ICS 21. 100. 10 J12
中华人民共和国宝家标准
GB/T 28278.1—2012/ISO 12168-1:2001
滑动轴承 稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：不带回油槽
油润滑径向滑动轴承的计算
Plain bearings--Hydrostatic plain journal bearings without drainage grooves under steady-state conditionsPart 1:Calculation of oil-lubricated plain
journal bearings without drainage grooves
(ISO12168-1:2001,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/T28278.1-2012/ISO12168-1:2001
前言
GB/T28278《滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承》由以下两部分组成：一第1部分：不带回油槽油润滑径向滑动轴承的计算；
第2部分：不带回油槽油润滑径向滑动轴承计算的特性值。 本部分是GB/T28278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ISO12168-1:2001《滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向
滑动轴承第1部分：不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标准有一致性对应关系的我国标准如下：
GB/T3141一1994工业液体润滑油ISO粘度分类（egvISO3448：1992）。 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、浙江省诸暨申发轴瓦有限公司、申科滑动轴承股份有限公司、
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。 GB/T28278.1—2012/IS012168-1:2001
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/T28278的本部分计算的基本原理适用于油腔数量不同、油腔几何形状相似、宽径比不同的静压轴承。GB/T28278的本部分只是针对油腔之间不带回油槽的流体静压径向滑动轴承。与带有回油槽的滑动轴承相比，这种类型的轴承在相同的刚度特性要求下所需的功率较小。
润滑油被恒压泵（系统压力P二常数）经由前置线性节流器，如毛细管节流器压入每个润滑油腔。 GB/T28278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/T28278的本部分还包含了对所需润滑系统的设计，包括节流器参数的计算。
Ⅱ GB/T28278.1—2012/IS012168-1:2001
滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承第1部分：不带回油：
油润滑径向滑动轴承的计算
1范围
GB/T28278的本部分适用于稳态条件下静压径向滑动轴承。 GB/T28278的本部分只针对油腔之间不带回油槽的润滑方式。
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，仅注日期的版本使用于本文件。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/T28278.2--2012滑动轴承稳态条件下不带回油槽流体静压径向滑动轴承第2部分：不带回油槽油润滑径向清动轴承计算用特性值（ISO12168-2：2001，IDT）
ISO3448：1992工业液体润滑油ISO黏度分类（Industrialliquidlubricants-ISOviscosity classification,
3计算的基本原理和边界条件
本部分计算的目的是确定与轴承的运行条件、几何形状和润滑油等有关的静压滑动轴承运行参数，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，摩擦功耗、泵的功率以及温升等。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蓄诺方程采用特定的边界条件导出：海根-泊努利定律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中给出了计算过程理论基础的详细描述。
本部分所给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） 润清油是不可压缩的牛顿流体。 d）在整个润清间隙中以及前置节流器中的润清油是等黏度的。 e） 润滑间隙内完全充满了润滑油。 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。 h) 相对运动表面的曲率半径比润清膜厚度大很多， i) 润滑膜的厚度在轴向（z轴方向）为定值。
I GB/T28278.12012/IS012168-1:2001
j）油腔中的压力为定值。 k）轴承表面没有法向上（轴方向）的运动。 借助以上所提到的假设条件，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二0～0.5 的范围内，
偏心率范围的限制意味着对计算程序作了承载能力与偏心率是近似线性关系的合理简化。然而这种计算程序却由于使用可靠性方面的原因而不能应用在偏心率ε>0.5的情况下。更进一步的计算假设就是为刚度特性设定近似最佳节流比=1。
对于外部润滑，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，油腔深度是润滑间隙的10倍～100倍。考虑以上假设，在计算摩擦损失的过程中，由于油腔里的糜擦损失远小于封油面上的摩擦损失而可以被忽略。然而，在考患总功耗对轴承进行优化时，是不能做这种忽略的。
考虑到轴承的承载方向，区分载荷在油腔中心和载荷在封油面中心这两种极端的情况是很有必要的。
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。总之，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。
当静压油开关关闭，转轴与封油面发生接触的情况下，检查接触区域以使提高油膜压力。 为了保证轴承中产生的热量不会导致润清油温度无限制的开高。必要时，需采取润滑油冷却措施，
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，从而降低轴承刚度。
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
术语惯性因子封油面积
符号 a A Ai A, b bu be B
单位 1 m 1 m' m m m m N/m J/kg · K
相对封油面积(A=元×B×D)
H
油腔面积与流动方向垂直的宽度
轴向出油口宽度(ba"D) 周向出油口宽度(b。=B-lu）
轴承宽度刚度系数
润滑油比热容(p=常数）
Cp
2 GB/T28278.1—2012/ISO12168-1:2001
表1(续) 术语
符号 Ca de D : F F' Faf Fi.. h hnin h, Kxot 1 2.x le 1a N p b p- p: pi.o P' P: P, Pro Pst Q Q' R. Rim. Rur.. Rp.
单位 m m m m N 1 1 1 m ". m m 1 m m m m s~1 Pa Pa Pa Pa Pa I W W W 1 m'/s 1 Pa ° s/m Pa· s/m* Pa * s/m Pa * s/m
径向间龄(c-=P)
毛细管直径
轴承直径(D,为轴径;Dg为孔径,D~D,~Dg）
偏心距承裁力（载荷）
承载力特性值［F=F/(BXDX）]
有效承载力特性值 N=0时，有效承裁力特性值油膜厚度（润清间原高度）
最小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颊率(转速) 油腔压力，一般情况下轴承比压［=F/BXD)］
供油压力油腔i中的压力
=0时油腔i中的压力功耗比，P.=P:/P
摩擦功耗油泵功率
总功耗（P=P十P）
总功耗持性值润滑油流量(整个轴承）
润滑油流量因数毛细管流阻
一条轴向封油面流阻(R-12XX)
一条周向封油面流阻(R i- 12××l buXC!
bXC
一个油腔流阻，当=0时（Rr。=0.5R）
3 GB/T28278.1—2012/IS012168-1:2001
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虑油腔内摩擦损耗两种情况下的摩擦功耗的确定； d）最小功耗条件下轴承最优化步骤。 对于所有计算过程，需要特别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承载力
如无特别说明，以下所提到的线性毛细管就被用作节流器，且节流比=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，不再在每种情况下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，承载力的特性值：
F
F: =BXDXppe 卫
*(1)
仍旧由下列参数决定：
油腔个数Z；长径比B/D；
无量纲轴向封油面宽度I/B； -无量纲径向封油面宽度1。/D；偏心率E; 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。
Xe
(2)
元 =
penXy
注：索莫菲尔德数，So，与酱通动压润滑轴承一样可以由以下公式确定：
S-ex-F
×=元
在GB/T28278.2—2012图1和图2中，公式F（，元）和β（e，）取Z=4，E=1，B/D=1， 1/B=0.16，l。/B0.26，通过节流器的节流作用，加载方向作用在油腔中心。
在这些图中显示了转速对承载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，pen，，和7s（如适用时，根据5.6来确定）等参数值给定
时，则可以确定润滑油膜的厚度。
得到这些参数后可通过公式(1)和公式(2)分别确定F和元。对于这种几何结构，和β的相关数值可以从GB/T28278.2--2012图1中得出，因此hmin=Cr（1-e）。
由附录A中所示的近似法，可以得知由“有效轴承宽度”B一所形成的有效承载力特性值：
F
F#=(B-l)×D× p.
**(3)
还与一些次要参数相关。在这种情况下，则应考虑宽径比B/D，另外还有油腔个数Z，流阻比：
Ranulu X be 一 (B) 2 2+ ×(1-瓮)
B
B
K= Rw. =T. X ba
.(4)
DI X
D
偏心率，以及决定着动压与静压之比的速度因数：
5