环行油腔推力轴承的流量计算原理图环行油腔推力轴承.环行油腔推力轴承的流量是由平面圆形支承油腔的流量得来式中润滑油油膜厚度，润滑油动力粘度，油腔中供油压力，止推板外径，环行槽外径，润滑油向环行油腔外侧流动的流量式中止推板内径，环行槽内径，润滑油向环行油腔内侧流动的流量，式中环行油腔推力轴承流量式中对于环行油腔推力轴承的支承流量系数式中对于环行油腔推力轴承的油腔液阻环行油腔推力轴承的总推力由三部分组成所构成的圆环面积上的推力分别为侧环行油腔推力轴承的有效承载面积为.节流器的流量计算小孔节流器小孔节流器的孔径远大于其长度，般，.。由流体流动的伯努利方程可得小孔节流器的流量为式中节流器液阻式中小孔的流量系数，与雷诺数有关，般取小孔节流器的液体静压支承，由于节流器内的流动状态为素流，当润滑油温度升高时，其流量几乎与温度无关，而静压支承油腔内的流动状态为层流，它的流量却受温升影响。当温度升高时，润滑油的黏度降低，为维持油腔压力，流量需要增加，但节流器的流量当油腔压力不变时仍为定植，这样油腔压力必然减低。因此，温升将引起小孔节流器液体静压支承油腔压力的变化。节流比和液阻比节流比是指油泵供油压力与设计状态时油腔压力之比他是液体静压支承的个主要设计参数，和支承的承载能力及油膜刚度有很密切的关系。当其他条件不变时，在加载过程中对应于个载荷也有个相应的节流比。使油膜刚度达到最高时的节流比称为最佳节流比，以和分别表示设计状态和受载时的最佳节流比。设计状态时，通过节溜器和个油腔的流量为则为液阻比，是设计状态时节流器液阻和由它控制的个油腔的节流液阻之比。式表示了节流比和液阻比的关系。静压支承受到外载荷作用后，油腔的压力会随之变化，以平衡外载荷，但不同节流器的静压支承，油腔流量的变化是不同的。若油腔流量随油腔压力成正比例地变化，即油腔的节流液阻为常数，油膜无位移，支承具有无穷大油膜刚度。反之，油膜流量随油腔压力的增加而减少，支承的油膜刚度较差。.液体静压支承的承载能力计算单油腔静压支承个单油腔的承载能力是指在定油膜厚度下所能承受的能力，他与油腔和封油面上的总推力相等，方向相反。单油腔的承载能力为式中单油腔的无量纲承载系数由于通过节流器和个油腔的流量为则可见单油腔的无量纲承载系数与节流器的形式，节流比及相对位移有关，对称等面积对置油腔静压支承设计状态时，对置油腔的上，下压力相等，间隙也相同。所以此时承载的支承能力为零。当滑动件上作用外载荷后，上下两个油腔的压力会发生变化，以平衡外载荷。此时支承的承载能力为式中对置油腔的无量纲承载系数，对置油腔的承载能力为两个对置的单油腔的承载能力之差。.液体静压支承的油膜刚度计算油膜刚度的概念液体静压支承的油膜刚度般是指支承的油膜静刚度，即支承油膜抵抗变形的能力。它表示当油膜厚度为时，引起单位油膜厚度变化的载荷大小，并当载荷增大时，油膜厚度将减小。油膜刚度又可表达成式中无量纲油膜刚度，它与节流器及支承的结构形式，节流比及油膜相对位移有关。由上式可知，当其他条件不变时，液体静压支承的油膜刚度与油腔有效承载面积及油泵供油压力成正比，与设计间隙成反比。液体静压支承的油膜刚度往往不是常数，加载过程中，对应于不同的油膜具有不同的油膜刚度。般可按下列两种条件分别表示支承的油膜刚度。设计状态时的油膜刚度用这种表示方法来选择有关设计参数时，由于它不包括载荷因素，因此简单，明了。对可变节流器静压支承按油膜刚度无穷大条件来选择设计设计参数时，调整容易。在载荷通常是额定载荷或在油膜厚度时的油膜刚度。式中在载荷作用时的油膜厚度这种表示方法的计算比较复杂，但计算结果精确。单油腔静压支承油膜刚度计算由单油腔静压支承的油腔压力计算式求油膜刚度由单油腔静压支承的流量计算式求油膜刚度因油腔流量则油膜厚度可得当时,油膜刚度为正，既时,油膜刚度为负，既由无量纲承载系数求得无量纲油膜刚度总体设计方案本章重点在于对型离心式水泵进行平衡装置改造，作为事例来进步说明采用液体静压支承来平衡离心式水泵轴向力的方法，及做出相应的液压系统。.水泵的轴向推力计算选用型水泵，叶轮半径为.毫米，级叶轮进水口缝隙半径为毫米，进水口内侧半径为毫米，轮毂半径为.毫米，其余叶轮进水缝隙半径为毫米，进水口内侧半径为.毫米。泵轴转速为转分，单级扬程为.，流量为米时，矿水重度为公斤米转秒取泵的容积效率.，则通过叶轮的流量为.米秒由于压力差而作用于轮盘上的轴向力为.式中水的密度，重力加速度，叶轮旋转的角速度，叶轮入口半径，叶轮轮毂半径，单级叶轮产生的扬程，叶轮出口半径，由于动量的改变而产生的轴向力为.式中通过叶轮的流量，水泵的流量，水泵入口处水流的轴向速度，则转子所承受的总轴向力为.按经验公式进行粗略计算时的轴项力为.平衡装置结构设计计算止推板尺寸计算取止推板外径，止推板内径为轴径根据供油腔尺寸最佳比值关系.得油腔外径，由油腔内半径有效承载面积计算式中止推板内径，环行槽内径，止推板外径，环行槽外径，油泵供油压力计算油泵供油压力取.式中油泵载荷系数水泵最大轴向力，油腔内压力计算.取.式中节流比节流器选择由于选择毛细管类节流器需要的长度太长所以选择小孔管类节流器选择小孔管类节流器液阻比的计算取时取时.取.般节流器小孔直径和液阻比之间存在种函数关系，旦小孔直径选定，液阻比就可以确定下来，根据小孔管类节流器的范围及油压和流量的要求，小孔直径为.代入公式即可计算出液阻比的计算值。的取值范围为.为.式中止推板内径，环行槽内径，止推板外径，环行槽外径，油液的密度，止推盘与止推板的间隙，液压油的动力粘度，小孔流量系数节流器小孔直径，油垫中油膜刚度及最大位移的计算油膜刚度.式中油泵供油压力，有效承载面积，液阻比止推盘与止推板的间隙，最大位移量.式中油膜刚度，水泵的轴向推力，由计算的油膜刚度及最大位移可知，静压支承轴承之所以能支承很大的轴向力，就是因为利用液体的抗压特性，在很小的间隙内形成刚度很大的油膜，从而在极小的范围内控制泵轴的串动，保证水泵在工作中不致使叶轮磨损。小孔节流器的确定考虑在实际加工时的困难的值可稍取大些。油膜的流量及功率油泵的流量与封油面形式，平衡盘和止推盘的间隙及油液的拈度有关。对有内外，封油面的环行油腔，其流量的计算公式为.式中止推板内径，环行槽内径，止推板外径，环行槽外径，液压油的动力粘度，止推盘与止推板的间隙，油腔内压力，由已知的流量可计算出油泵所需的功率.式中油泵总效率取.液压控制系统设计液压控制系统总体如下图图液压系统控制选择液压泵在供油时整个工作循环的最大工作压力为.，般节流调速及管路简单的系统中的总压力损失见下表。表进油路总压力损失经验值特征表.系统结构情况总压力损失般节流调速及管路简单的系统进油路有调速阀及管路复杂的系统所以.液压系统最高工作压力为.式中油泵供油压力，总压力损失，由于回路中泄露按估计则.式中油泵的流量，根据以上压力功率和流量的数值查阅产品目录，最后确定选择变量叶片泵，其主要技术参数为流量功率.额定压力.公称转速重量旋转方向顺时针.选择电机由于液压泵输出压力.流量.时的情况。如取变量叶片泵的总效率。则液压泵驱动电机所需的功率为.式中液压泵输出最高压力,油泵的流量,变量叶片泵的总效率,根据液压泵驱动电机所需的功率.，查阅产品目录，最后确定选取型防爆电机。其主要技术参数为使用电压输出功率.满载时额定转速满载时额定电流重量电机与油泵采用对轮直联转动.阀类元件及辅助元件根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，查阅产品目录，可选出以下这些元件。粗过滤器的选择原则是其流量应大于或等于油泵流量的倍，故选用线隙式滤油器精过滤器作为粗过滤器。其主要技术参数为通径流量压力.压降.滤油器用于滤除油液中非可容性颗粒污染物，对油液进行净化，以保证系统工作的稳定和延长液压元件的使用寿命。液压系统中油液常有来自外部的污染物。来自外部的污染原因有液压元件及系统的加工装配过程中残留的切屑毛刺型砂锈片棉絮灰尘等污物进入油液。来自系统内部的污染的原因是系统运行过程中零件磨损的脱落物和油液因理化作用的氧化物胶状物等。这些污染物加速液压元件中相对运动表面磨损，擦伤密封件，影响元件及系统的性能和使用寿命。同时污染物可堵塞系统中的小孔缝隙，卡住阀类元件，造成元件动作失灵甚至损坏。滤油器按过滤精度分为粗普通精特精四类，还可以按过滤精度分类外，滤油器还可以按以下方法分类按滤芯的结构网式滤油器。液流流经此滤油器时，由滤网金属网上的小孔起滤清作用。线隙式滤油器。滤芯由金属丝烧制而成，依靠金属丝间的微小间隙来过滤混入油液中的杂质。纸质滤油器。滤芯为多层芬醛树脂处理过的微孔滤纸，由微孔滤除混入油液中的杂质。磁性滤油