（機械類）
機械設計實驗室
實驗一滑動軸承實驗（一）
一、實驗目的
1.觀察滑動軸承的動壓油膜形成過程與現象。
2.通過實驗，繪出滑動軸承的特性曲線。
3.了解摩擦因數、轉速等資料的測量方法。
4.通過實驗資料處理，繪製出滑動軸承徑向油膜壓力分布曲線與承載量曲線。
二、實驗台結構及其工作原理
圖9—1
實驗台結構如圖9—1所示：它由底座1，箱體2，軸3，軸瓦4，壓力表5，載入砝碼6,載入槓桿7、8,測力百分表9，測距槓桿14，測力彈簧片10,控制面板11,ⅴ型傳送帶12,直流電機13等組成。
軸瓦4與測矩槓桿14聯成一體，壓在軸上，直流電動機13通過v型傳動帶12驅動軸3旋轉。箱體內裝有足夠的潤滑油，軸將潤滑油帶到軸與軸瓦之間。當軸不轉時，軸與軸瓦之間是直接接觸的。
開始啟動時，當軸轉速很低，軸與軸瓦之間處於半乾摩擦狀態，當軸的轉速達到足夠高時，在軸與軸瓦之間形成動壓油膜，將它們完全隔開。
當軸旋轉時，由於摩擦力矩的作用，在測矩槓桿14與測力彈簧片10的觸點處產生作用力q,其大小可由測力表（百分表)測出： 式中：k—— 彈簧片剛度係數 (n/格)
測力表讀數 (格,1格＝0.01mm)
設軸與軸瓦之間的摩擦力為 f，根據力矩平衡條件，可得：
nm1）
式中： d—— 軸的直徑 （60mm)
l—— 測力槓桿的力臂長(160mm)(軸中心至測距槓觸頭一端的距離)
而作用於軸瓦上的載荷w是由砝碼通重載入槓桿系統7、8加上去的，它還包括載入系統和軸瓦的自重，故有：
w=ig+g0
=42.627g+342n)
式中：g ——砝瑪6的重力n)
g0——軸瓦、壓力計等自重力，為342n
i——載入系統槓桿比，為42.627
因此軸與軸瓦之間的摩擦因數f可用下式計算：
而單位壓力q可用下式計算：
式中：b——軸瓦寬度(mm)
在軸瓦寬度的中間，沿圓周均布鑽有7個直徑為φ1mm的小孔(圖2)，每個小孔聯接乙個壓力表。當軸的轉速達到一定數值，在槓桿系統上加適當的砝碼重量，軸與軸瓦間就會形成動壓油膜，呈液體摩擦狀態。此時，從壓力表上就可看到滑動軸承沿圓周各點的徑向油膜壓力，記錄下各壓力表上顯示的壓力值，選定一定比例尺，便可繪製出徑向油膜壓力分布曲線(圖9—5a)。
圖9—2
三、實驗台有關資料
1.軸瓦：材料—— zqal 9—4
表面粗糙度——1.6
寬度—— b＝75mm
2.軸： 材料—— 45
表面粗糙度——0.8
直徑——d=60mm
3.電動機：型號——130szo2
額定功率—— p＝355w
額定轉速—— n＝1500r/min
帶傳動：型號—— o型
內周長—— l＝l120mm
根數—— z＝2
中心距—— a＝350mm
傳動比—— i＝3.175
5.潤滑油：牌號——45號機油
粘度——η＝0.34（pa·s)
6.加力槓桿比：42.627
7.測矩槓桿力臂長—— l＝160mm
測力彈簧片剛度係數——k＝ n／格
四、實驗操作
1．準備工作
l)檢查實驗台，使各個機件處於完好狀態；
2)檢查實驗台地線是否接好； 3)在箱體油池中注入足夠量的經過過濾的45號機油； 4)去掉載入法碼6； 5)在彈簧片端部安裝百分表，使其觸頭與底座接觸並有一定予壓值； 6)為保證圖3所示電路中軸與軸瓦之間除通過直接接觸外，其它部分是絕緣的，軸瓦不得與軸座相接融。 2．實驗內容與實驗方法 l)觀察動壓油膜的形成過程與現象動壓油膜形成過程中的現象，我們可通過觀察油膜形成過程的電路系統來觀察。 電路系統如圖9—3所示。
圖9—3 觀測油膜形成過程電路圖當主軸沒有轉動時，軸與軸瓦是接融的，接通開關k，有較大的電流流過燈泡，可以看到燈光很亮。 當主軸在很低的轉速下慢慢轉動時，主軸把油帶入軸與軸瓦之間，形成部分潤滑油膜，由於油為絕緣體，使金屬接觸面積減小，使電路中的電流減小，因而燈光亮度變暗。 當主軸轉速再提高時，軸與軸瓦之間形成了很薄的壓力油膜，將軸與軸瓦分開，燈泡就不亮了，這時我們就得知動壓油漠已經形成。
2)求出滑動軸承在剛啟動時的摩擦力矩與摩擦因數
實驗時，可以用手緩慢地轉動 v型帶輪(這時要求不加砝碼，載荷只是槓桿系統的自重 g。，或者也可慢慢啟動電動機，當軸剛有轉動趨勢的時候，讀出並記下百分表的最大格數。為了保證資料記錄的準確性，需要重複做三次，將測得的資料記錄在表 l中，根據記錄的資料，代入(1)，(2)式子，求出啟動時的摩擦力矩和摩擦因數，最後求得乙個平均值。
3)繪製滑動軸承的特性曲線
滑動軸承的 n/q— f特性曲線如圖4的所示，引數為油的粘度，它是受壓力和溫度影響的。但由於本實驗進行的時間短，壓力也不大(在5mpa＝50大氣壓以下)溫度變化也不大，因此把油的粘度近似地看做乙個常數。根據查表可得45號機械油在室溫（20℃）時的動力粘度＝0.
34pa·s。而n為轉速，是個變數。可實際測得。
q為平均單位載荷（也稱比壓）可用下式計算：
式中： w為載荷；d為主軸的直徑；b為軸瓦寬度；f為摩擦因數。
圖9—4滑動軸承 η n／q—f曲線
從特性曲線圖可以看出，摩擦因數f的大小是和轉速有關的，主軸剛啟動時，軸與軸瓦為半乾摩擦，此時摩擦因數是很大的。隨著轉速的增加，壓力油膜使軸與軸瓦的接觸面積不斷減小，摩擦因數明顯下降，當達到臨界點a0後為液體摩擦區，即為滑動軸承的正常工作區域。實驗時，我們用改變轉速n(即改變η n／q)，將各轉速下所對應的摩擦力矩和摩擦因數求出，記錄在表2中(並繪出η n／q—f特性曲線)。
具體實驗方法參看使用說明書。
4)繪製軸承徑向油膜壓力分布曲線
啟動電機，控制轉速在250～300r/min，然後加上載荷，觀察指示燈泡，看是否形成油膜，當形成壓力油膜後，待各壓力表的壓力值穩定後，由左向右依次記錄各壓力表的壓力值，並記錄在表3中。根據測出的油壓大小按一定比例繪製油壓分布曲線，如圖5a所示。具體畫法是沿著圓周表面從左向右畫出角度分別為220 30』，450，67030』，900，l120 30』，1350，1570 30』等分，得出油孔點1,2,3,4,5,6,7位置。
通過這些點與圓心4連線，在它們的延長線上，將壓力表測出的壓力值(比例：0.1mpa=5mm)畫出壓力向量 l— l』，2—2』，…，7—7』經 l』2』…7』各點連成平滑曲線，這就是位於軸承中部截面的油膜徑向壓力分布曲線。
圖9—5徑向壓力分布與承載量曲線
為了確定軸承承載量，用p1·sin (i=1,2,…7)求得向量l— l』，2—2』，…，7—7』在載荷方向(即y軸)的投影值。角度與sin 的數值見表9—1
然後將 p1 sin 這些平行y軸的向量移到直徑0—8上，為清楚起見，將直徑0—8平移到圖5a的下部,如圖5b，在直徑0—8」上先畫出軸承表面上油孔位置的投影點1」，2」…
8」，然後通過這些點畫出上述相應的各點壓力在載荷方向上的分量，即 1」』，2」』……7」』等點，將各點平滑地連線起來，所形成的曲線即為在載荷方向上的壓力分布。
在直徑0—8」上做乙個矩形，採用方格座標紙，使其面積與曲線所包圍的面積相等。那麼該矩形的邊長q平均即為軸承中部截面上油膜徑向平均單位壓力。
軸承處在液體摩擦工作時，其油膜承載量與外載荷相平衡，軸承內油膜的承載量可用下式求出：
p=w= ·q平均·b·d
式中； p為軸承內油膜承載能力；
w為外加載荷；
為端洩對承載能力影響係數；
q平均為徑向平均單位壓力；
b為軸瓦寬度；
d為軸瓦內徑．
端洩對軸承壓力分布及承載能力影響較大，通過實驗，可求得其影響。具體方法如下：
由實驗測得的每塊壓力表上的壓力，代入下式，可求出在軸瓦中點截面上的徑向平均單位壓力：
端洩對承載能力的影響係數，用下式求得：
3.實驗報告要求
(l)求滑動軸承剛啟動時的摩擦力矩 t1與摩擦因數f
表9—2 啟動狀態下摩擦力矩及摩擦因數的測試記錄
啟動時的摩擦力矩平均值：t1平均＝
摩擦因數平均值：f＝
(2)求滑動軸承的 f與 n／q特性曲線
表2 非液體摩擦與液體摩擦狀態下的轉數n與百分表讀數記錄
已知條件:砝碼重q= n 載荷w= n
繪製n/q-f特性曲線圖(參考圖4)
3)繪製軸承徑向油膜壓力分布曲線與承載量曲線
表3 油壓記錄
徑向單位面積上的平均壓力q平均
端洩對承載量的影響係數
4)繪製油膜徑向壓力分布曲線與承載量曲線(參考圖5)
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