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面接触润滑油膜测量系统滑块倾角的快速计算 总被引:3,自引:0,他引:3
在面接触润滑油膜厚度的光干涉测量中,需要确定滑块和玻璃盘所形成的微小倾角.一般通过目测干涉条纹的数量计算倾角,效率低且误差大.根据滑块表面干涉条纹等距,光强呈周期性变化的特点,对滑块面的干涉光强曲线进行傅里叶变换,综合采用Rife-Jane和重叠FFT相位差法进行频率插值,较好地消除了频谱泄漏,较准确计算干涉条纹数量,从而得到滑块与玻璃盘间的倾角.试验证明:当条纹数量大于5时该方法的测量相对误差在1%以下,具有很强的抗干扰能力.对不同倾角下的油膜厚度进行了测量,得出了润滑油膜的无量纲承载量-滑块收敛比曲线.结果表明:膜厚较高时,无量纲载荷最大值出现在收敛比为1.2左右的位置,但当膜厚较低时,无量纲载荷最大值出现在收敛比大于2的位置,偏离了经典理论. 相似文献
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固液润湿性对流体动压润滑薄膜的影响 总被引:1,自引:0,他引:1
利用自行开发的微型面接触润滑油膜测量系统,研究了固液润湿性对流体动压润滑油膜厚度的影响.试验中以静止的微型滑块平面和旋转的光学透明圆盘平面形成润滑副.固液的润湿性通过接触角判定,不同材料的微滑块平面和润滑液体形成不同的界面.在保持载荷和面接触楔形角不变的条件下对油膜厚度-速度关系进行了测量.结果表明:对于固液润湿性强的界面,形成的油膜厚度与经典润滑理论有较好的一致性;当固液润湿性明显降低时,测量得到的油膜厚度减小.对于试验中观察到的界面效应,应用界面滑移理论进行了初步分析. 相似文献
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极端工况双矩形腔静压推力轴承动态特性 总被引:1,自引:0,他引:1
静压推力轴承动态特性受润滑油黏度、油膜厚度和油腔面积等因素影响, 极端工况运行过程中经常承受阶跃载荷或正弦载荷作用, 突加载荷将导致静压推力轴承动态特性改变, 表现为轴承的抗冲击能力和恢复平衡所需时间的变化. 为获得高速重载微间隙极端工况条件下双矩形腔静压推力轴承动态特性, 分别在不同油膜厚度、不同润滑油黏度以及不同油腔尺寸条件下对双矩形腔静压推力轴承的动态性能进行理论分析, 探讨了阶跃载荷作用下润滑油黏度、油膜厚度和油腔面积对轴承动态性能的影响, 揭示了油膜动态变化规律, 探究了正弦载荷作用下双矩形腔静压推力轴承的稳定性. 结果表明: 润滑油黏度、油膜厚度和油腔尺寸变化对其动态性能有很大的影响. 润滑油黏度越大、油膜厚度越小、油腔面积越大突加载荷作用下润滑油膜抵抗冲击的能力越强, 旋转工作台受到突加外力作用下恢复至平衡状态所用时间越短. 双矩形腔静压推力轴承油膜具有较大的阻尼系数, 轴承具有极强的抵抗正弦加载作用的能力 相似文献
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静压推力轴承动态特性受润滑油黏度、油膜厚度和油腔面积等因素影响,极端工况运行过程中经常承受阶跃载荷或正弦载荷作用,突加载荷将导致静压推力轴承动态特性改变,表现为轴承的抗冲击能力和恢复平衡所需时间的变化.为获得高速重载微间隙极端工况条件下双矩形腔静压推力轴承动态特性,分别在不同油膜厚度、不同润滑油黏度以及不同油腔尺寸条件下对双矩形腔静压推力轴承的动态性能进行理论分析,探讨了阶跃载荷作用下润滑油黏度、油膜厚度和油腔面积对轴承动态性能的影响,揭示了油膜动态变化规律,探究了正弦载荷作用下双矩形腔静压推力轴承的稳定性.结果表明:润滑油黏度、油膜厚度和油腔尺寸变化对其动态性能有很大的影响.润滑油黏度越大、油膜厚度越小、油腔面积越大突加载荷作用下润滑油膜抵抗冲击的能力越强,旋转工作台受到突加外力作用下恢复至平衡状态所用时间越短.双矩形腔静压推力轴承油膜具有较大的阻尼系数,轴承具有极强的抵抗正弦加载作用的能力. 相似文献
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自旋对椭圆接触热弹流润滑的影响 总被引:3,自引:2,他引:1
通过数值求解研究了自旋运动对热弹流润滑的影响,分析了不同载荷下自旋对压力?最小油膜厚度?油膜中层温度的影响以及滑滚比?角速度对油膜中层温度的影响.结果表明:载荷越重时油膜压力越大,油膜整体厚度越小,同时油膜顶部倾斜度越大,关于y=0截面油膜厚度曲线的不对称性越明显.自旋存在使得滑滚比不再是常数,而滑滚比越大之处温升越大,因此润滑油膜的温度分布不再关于y=0截面对称;另外,角速度越高则油膜中层温升越大,而出口峰值越靠近接触中心. 相似文献
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自旋对界面滑移弹流油膜的影响 总被引:1,自引:1,他引:0
应用旋滑式光干涉弹流薄膜测量系统研究了自旋对界面滑移条件下玻璃盘-钢球形成的反常弹流油膜的影响,通过弹流接触副与玻璃盘旋转中心距离的调节,在弹流润滑中实现不同程度的自旋,即引入不同的旋滑比.结果表明,随着旋滑比的增加,油膜整体厚度减小,油膜形状呈现明显的非对称性,人口凹陷的深度有所减小;最小油膜厚度的速度指数随旋滑比的增加而增加;固定偏心距,随着载荷的增加,最小膜厚先增加后减小,油膜形状的非对称性增强.对上述观察到的试验现象,也进行了相应的理论解释,认为自旋引起的卷吸速度变化及气穴区的不对称是主要诱因. 相似文献
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理论研究表明不同润湿性界面对流体动压润滑油膜厚度有着显著地影响,一般采用接触角(CA)来表征固液界面润湿性. 而由热力学原理推导出的界面势能垒理论模型不仅与接触角相关,也是接触角滞后(CAH)的函数. 本文作者通过对不同基体材料的滑块进行表面张力修饰,获得了不同亲和性的界面. 利用干涉法及荧光法分别测量了不同润湿性界面的流体动压润滑膜厚及油膜受剪切的流动特性,研究了接触角及接触角滞后两个界面参数对流体动压润滑油膜厚度的影响,并对势能垒与接触角滞后的关系进行了讨论. 结果表明:接触角与流体动压润滑油膜厚度的相关性较差,接触角滞后可以更好地表征界面效应对流体动压润滑油膜厚度的影响. 相似文献
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N.B. Naduvinamani 《Fluid Dynamics Research》1997,21(6):495-507
Theoretical study of double-layered porous Rayleigh-step bearings with second-order fluid as lubricant is presented. An approximate method for the solutions of the governing fluid film equations for a porous region is proposed. The expressions for the pressure distribution, load capacity and frictional coefficient are obtained in compact form. Calculations of the dimensionless load capacity, frictional force and frictional coefficients are presented for specific values of the material parameters. It is found that the double porous layer yields an increase in the load capacity and ensures decrease in frictional force at the porous lining as compared with the conventional porous Rayleigh-step bearings. The maximum dimensionless load-carrying capacity is found to occur at a slightly larger step ratio as compared with the conventional porous Rayleigh-step bearings. 相似文献
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在自制的新型膜厚测量仪上,测量4010航空油在不同接触压力、温度和卷吸速度下的干涉图像,分析接触区的润滑特性。结果表明:在低温高速区主要表现为弹流润滑,中心膜厚与接触压力呈负相关;而在低温低速、高温区主要表现为薄膜润滑,中心膜厚受接触压力的影响较小。在弹流润滑区内高接触压力下油膜形状呈平坦状分布,而薄膜润滑区内油膜形状总体上比较平滑。随着载荷的增加,弹流润滑区内由Hamrock-Dowson理论算得的膜厚值和实测值逐渐偏离,理论公式中卷吸速度和载荷的指数需要调整;而薄膜润滑区的膜厚值基本上保持平稳。 相似文献
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椭圆柱形织构几何参数和排布模式对其润滑减摩性能的影响 总被引:1,自引:0,他引:1
利用数值模拟方法研究了具有各向异性结构特征的椭圆柱形织构在全膜润滑条件下的摩擦学性能,详细分析了椭圆织构的长轴尺寸、椭圆率、倾角和位置偏移率等参数对摩擦系数和动压承载能力的影响,并对三种不同的椭圆织构排布模式进行了对比研究.结果发现:适当的增加椭圆织构单元的面积率和倾角能有效降低表面间的摩擦系数,而随着织构单元的位置偏移率的增加,摩擦系数有小幅上升,但是增加位置偏移率却能显著提升表面间的动压承载能力.织构单元的排布模式对摩擦系数的影响很小,但是对动压承载能力却有较大影响.对椭圆织构单元的几何参数及排布模式进行优化设计是提升表面间的动压承载能力的一种有效手段. 相似文献
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Yongbin Zhang 《Theoretical and Computational Fluid Dynamics》2012,26(1-4):279-289
A line contact inlet zone analysis is carried out for the hydrodynamic lubrication in a fully plastic asperity contact. A governing equation of the central film thickness i.e. the film thickness in the fully plastic contact area is derived. An equation predicting this film thickness is also derived. It is found that for the fully plastic contact, under relatively light loads the prediction accuracy for the central film thickness is good, while at the load heavy enough the prediction equation greatly overestimates the central film thickness and the central film thickness solved from the analytical governing equation is significantly low showing the asperity in boundary layer lubrication. For the fully plastic contact, the central film thickness is nearly half of that obtained based on the elastic contact assumption for relatively light loads or even lower for heavier loads. The hydrodynamic lubrication is found difficult to form in the fully plastic asperity contact for the carried load heavy enough or the significantly low sliding speed between the asperities. To achieve a high hydrodynamic lubrication film thickness in the fully plastic asperity contact it is recommended to employ a high sliding speed or a high fluid viscosity. However, in the fully plastic asperity contact, the potential hydrodynamic load-carrying capacity is limited and much smaller than that based on the elastic contact assumption or predicted by conventional line contact elasto-hydrodynamic lubrication theory. 相似文献