ICS 21.100.10 J12
GB
中华人民共和国国家标准
GB/T 28279.1—2012/IS0 12167-1:2001
滑动轴承 稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：带回油槽油
润滑径向滑动轴承的计算
Plain bearingHydrostatic plain journal bearings with drainage grooves under steady-state conditions-Part 1:Calculation of oil-lubricated plair
journal bearings with drainage grooves
(ISO 12167-1:2001,IDT)
2012-05-11发布
2012-12-01实施
中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局中国国家标准化管理委员会
发布 GB/T28279.1—2012/IS012167-1:2001
前言
GB/T28279《滑动轴承稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承》由以下两部分组成：
第1部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算；第2部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承计算的特性值。
本部分是GB/T28279的第1部分。 本部分按照GB/T1.1一2009给出的规则起草。 本部分使用翻译法等同采用国际标准ISO12167-1：2001《滑动轴承稳态条件下带回油槽静压径
向滑动轴承第1部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算》。
与本部分中规范性引用的国际文件有一致性对应关系的我国文件如下：
GB/T3141—1994工业液体润滑油ISO黏度分类（eqvISO3448：1992）。 本部分由中国机械工业联合会提出。 本部分由全国滑动轴承标准化技术委员会（SAC/TC236)归口。 本部分负责起草单位：中机生产力促进中心。 本部分参加起草单位：西安交通大学、申科滑动轴承股份有限公司、浙江省诸暨申发轴瓦有限公司、
浙江东方滑动轴承有限公司、东方汽轮机有限公司、东方电机有限公司、临安东方滑动轴承有限公司。
I GB/T28279.1—2012/ISO12167-1:2001
引言
静压轴承的工作原理在于润滑的支撑力是由外部润滑油压力所产生。静压润滑的突出特点是磨损量小、噪音小、工作速度范围宽以及高刚度和高阻抗。这些性质决定了静压滑动轴承在许多情况下，如机床中应用的特殊重要性。
GB/T28279的本部分的基本计算可应用于油腔数量不同、油腔几何形状相似、宽径比不同的静压轴承。
润滑油由恒压泵（系统压力力一常数）提供，经由前暨节流器，如毛细管节流器进人每个润滑油腔。 GB/T28279的本部分后面列出的计算程序可以用于计算并评价给定设计参数的静压轴承，也可
以用于设计部分参数可变的静压轴承。另外，GB/T28279的本部分还包含了对所需润清系统的设计，包括节流器参数的计算。
I GB/T28279.1—2012/IS012167-1:2001
滑动轴承稳态条件下带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：带回油槽油
润滑径向滑动轴承的计算
1 范围
GB/T28279的本部分用于带回油槽的油润滑流体静压径向滑动轴承的计算。 本部分适用于稳态条件下流体静压径向滑动轴承。 本部分只针对油腔之间带回油槽的润滑方式。与不带回油槽的流体静压径向滑动轴承相比，在相
同刚度情况下，带回油槽的润滑方式需要更大的油泵功率。
2规范性引用文件
下列文件对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本适用于本文件。凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。
GB/T28279.2一2012滑动轴承稳态条件下带回油流体静压径向滑动轴承第2部分：带回油槽油润滑径向滑动轴承计算用特性值（ISO12167-2：2001，IDT)。
ISO3448：1992工业液体润滑油ISO黏度分类（Industrialliquidlubricants—ISOviscosityclas- sification)
3计算的基本原理和边界条件
本部分计算的目的是精确确定轴承的静压滑动轴承运行参数与运行工况、几何形状和润滑油等的函数关系。即确定轴承的偏心距、承载能力、油膜刚度、供油压力、润滑油流量、摩擦功率、泵的功率以及温升等众多参数。除考虑轴承的静压外，轴承的流体动压效应也作了近似处理。
雷诺方程为流体静压轴承的计算提供了理论基础。然而在大多数实际应用中，通过近似计算也可以达到理想的精度。
本部分中所使用的近似方法是用两个积分方程来描述流经轴承和轴颈表面间隙的润滑油状态的。 这两个积分方程可以由雷诺方程采用特定的边界条件导出。海根-泊努利方程描述了平行表面间隙中的压力流，库特公式描述了由轴颈旋转在轴承间隙中产生的剪切流。附录A中包含了计算过程和理论基础的详尽描述。
本部分所描述的计算过程中采用了以下重要的假设。 a）润滑油的流动为层流。 b) 润滑油完全粘附在被润滑的表面上。 c) 润滑油是不可压缩的牛顿流体。 d）在整个润滑间隙中以及前置节流器中的润滑油是等黏度的。
润滑间隙内完全充满了润滑油。
e)
f) 油膜厚度方向压力梯度为零。 g） 构成润滑间隙的轴颈和轴瓦表面是刚性的。
1 GB/T28279.1—2012/IS012167-1:2001
h）相对运动表面的曲率半径比润滑膜厚度大很多。 i）润滑膜的厚度在轴向（z轴方向）为定值。 j）油腔中的压力为定值。 k）轴承表面没有法向上（y轴方向）的运动。 借助以上所提到的假设为条件，可以确定轴承的设计和计算过程中所需用到的参数。应用相似性
原理可以得到承载力、油膜刚度、流量、摩擦因数，油腔压力等参数的无量纲值。
本部分中图表所示参数仅限应用于静压润滑。而且轴承的偏心率（加载后偏移量）应在ε=0～0.5 的范围内。
偏心率范围的这种限制是由于在计算过程中作了承载能力与偏心率是近似线性关系的合理简化。 所以，由于使用可靠性方面的原因，这种计算过程不能应用在偏心率>0.5的情况下。计算中还假设节流比1，这样轴承的刚度特性接近最佳值。
对于其他结构尺寸，GB/T28279本部分仅限于应用在轴承长径比B/D=0.3～1的这种实际应用中最普通的情况下。而且油腔深度是润滑间隙的10倍～100倍。考虑到以上假设，在计算摩擦损失的过程中，因油腔里的摩擦损失远小于封油面上的摩擦损失而被忽略。然而，在考虑总功率的轴承优化时，是不能做这种忽略的。
考虑到轴承的载荷方向，有必要区分载荷作用在油腔中心和载荷作用在封油面中心这两种极端的情况。
除了前面所提到的边界条件以外，为了使所设计的静压润滑轴承能应用于所有工况，仍需考患其他方面的要求。通常，轴承的设计应遵循这样一条规律：在所可能承受的最大载荷下，润滑间隙厚度至少要保持初始润滑间隙厚度的50%～60%，这一点必须要满足，另外还要特别注意的一种现象是由于轴的弯曲变形而导致轴心不对中，从而使转轴与轴承边缘接触而损坏轴承。当然，计算中所提到的绝对平行的润滑间隙在实际中是不存在的。
关闭静压油开关，在转轴与封油面发生接触时的情况下，检查接触区域以便提高油膜压力。 应保证轴承中产生的热量不会导致润滑油温度无限制的升高。必要时，需提供润滑油冷却措施。
而且要将润滑油过滤以防止堵塞毛细管和损伤润滑面。
要避免油腔里压力过低。因为油腔里压力过低会导致环境中的空气流人，从而降低轴承油膜刚度 (见5.7)。
4符号、术语和单位
符号、术语和单位见表1。
表1符号、术语和单位
符号 a Alm Ain A, b bu
术语惯性因子封油面积
单位 1 m? 1 m? m m
无量纲封油面积(Ai=元×BXD)
At
油腔面积与流动方向垂直的宽度
轴向出油口宽度[bu=D, 2(l.+bc))
2
2 GB/T28279.1—2012/SO12167-1:2001
表1 (续) 定义
符号 be bc B c Cp Cr de D ? F F: Fat Fif.o h hrin hp Kkrot 1 lur le Ls N 力 IP pa pi pi.. p? P: P, Pst Pat Q Q:
单位 m m m N/m J/kg · K m m m m N 1 1 1 m m m 1 m m m m 5~1 Pa Pa Pa Pa Pa 1 w w w 1 m*/s 1
周向出油口宽度（b=B-l）
回油槽宽度轴承宽度刚度系数
润滑油比热容（力二常量）
径向间龄(C - Dμ_DI)
2
毛细管直径
轴承直径（D,为轴径；Ds为孔径；D~Dj~Ds）
偏心距承载力（载荷）
承载力特性值[F·=F/(BXDXpe)]
有效承载力特性值 N=0时，有效承载力特性值润清油膜厚度（润滑间隙高度）
最小润滑油膜厚度
油腔深度速度因数
润滑油流动方向的长度
轴向封油面长度周向封油面长度毛细管长度旋转频率（转速）
油腔压力（一般情况下）
轴承比压供油压力(泵压) 油腔的压力 =0时油腔i的压力功率比（P=Pt/P,）
摩擦功耗油泵功耗
总功率（P-P:+P,）
总功耗特性值润滑油流量(整个轴承）
润滑油流量因数
3 GB/T28279.1-2012/ISO12167-1:2001
表1 (续) 定义毛细管流阻
单位 Pa· s/m3 Pa s/m Pa · s/m* Pa · s/m?
符号 Ra Rw. Rin. Rer.o Re So T 4T
12X7Xl
一条轴向封油面流阻（Rnx buXCE
_12××l
一条周向封油面流阻（Ra b.XC
Ra.
一个油腔流阻，（当=0时，Rp.。= 2×(1+))
雷诺数索莫菲德数温度温差流速周向线速度节流器内平均流速节流器个数
1 1 c K m/s m/s m/s 1I rad () I 1 Pa · s 1 1 1 kg/ms N/m* rad 1 s-1
U w Z d 8 > w 7 &
第一个油腔相对于油腔中心的偏角（位置）
轴的偏位角黏度公式指数偏心率(e=e/CR）
动力黏度 Rinew =(aXbs)
流阻比(x
Rua,e .Xbu 节流比（-
R) 密度
Xa PaXei
无量纲供油压力特性值（元=
n Q t 9 $ 3
剪应力角坐标
轴承间隙比(μ=2XC)
D
角速度(=2×元×N）
5计算方法
5.1概述
本部分涵盖了流体静压径向滑动轴承的计算和设计。其中，轴承计算可认为是在已知轴承几何参数和润滑参数的情况下，对流体静压径向滑动轴承运行参数的校核。在设计计算中，应用以下计算方法 4 GB/T28279.1—2012/ISO12167-1:2001
可以根据少量的原始数据（如：所需承载能力、刚度、转速等）确定轴承几何尺寸、润滑数据以及运行参数中的未知量。
在以上两种情况下，计算都是依据以第3章中所提到的海根-泊努利方程和库特方程为基础的一种
近似方法。用这种方法计算得出的轴承参数以图表方式给出无量纲值，可以表示不同参数的影响轴承的计算和设计过程在5.25.7中有具体描述。其中包括了用已知计算公式或图表对不同的轴承参数所做的判定。本部分详细介绍了以下计算内容：
a）考虑旋转和不考虑旋转两种情况下轴承的承载力的确定 b）润滑油流量和泵功率的计算； c）考虑油腔内摩擦损耗和不考患油腔内摩擦损耗两种情况下的摩擦功耗的确定； d）最小功率损耗条件下轴承优化的步骤。 对于所有计算过程，格外需要注意的一点是要确定在润滑间隙、润滑油腔以及毛细管中的润滑油流
动符合层流情况这一重要前提假设。它可以通过雷诺数来判断。另外，由惯性因子在毛细管里引起的压力差应较低（见A.3.1）。
如满足第3章中所给定的边界条件，与通过求解雷诺方程所得到的精确解相比，本方法计算结果产生的偏差在实际使用中可以忽略。 5.2承载能力
如无特别说明，以下所提到的线性毛细管被用作节流器，且节流比一1。另外，所不同的只是由 “载荷作用在油腔中心”和“载荷作用在封油面中心”这两种情况产生的。因此，在每种情况下不再都声明轴承的特性值是“节流器类型”、“节流比”和“载荷相对轴承的作用方向”三个参数的函数，
因此在上述前提假设下，承载能力的特性值：
=卫
F
F"=BXDXpa"p.
...(1)
仍然由下列参数决定：
油腔个数Z；一一长径比B/D；一无量纲轴向封油面宽度l/B；一无量纲径向封油面宽度1./D -无量纲回油槽宽度bg/D；一偏心率电；一由载荷“作用在油腔中心”和“作用在封油面中心”的不同，引起的无量纲供油压力特性值。
一Xw
+****-*(2)
K PeXd
+......
注：案莫菲尔德数So与普通动压润滑轴承一样可以由以下公式求得：
Som XE-F'
mX一元
在GB/T28279.22012的图1和图2中，公式F*（，元）和β（，元）取Z=4，=1，B/D=1， lu/B=0.1，l。/D=0.1,bc/D=0.05，通过节流器的节流作用（毛细作用的节流器），加载方向作用在油腔中心。
在这些图中显示了转速对承裁力和偏位角特性值的影响。 对于几何结构相似的轴承，当F、B、D、pav@、和7a（如需要，按5.6确定）等参数值给定时，则
可以确定最小润滑油膜的厚度。
得到这些参数后可通过公式（1)和公式（2)分别确定F*和f。对于这种几何结构，e和β的相关数值可以从GB/T28279.2一2012图1和图2中得出，因此hmin=Cr（1一e）。
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