分布的影响[4]；郭力、李波对超高速磨床主轴动静压轴承提出了一种新的优化设计方法[5]。
液体动压润滑轴承实验指导书
《液体动压润滑轴承》实验指导书
一、实验目的
1、观察径向滑动轴承液体动压润滑油膜的形成过程和现象。
2、测定和绘制径向滑动轴承径向油膜压力曲线，求轴承的承载能力。
3、观察载荷和转速改变时油膜压力的变化的情况。
4、观察径向滑动轴承油膜的轴向压力分布情况，绘制轴向油膜压力曲线。
5、了解径向滑动轴承的摩檫系数f的测量方法,绘制摩擦特性曲线。
二、实验台结构与技术参数
1、实验台的主要结构如图所示
1、三角带 2、直流电机 3、主轴箱 4、主轴 5、主轴瓦 6、油压表（8只）、
7、螺旋加载器 8、测力弹簧片 9、测力计（百分表） 2、结构特点
实验台主轴4、由两个高精度的单列向心球轴承支承。
直流电机2通过三角带1传动给主轴4，主轴顺时针旋转，主轴上装有精密加工制造
的主轴瓦5，由无机调速器来实现主轴的无机变速，轴的转速由装在面板上的左数码管显
示。
主轴瓦外圆上方被加载装置压住，通过螺旋加载器的加载杆即可实现对轴瓦加载，加
载大小由载荷传感器传出，由装在面板上的右数码管显示。
主轴瓦上装有测力杆，通过百分表9可测出测力弹簧片变形Δ值。
主轴瓦前端装有7只油压表，测量在轴瓦全长1/2处（即中间位置）的径向压力，在
轴瓦全长1/4处（距后端）装有1只油压表（即第8只），测量该处的径向压力，第8只
油压表与前端装有的第4只油压表都安装在主轴瓦的同一条母线上。
3、主要技术参数
实验主轴瓦 内直径（即主轴直径）d=70mm、 有效长度（宽度）B=125mm、 材
料 ZQSn6-6-3
加载范围 0～1000 N 调速范围n=3～500 rpm
百分表精度 0.01mm 量程0～10mm 油压表精度 2.5级 量程0～0.6MPa
测力杆上测力点与轴承中心距离L=120mm
测力弹簧片特性系数k=0.098N/格（百分表每格）
2、 控制面板（如图）
1、转速显示 2、压力显示 3、油膜指示 4、电源开关 5、压力调零
动压滑动轴承实验
动压滑动轴承实验
一．实验目的
1． 观察滑动轴承动压润滑油膜的形成过程，验证动压油膜在径向和轴向的压力分布规律，测定绘制油膜压力分布曲线。
2． 观察载荷和转速改变时油膜压力的变化情况。
3． 了解液态摩擦系数的测量方法，测定并绘制滑动轴承的摩擦特性曲线，并分析影响液态摩擦系数的因素。
二．实验设备及工作原理
1.主要技术参数：
油号：N32，动力粘度（Pa.S）：0.028，摩擦力标定系数K：0.098N/格，
摩擦力力臂L：120mm，轴承直径d：70mm，轴瓦长度B：125mm，
轴瓦组件自重W0：4Kg，室温C：
2.动压油膜压力的测量
滑动轴承实验台的核心部分为由轴径和轴瓦（半轴瓦）组成的滑动回转付，为了测量轴与轴瓦之间润滑油膜的压力，在各测试点对应的轴瓦上沿径向钻有小孔，通过这些小孔外接油压表，指示这些测试点的油膜压力；这些小孔在轴瓦上的分布位置为：在轴瓦长度方向1/2处横剖面上，沿半圆周方向，在120°范围内，以中间对称均匀分布7个小孔（接1-7# 油压表），用以指示轴承中间剖面径向油膜压力分布情况。
在轴瓦长度方向1/4处横剖面上的半圆周中间沿径向开1个小孔（接8# 油压表），该小孔与中间剖面上的7个小孔中的中间小孔（接4# 油压表）一起来指示轴承轴向油膜压力分布情况，由于轴承的轴向油膜压力分布呈对称抛物线规律，故沿轴承长度方向两个1/4处的油膜压力相同（同为8# 油压表的示数），且沿轴线轴承两端部因泄漏油膜压力为零，故通过5个点即可作出轴承轴向油膜压力分油膜指示灯B/4B/232175648BW4布曲线。
3．油膜形成（摩擦状态）指示装置
在实验台控制面板上，设有1个油膜指示灯；油膜指示灯电路通过轴径和轴瓦连成回路（如图所示）。当轴不转动时，轴径和轴瓦直接接触，油膜指示灯电路接通，灯泡很亮；当轴低速转动时，润滑油进入轴和轴瓦之间形成很薄的油膜，轴和轴瓦之间的凸峰部分仍在接触，故指示灯忽亮忽暗；当轴达到一定转速时，轴和轴瓦之间形成的压力油膜将轴和轴瓦完全隔开，灯泡就不亮了。
动压轴承实验
ZCS－II型 液体动压轴承实验台实验指导书
一、实验目的
1、液体动压轴承油膜压力径向分布曲线的测定
3、液体动压轴承摩擦特征曲线的测定
二、实验系统
1、实验系统结构
该实验机构中滑动轴承部分的结构简图如图所示。
1、电机，2、皮带，3、摩擦力传感器，4、压力传感器：测量轴承表面油膜压
力，共7个F1~ F7，5、轴瓦，6、加载传感器：测量外加载荷值，8、转速传感器：测量主轴转速，7、主轴，9、油槽，10、底座，11、面板，2、调速旋钮：控制电机转速。
试验台启动后，由电机1通过皮带带动主轴7在油槽9中转动，在油膜粘力作用下通过摩擦力传感器3测出主轴旋转时受到的摩擦力矩；当润滑油充满整个轴瓦内壁后轴瓦上的7个压力传感器可分别测出分布在其上的油膜压力值；待稳定工作后由温度传感器t1测出入油口的油温，t2测出出油口的油温。
三、实验原理及测试内容
1、实验原理
滑动轴承形成动压润滑油膜的过程如图3所示。当轴静止时，轴承孔与轴颈直接接触，如图3（a）所示，径向间隙△使轴颈与轴承的配合面之间形成楔形间隙，其间充满润滑油。由于润滑油具有粘性而附着于零件表面的特性，因而当轴颈回转时，依靠附着在轴颈上的油层带动润滑油挤入楔形间隙，如图3（b）所示。因为通过楔形间隙的润滑油质量不变（流体连续运动原理），而楔形中的间隙截面逐渐变小，润滑油分子间相互挤压，从而油层中必然产生流体动压力，它力图挤开配合面，达到支承外载荷的目的。当各种参数协调时，液体动压力能保证轴的中心与轴瓦中心有一偏心距e。最小油膜厚度nmin存在于轴颈与轴承孔的中心连线上。液体动压力的分布如图3（c）所示。
图3液体动压润滑膜形成的过程
液体动压润滑能否建立，通常用f-λ曲线来判别。图4中f为轴颈与轴承之间的摩擦系数，λ为轴承特性系数，它与轴的转速 n ，润滑油动力粘度η、润滑油压强p之间的关系为：
Pn
式中，n为轴颈转速；η为润滑油动力粘度；p为单位面积载荷。rFpBdNmm2 。Fr是轴承承受的径向载荷；d是轴承的孔径，本实验中，d= 70mm；B是轴承有效工作长度，对本实验轴承，取B=125mm。
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
液体动压润滑径向轴承是一种广泛应用于机械制造领域的重要轴承。它可以通过油膜的作用，减小轴与壳之间的摩擦力，从而大幅度减少轴承的磨损，延长轴承的使用寿命。在实际应用中，轴承的油膜压力是一个非常重要的参数，这种压力可以直接影响轴承的使用效能和寿命，因此对于液体动压润滑径向轴承油膜压力及其特性曲线的研究显得极为重要。
首先，让我们来了解一下液体动压润滑径向轴承的工作原理。液体动压润滑径向轴承是一种基于压力的润滑方式，其原理就是通过高速旋转的轴心带动工作液体，并在高速旋转的同时产生压力，从而使工作液体形成一层润滑油膜，使轴承中的摩擦系数降低，达到润滑效果。液体动压润滑径向轴承可以分为四大类，即齿形滚液液压轴承、叶形液压轴承、膜形液压轴承和球形液压轴承。
在液体动压润滑径向轴承中，油膜压力是一项非常重要的参数，也是轴承性能的核心指标之一。油膜压力越大，则轴承受力越平稳，摩擦系数越小，轴与壳之间的间隙越小，从而使轴承外表面的磨损减少，使用寿命延长。相反，当油膜压力不足时，则轴承摩擦系数显著增加，摩擦热也会巨大提高，从而导致轴承零件面的磨损加剧，甚至引发机械故障。 液体动压润滑径向轴承油膜压力与其工作状态有关。一般来说，油膜压力和轴承转速成正比，与润滑油的粘度和流量成反比。因此，当轴承所受负荷相对较小，转速较低、润滑油的粘度和流量相应增加时，油膜压力也会相应提高；反之，当轴承所受负荷较大，转速增加、润滑油的粘度流量减小时，油膜压力也会相应降低。
液体动压润滑径向轴承油膜压力特性曲线是油膜压力随负载、转速、润滑油粘度和流量变化的关系曲线，是刻画油膜压力特性的重要工具。通过制作油膜压力特性曲线，我们可以清楚地了解到轴承在不同工作状态下所受的油膜压力的大小以及变化趋势，这对于研究轴承的安全性、可靠性和寿命评估等方面的研究非常重要。
在实际测量中，液体动压润滑径向轴承油膜压力特性曲线的制备可通过试验仪器进行。试验仪器一般由一个转速控制器、一个负载控制器、一个液压系统和一组传感器组成。试验过程中，通过调整转速和负载来控制轴承的工作状态，通过传感器采集不同工况下的油膜压力数据，然后通过计算得出油膜压力特性曲线。