最小许用油膜厚度
《机械设计》电子教材
编著 上海铁道大学 李小江
JXSJ 3.最小油膜厚度
hmin=-e= (1-)=r(1-)>[h]=s(Rz1+Rz2)
一般轴承 重要轴承
RZ1 RZ2 RZ1 RZ2
3.2 6.3 0.8 1.6
1.6 3.2 0.2 0.4
s2
旋塞阀计算说明书(1)
1 压力平衡式油封旋塞阀设计计算说明书
一、设计参数及条件
1）采用倒装式旋塞压力平衡式油密封结构、金属密封面、双向零泄漏、防火和防静电
2）口径DN300 压力等级1500LB。
3）工作温度:-29-180℃
4）工作介质:水、蒸汽、天然气、煤气、油品等
5）连接型式及驱动方式:法兰、涡轮蜗杆装置
6）材质：阀体：WCB(铸件），A216 WCB（GB12229）
旋塞：A217 CA15+氮化(ZG1Cr13 GB2100)
7）阀体外设有双密封脂注入装置
8）设计使用寿命：30年以上
二、设计依据及参考资料设计制造标准：API599、API6D
结构长度标准：ASME B16.10
连接法兰标准：ASME B16.5
压力温度等级：ASME B16.34
试验检验标准：API 598
耐火设计执行API Spec 6FA
《阀门设计手册》
三、设计计算说明
（一）旋塞：1、结构设计。（流通面积计算、平衡孔、非对称油槽、止回阀）2、强度校核。3.上下端压力平衡计算。4.密封面宽度。
2 （二）阀体：1、结构设计。2、壁厚。3、强度校核。
（三）阀杆：1、结构设计。2、强度校核。
（四）填料及填料压板：1、结构设计。2、强度校核。
（五）下端盖：1、结构设计。2、强度校核。
（六）装置选配
（七）注脂润滑结构：1、结构设计。2、油膜的建立和保持（油膜强度、最小有膜厚度）。3、密封脂选择。4.注脂枪选择。
（八）防火和防静电设计。
工具书：1.阀门设计手册红皮-简称（1手册）2.阀门设计手册2007版蓝皮-简称（2手册）
一 旋塞计算（参见P433-434（1手册）
（1）旋塞的设计
1.旋塞锥度的确定：
测量3.5°
2.旋塞通道的设计：
1）Am：阀体通道孔最小面积（52888.909）
基于ISO_TR15144_1的_微点蚀_计算在KISSsoft软件的应用
文章编号:1004-2539(2013)02-0103-06
基于ISO/TR15144—1的“微点蚀”计算在KISSsoft软件的应用
徐 宏 叶 茂 UlrichKissling(苏州科士索福特精密科技有限公司, 江苏苏州 215006)
摘要 ISO/TR15144—1:2010(E):2010标准以其全新的设计理念为齿轮“微点蚀”这一普遍存在的国际难题提供了新的评价方法。该标准中有两种设计思路,方法B比较容易让工程师上手,但是计算
精度及应用的范围有限;方法A复杂的计算流程,需要借助KISSsoft等专业应用软件,模拟实际齿面在
整个啮合周期内接触后产生的应力分布情况,同时采用软件推荐的多种有效修形手段来降低“微点蚀”
失效造成的危害。关键词 ISO/TR15144—1:2010(E) KISSsoft 微点蚀 修形
ApplicationofMicropittingCalculation
MethodforbasedonISO/TR15144-1inKISSsoftSoftware
XuHong YeMao UlrichKissling(SuzhouKISSsoftTechnologyCo.,Ltd.,Suzhou215006,China)
Abstract AnewmethodtoevaluatetheriskofmicropittingisproposedthroughthenewdesignconceptoftheinternationalstandardISO/TR15144-1:2010(E).Therearetwodesignthoughtdescribedinthestandard.The
MethodBisrelativelysimpletoapply,buttheapplicationrangeandcalculationaccuracyarelimitedforgearwithpro-
filemodifications.ThecalculationprocessofmethodAiscomplicatedandneedsthehelpofKISSsoftsoftwaretoolto
滑动轴承2455
研途客
1 三、滑动轴承
一 选择题
(1) 宽径比dB/是设计滑动轴承时首先要确定的重要参数之一，通常取dB/ C 。
A. 1~10 B.0.1~1 C. 0.3~1.5 D. 3~5
(2) 在非液体润滑滑动轴承中，限制p值的主要目的是 C 。
A. 防止出现过大的摩擦阻力矩 B. 防止轴承衬材料发生塑性变形
C. 防止轴承衬材料过度磨损 D. 防止轴承衬材料因压力过大而过度发热
(3) 含油轴承是采用 D 制成的。
A. 塑料 B. 石墨 C铜合金 D. 多孔质金属
(4) 液体摩擦动压径向轴承的偏心距e随 B 而减小。
A. 轴颈转速n的增加或载荷F的增加
B. 轴颈转速n的增加或载荷F的减少
C. 轴颈转速n的减少或载荷F的减少
D. 轴颈转速n的减少或载荷F的增加
(5) 温度升高时，润滑油的粘度 C 。
A. 随之升高 B. 保持不变
C. 随之降低 D. 可能升高也可能降低
(6径向滑动轴承的直径增大1倍，长径比不变，载荷不变，则轴承的压强p变为原来的 C 倍。
A. 2 B. 1／2 C. 1／4 D. 4
(7) 对于一般低速重载的液体动压润滑径向滑动轴承，通常在设计时考虑采用 D 。
A. 较小的宽径比 B. 较小的轴承压力
《机械设计》第九版 公式大全
第五章 螺纹连接和螺旋传动
受拉螺栓连接
1、受轴向力FΣ
每个螺栓所受轴向工作载荷：zFF/ z：螺栓数目； F：每个螺栓所受工作载荷
2、受横向力FΣ
每个螺栓预紧力：fizFKFs0 f：接合面摩擦系数；i：接合面对数；sK：防滑系数； z：螺栓数目
3、受旋转力矩T
每个螺栓所受预紧力：niisrfTKF10 sK：防滑系数； f：摩擦系数；
4、受翻转力矩M
螺栓受最大工作载荷：ziiLMLF12maxmax maxL：最远螺栓距离
受剪螺栓连接
5、受横向力FΣ（铰制孔用螺栓）
每个螺栓所受工作剪力：zFF/ z：螺栓数目；
6、受旋转力矩T（铰制孔用螺栓）
受力最大螺栓所受工作剪力：ziirTrF12maxmax maxr：最远螺栓距离
螺栓连接强度计算
松螺栓连接：421dF
只受预紧力的紧螺栓连接：43.1210dF
受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接：
受轴向静载荷：43.1212dF
受轴向动载荷：pmbbadFCCC212
受剪力的铰制孔用螺栓连接剪力：
螺栓的剪切强度条件：4/20dF 螺栓与孔壁挤压强度：ppLdFmin0
螺纹连接的许用应力
许用拉应力：SS 许用切应力：SS
许用挤压应力： 钢：PSPS 铸铁：PBPS
S：螺纹连接件的屈服极限；B：螺纹连接件的强度极限；pSSS：安全系数
第六章 键、花键、无键连接和销连接
普通平键强度条件：ppkldT3102
导向平键连接和滑键连接的强度条件：pkldTp3102
T：传递的转矩，N.m
k：键和轮毂的接触高度，hk5.0，h为键的高度，mm
l：键的工作长度，mm，半圆头bLl5.0；圆头bLl；平头平键Ll
滚动轴承式行星摩擦传动弹流研究
第１７卷第４期 中原工学院学报 ２００６年８月 ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＺＨＯＮＧＹＵＡＮ ＩＮＳＴＩＴＵＴＥ ＯＦ ＴＥＣＨＮＯＬＯＧＹ Ｖｏｌ｜１７ Ｎｏ．４ Ａｕｇ．．２００６
文章编号：１６７１—６９０６（２００６）０４—００６２—０４
滚动轴承式行星摩擦传动弹流研究
刘远韬
（中原工学院，郑州４５０００７）
摘要： 运用弹性流体动力润滑理论推导出了滚动轴承式行星摩擦传动润滑最小油膜厚度公式．根据公式作出了最小 油膜厚度与转速的关系曲线和最小油膜厚度与球径的关系曲线，由关系曲线得出：转速越高和选用较大的轴承直径系 列，均有助于油膜的形成． 关 键 词：滚动轴承式行星摩擦传动；滚动轴承；弹性流体动力润滑；最小油膜厚度 中图分类号：ＴＥ８５７ 文献标识码： Ａ
滚动轴承式行星摩擦传动的主要特点有： （１）由于滚动轴承式行星摩擦传动具有很好的功
率分流效应和极高的许用接触应力，因此，该传动可有
较高的承载能力，较紧凑的结构尺寸．
（２）由于滚动轴承式行星摩擦传动是依靠摩擦力 来传递运动和动力的，而且滚动轴承的制造精度很高，
传动件在工作过程中连续接触，因而传动平稳、噪音
小，与作为支承件的轴承的平稳性和噪音相近，适用于
高速传动．滚动轴承是专业化工厂大量生产的标准化 零件，其制造质量和承载能力都达到了很高水平，而造
价却十分低廉，这是制造齿轮、蜗轮等非标准传动零件
所远远达不到的，购买现成的标准滚动轴承作传动件，
比制造一对齿轮的成本要低很多，经济效益十分显著．
综上所述，如果应用恰当，设计合理，在某些情况
下，代替普通齿轮、蜗轮蜗杆传动，将会收到结构紧凑， 传动平稳，噪音小等效果，而且，由于造价低廉，可获得
明显的经济效益．因此，我们对滚动轴承式行星摩擦传
动的研究有着重要的理论和实际意义．
１ 工作原理
如前所述，从滚动轴承结构组成及各元件的运动
关系角度分析，滚动轴承是一个行星传动机构．内、外
最小油膜厚度hmin
最小油膜厚度hmin
由最小油膜厚度公式及承载量系数表可知，在其它条件不变的情况下，hmin 愈小则偏心率愈大，轴承的承载能力就愈大。然而，最小油膜厚度是不能无限缩小的，因为它受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性及轴承与轴颈的几何形状误差等的限制。为确保轴承能处于液体摩擦状态，最小油膜厚度必须等于或大于许用油膜厚度[h]，即
式中：Rz1、Rz2——分别为轴颈和轴承孔微观不平度十点高度（下表），对一般轴承，可分别取
Rz1和Rz2值为3.2μm和6.3μm，或1.6μm和3.2μm；对重要轴承可取为0.8μm和
1.6μm，或0.2μm 和0.4μm。
S——安全系数，考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等，常取S≥2。
加工方法 精车或精镗,中等磨光,刮(每平方厘米内有1.5~3个点) 铰,精磨,刮(每平方厘米内有3~5个点) 钻石刀头镗
镗磨 研磨,抛光,超精加工等
表面粗糙
度代号
Rz/μm 10 6.3 3.2 1.6 0.8 0.4 0.2 0.1 0.05
最小油膜厚度计算公式
最小油膜厚度计算公式
最小油膜厚度计算公式是机械工程中非常重要的一个公式，它可以帮助我们计算机械设备中的油膜厚度，从而保证机械设备的正常运转。在本文中，我们将详细介绍最小油膜厚度计算公式的相关知识。
我们需要了解什么是油膜厚度。油膜厚度是指在机械设备中，润滑油在摩擦表面上形成的一层润滑膜的厚度。这层润滑膜可以减少机械设备中的摩擦和磨损，从而延长机械设备的使用寿命。
最小油膜厚度是指在机械设备中，润滑油形成的润滑膜的最小厚度。如果油膜厚度小于最小油膜厚度，那么机械设备就会出现摩擦和磨损，从而影响机械设备的正常运转。
最小油膜厚度计算公式是根据机械设备的工作条件和润滑油的性质来计算的。具体公式如下：
hmin = 0.025 × (C/P) × (V/μ)
其中，hmin表示最小油膜厚度，单位为毫米；C表示机械设备的载荷，单位为牛顿；P表示机械设备的接触面积，单位为平方米；V表示机械设备的运动速度，单位为米/秒；μ表示润滑油的粘度，单位为帕·秒。
通过这个公式，我们可以计算出机械设备中润滑油的最小油膜厚度。如果计算出来的最小油膜厚度小于机械设备的要求，那么就需要更换润滑油或者采取其他措施来保证机械设备的正常运转。
最小油膜厚度计算公式是机械工程中非常重要的一个公式，它可以帮助我们计算机械设备中的油膜厚度，从而保证机械设备的正常运转。在实际应用中，我们需要根据机械设备的工作条件和润滑油的性质来计算最小油膜厚度，从而选择合适的润滑油和采取相应的措施来保证机械设备的正常运转。
发动机曲轴轴承的多目标综合优化
２０１２年（第３４卷）第９期 汽车工程 Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ２０１２（Ｖｏ１．３４）Ｎｏ．９
发动机曲轴轴承的多目标综合优化术
黄保科，孙军，王虎，赵小勇，杨扬 （合肥工业大学机械与汽车工程学院，合肥２３０００９） ２０１２１６５
［摘要］选取曲轴轴承总平均摩擦功耗和曲轴质量为目标，采用指数曲线式惯性权值递减策略的粒子群算 法，对某４缸发动机曲轴轴承进行多目标综合优化。优化结果与原机和单目标优化结果的对比表明，多目标综合优 化，与原机相比，曲轴轴承总平均摩擦功耗减少２６．２％，曲轴质量减小５．３％，比单目标优化也稍有改善。 关键词：发动机；曲轴轴承；ｌ曲轴一轴承系统；多目标优化
Ｍｕｌｔｉ－ｏｂｊｅｃｔｉｖｅ Ｉｎｔｅｇｒａｔｅｄ Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ Ｅｎｇｉｎｅ Ｃｒａｎｋｓｈａｆｔ Ｂｅａｒｉｎｇｓ
Ｈｕａｎｇ Ｂａｏｋｅ，Ｓｕｎ Ｊｕｎ，Ｗａｎｇ Ｈｕ，Ｚｈａｏ Ｘｉａｏｙｏｎｇ＆Ｙａｎｇ Ｙａｎｇ Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌ ａｎｄＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｈｅｆｅｉ ＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｈｅｆｅｉ ２３０００９
［Ａｂｓｔｒａｃｔ］Ｔａｋｉｎｇ ｔｈｅ ｔｏｔａｌ ａｖｅｒａｇｅ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｗｏｒｋ ｏｆ ｃｒａｎｋｓｈａｆｔ ｂｅａｒｉｎｇｓ ａｎｄ ｔｈｅ ｍａｓｓ ｏｆ ｃｒａｎｋｓｈａｆｔ ａｓ ｏｂｊｅｃ—
ｔｉｖｅｓ，ａ ｍｕｌｔｉ—ｏｂｊｅｃｔｉｖｅ ｉｎｔｅｇｒａｔｅｄ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｉｓ ｃｏｎｄｕｃｔｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ｃｒａｎｋｓｈａｆｔ ｂｅａｒｉｎｇｓ ｏｆ ａ ｆｏｕｒ—ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｅｎｇｉｎｅ ｂｙ ｕｓｉｎｇ ｐａｒｔｉｃｌｅ ｓｗａｒｍ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ（ＰＳＯ）ａｌｇｏｒｉｔｈｍ ｗｉｔｈ ｅｘｐｏｎｅｎｔ ｄｅｃｒｅａｓｉｎｇ ｉｎｅｒｔｉａ ｗｅｉｇｈｔ ｓｔｒａｔｅｇｙ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ａｒｅ
滑动轴承计算
第十七章 滑动轴承
基本要求及重点、难点
滑动轴承的结构、类型、特点及轴瓦材料与结构。非液体摩擦轴承的计算。液体动压形成原理及基本方程，液体动压径向滑动轴承的计算要点。多油楔动压轴承简介。润滑剂与润滑装置。
基本要求:
1) 了解滑动轴承的类型、特点及其应用。
2) 掌握各类滑动轴承的结构特点。
3) 了解对轴瓦材料的基本要求和常用轴瓦材料，了解轴瓦结构。
4) 掌握非液体摩擦轴承的设计计算准则及其物理意义。
5) 掌握液体动压润滑的基本概念、基本方程和油楔承载机理。
6) 了解液体摩擦动压径向润滑轴承的计算要点（工作过程、压力曲线及需要进行哪些计算）。
7) 了解多油楔轴承等其他动压轴承的工作原理、特点及应用。
8) 了解滑动轴承采用的润滑剂与润滑装置。
重点：
1) 轴瓦材料及其应用。
2) 非液体摩擦滑动轴承的设计准则与方法。
3) 液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件。
难点：
液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件。
主要内容：
一：非液体润滑轴承的设计计算。
二：形成动压油膜的必要条件。
三：流体动压向心滑动轴承的设计计算方法，参数选择
§17-1概述：
滑动轴承是支撑轴承的零件或部件，轴颈与轴瓦面接触，属滑动摩擦。
一 分类：
1. 按承载方向
径向轴承（向心轴承。普通轴承）只受.
推力轴承： 只受
组合轴承： ,.
2. 按润滑状态 液体润滑： 摩擦表面被一流体膜分开（1.5—2.0以上）表面间
摩擦为液体分子间的摩擦 。例如汽轮机的主轴。
非液体润滑：处于边界摩擦及混合摩擦状态下工作的轴承为非液体润滑轴承。 rFaFaFrFm
关于摩擦 干： 不加任何润滑剂。
边界：表面被吸附的边界膜隔开，摩擦性质不取决于流体粘度，与边界膜的表面的吸附性质有关。
滑动轴承 复习习题
1 第十章 滑动轴承重要基本概念
1．动压油膜形成过程
随着轴颈转速的提高，轴颈中心的位置和油膜厚度的变化如图10-3所示。
图10-3
从n=0，到n→∞，轴颈中心的运动轨迹为一半圆。利用此原理可以测量轴承的偏心距e，从而计算出最小油膜厚度hmin。
2．动压油膜形成条件
(1) 相对运动的两表面必须构成收敛的楔形间隙；
(2) 两表面必须有一定的相对速度，其运动方向应使润滑油从大口流入、从小口流出；
(3) 润滑油必须具有一定的粘度，且供油要充分。
3．非液体摩擦滑动轴承的失效形式、设计准则和验算内容，液体动压润滑轴承设计时也要进行这些计算
失效形式：磨损、胶合
设计准则：维护边界油膜不被破坏，尽量减少轴承材料的磨损。
验算内容：
为防止过度磨损，验算：p =BdP≤ [ p] MPa
为防止温升过高而胶合，验算：Pv=100060ndBdP≤ [pv] MPa·m/s
为防止局部过度磨损，验算：V = 100060nd≤ [v] m/s
因为在液体动压润滑滑动轴承的启动和停车过程中，也是处于非液体摩擦状态，也会发生磨损，也需要进行上述三个条件的验算。
4．对滑动轴承材料性能的要求
除强度（抗压、抗冲击）外，还应有良好的减摩性（摩擦系数小）、耐磨性（抗磨损、抗胶合）、跑合性、导热性、润滑性、顺应性、嵌藏性等。
5．液体动压润滑轴承的工作能力准则
(1) 保证油膜厚度条件：hmin≥[h]；
(2) 保障温升条件：t ≤ [t]=10~30C。
精选例题与解析
2 例10-1 一向心滑动轴承，已知：轴颈直径d = 50mm，宽径比B/d =0.8，轴的转速n= 1500r/min，轴承受径向载荷F = 5000N，轴瓦材料初步选择锡青铜ZcuSn5Pb5Zn5，试按照非液体润滑轴承计算，校核该轴承是否可用。如不可用，提出改进方法。
解：
根据给定材料ZCuSn5Pb5Zn5查得：[p] = 8MPa，[v]= 3 m/s，[pv]=12 MPa·m/s。