SIST ISO 12130-1:2002

INTERNATIONAL ISO
STANDARD 12130-1
First edition
2001-11-15


Plain bearings — Hydrodynamic plain
tilting pad thrust bearings under
steady-state conditions —
Part 1:
Calculation of tilting pad thrust bearings
Paliers lisses — Butées hydrodynamiques à patins oscillants fonctionnant
en régime stationnaire —
Partie 1: Calcul des butées à patins oscillants



Reference number
ISO 12130-1:2001(E)
©
 ISO 2001

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ISO 12130-1:2001(E)
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ISO 12130-1:2001(E)
Contents Page
Foreword.iv
1 Scope .1
2 Normative references.1
3 Fundamentals, assumptions and premises.2
4 Symbols, terms and units.3
5 Calculation procedure.6
5.1 Loading operations .6
5.2 Coordinate of centre of pressure.7
5.3 Load-carrying capacity .7
5.4 Frictional power.9
5.5 Lubricant flow rate .9
5.6 Heat balance.10
5.7 Minimum lubricant film thickness and specific bearing load .13
5.8 Operating conditions .13
5.9 Further influence factors .14
Annex A (normative) Examples of calculation.15
A.1 Example .15
A.2 Example .19
Bibliography.24


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ISO 12130-1:2001(E)
Foreword
ISO (the International Organization for Standardization) is a worldwide federation of national standards bodies (ISO
member bodies). The work of preparing International Standards is normally carried out through ISO technical
committees. Each member body interested in a subject for which a technical committee has been established has
the right to be represented on that committee. International organizations, governmental and non-governmental, in
liaison with ISO, also take part in the work. ISO collaborates closely with the International Electrotechnical
Commission (IEC) on all matters of electrotechnical standardization.
International Standards are drafted in accordance with the rules given in the ISO/IEC Directives, Part 3.
Draft International Standards adopted by the technical committees are circulated to the member bodies for voting.
Publication as an International Standard requires approval by at least 75 % of the member bodies casting a vote.
Attention is drawn to the possibility that some of the elements of this part of ISO 12130 may be the subject of
patent rights. ISO shall not be held responsible for identifying any or all such patent rights.
International Standard ISO 12130-1 was prepared by Technical Committee ISO/TC 123, Plain bearings,
Subcommittee SC 4, Methods of calculation of plain bearings.
ISO 12130 consists of the following parts, under the general title Plain bearings — Hydrodynamic plain tilting pad
thrust bearings under steady-state conditions:
 Part 1: Calculation of tilting pad thrust bearings
 Part 2: Functions for calculation of tilting pad thrust bearings
 Part 3: Guide values for the calculation of tilting pad thrust bearings
Annex A forms a normative part of this part of ISO 12130.

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INTERNATIONAL STANDARD ISO 12130-1:2001(E)

Plain bearings — Hydrodynamic plain tilting pad thrust bearings
under steady-state conditions —
Part 1:
Calculation of tilting pad thrust bearings
1 Scope
The aim of ISO 12130 is to achieve designs of plain bearings that are reliable in operation by the application of a
calculation method for oil-lubricated hydrodynamic plain bearings with complete separation of the thrust collar and
plain bearing surfaces by a film of lubricant.
This part of ISO 12130 applies to plain thrust bearings with tilting-type sliding blocks (tilting pads), where a wedge-
shaped lubrication clearance gap is automatically formed during operation. The ratio of width to length of one pad
can be varied in the range B/L = 0,5 to 2.
The calculation method described in this part of ISO 12130 can be used for other gap shapes, e.g. parabolic
lubrication clearance gaps, as well as for other types of sliding blocks, e.g. circular sliding blocks, when for these
types the numerical solutions of Reynolds' differential equation are present. ISO 12130-2 gives only the
characteristic values for the plane wedge-shaped gap; the values are therefore not applicable to tilting pads with
axial support.
The calculation method serves for designing and optimizing plain thrust bearings e.g. for fans, gear units, pumps,
turbines, electric machines, compressors and machine tools. It is limited to steady-state conditions, i.e. load and
angular speed of all rotating parts are constant under continuous operating conditions.
This part of ISO 12130 is not applicable to heavily loaded tilting pad thrust bearings.
2 Normative references
The following normative documents contain provisions which, through reference in this text, constitute provisions of
this part of ISO 12130. For dated references, subsequent amendments to, or revisions of, any of these publications
do not apply. However, parties to agreements based on this part of ISO 12130 are encouraged to investigate the
possibility of applying the most recent editions of the normative documents indicated below. For undated
references, the latest edition of the normative document referred to applies. Members of ISO and IEC maintain
registers of currently valid International Standards.
ISO 3448:1992, Industrial liquid lubricants — ISO viscosity classification
ISO 12130-2, Plain bearings — Hydrodynamic plain tilting pad thrust bearings under steady-state conditions —
Part 2: Functions for calculation of tilting pad thrust bearings
ISO 12130-3, Plain bearings — Hydrodynamic plain tilting pad thrust bearings under steady-state conditions —
Part 3: Guide values for the calculation of tilting pad thrust bearings
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ISO 12130-1:2001(E)
3 Fundamentals, assumptions and premises
The calculation is always carried out with the numerical solutions of Reynolds' differential equations for sliding
surfaces with finite width, taking into account the physically correct boundary conditions for the generation of
pressure.
∂∂ʈp ∂Ê∂phˆ ∂
33
  +   = 6¥¥ h U ¥ (1)
hh
Á˜ Á ˜
∂∂xx˯∂zË∂z¯ ∂x
[1] [2]
Reference is made, e.g., to for the derivation of Reynolds' differential equation and to for the numerical
solution.
For the solution to equation (1), the following idealizing assumptions and premises are used, the reliability of which
[3]
has been sufficiently confirmed by experiment and in practice :
a) the lubricant corresponds to a Newtonian fluid;
b) all lubricant flows are laminar;
c) the lubricant adheres completely to the sliding surfaces;
d) the lubricant is incompressible;
e) the lubrication clearance gap is completely filled with lubricant;
f) inertia effects, gravitational and magnetic forces of the lubricant are negligible;
g) the components forming the lubrication clearance gap are rigid or their deformation is negligible; their surfaces
are completely even;
h) the lubricant film thickness in the radial direction (z-coordinate) is constant;
i) fluctuations in pressure within the lubricant film normal to the sliding surfaces (y-coordinate) are negligible;
j) there is no motion normal to the sliding surfaces (y-coordinate);
k) the lubricant is isoviscous over the entire lubrication clearance gap;
l) the lubricant is fed in at the widest lubrication clearance gap;
m) the magnitude of the lubricant feed pressure is negligible as compared to the lubricant film pressures
themselves;
n) the pad shape of the sliding surfaces is replaced by rectangles.
The boundary conditions for the solution of Reynolds' differential equation are the following:
1) the gauge pressure of the lubricant at the feeding point is p(x = 0, z) = 0
2) the feeding of the lubricant is arranged in such a way that it does not interfere with the generation of
pressure in the lubrication clearance gap
3) the gauge pressure of the lubricant at the lateral edges of the plain bearing is p x,z =0 ± ,5B = 0
( )
4) the gauge pressure of the lubricant is p(x = L, z) = 0 at the end of the pressure field.
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ISO 12130-1:2001(E)
The application of the principle of similarity in hydrodynamic plain bearing theory results in dimensionless
parameters of similarity for such characteristics as load carrying capacity, friction behaviour and lubricant flow rate.
The use of parameters of similarity reduces the number of necessary numerical solutions of Reynolds' differential
equation which are compiled in ISO 12130-2. In principle, other solutions are also permitted if they satisfy the
conditions given in this part of ISO 12130 and have the corresponding numerical accuracy.
ISO 12130-3, contains guide values according to which the calculation result is to be oriented in order to ensure the
functioning of the plain bearings.
In special cases, guide values deviating from ISO 12130-3, may be agreed for specific applications.
4 Symbols, terms and units
See Table 1 and Figure 1.
Table 1 — Symbols, terms and units
Symbol Term Unit
a
Distance between supporting point and inlet of the clearance gap in the direction of m
F
motion (circumferential direction)
* Relative distance between supporting point and inlet of the clearance gap in the 1

a
F
direction of motion (circumferential direction)
2
A Heat-emitting surface of the bearing housing
m
B Width of one pad m
c Specific heat capacity of the lubricant (p = constant)
J/(kg⋅K)
p
C Wedge depth m
wed
D
Mean sliding diameter m
D Inside diameter over tilting pads m
i
D Outside diameter over tilting pads m
o
*
f Characteristic value of friction 1
F Bearing force (load) at nominal rotational frequency N
*
F
Characteristic value of load carrying capacity 1
F Bearing force (load) at standstill N
st
h
Local lubricant film thickness (clearance gap height) m
h Minimum permissible lubricant film thickness during operation m
lim
h Minimum permissible lubricant film thickness on transition into mixed lubrication m
lim,tr
h Minimum lubricant film thickness (minimum clearance gap height) m
min
2
k
Heat transfer coefficient related to the product B ¥ L ¥ Z
W/(m ⋅K)
2
k External heat transfer coefficient (reference surface A)
W/(m ⋅K)
A
L Length of one pad in circumferential direction m
M Mixing factor 1
-1
N Rotational frequency (speed) of thrust collar
s
p Local lubricant film pressure Pa
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ISO 12130-1:2001(E)
Table 1 (continued)
Symbol Term Unit
p Specific bearing load p= F/(B ¥¥ L Z)
Pa
p
Maximum permissible specific bearing load Pa
lim
P Frictional power in the bearing or power generated heat flow rate W
f
P Heat flow rate to the environment W
th,amb
P
Heat flow rate in the lubricant W
th,L
3
Q Lubricant flow rate
m /s
*
Q
Characteristic value of lubricant flow rate 1
3
Q Relative lubricant flow rate Q = B ¥¥ U ¥ Z
h m /s
0 0 min
3
Q
Lubricant flow rate at the inlet of the clearance gap (circumferential direction)
m /s
1
*
Characteristic value of lubricant flow rate at the inlet of the clearance gap 1
Q
1
3
Q Lubricant flow rate at the outlet of the clearance gap (circumferential direction)
m /s
2
* **
Characteristic value of lubricant flow rate QQ at the outlet of the clearance gap 1
Q
13
2
3
Q Lubricant flow rate at the sides (perpendicular to circumferential direction)
m /s
3
*

Q Characteristic value of lubricant flow rate at the sides 1
3
Rz
Average peak-to-valley height of thrust collar mm
Re Reynolds' number 1
T Ambient temperature
°C
amb
T Bearing temperature
°C
B
T
Effective lubricant film temperature °C
eff
T Lubricant temperature at the inlet of the bearing
°C
en
T Lubricant temperature at the outlet of the bearing
°C
ex
T
Maximum permissible bearing temperature °C
lim
T Lubricant temperature at the inlet of the clearance gap
°C
1
T Lubricant temperature at the outlet of the clearance gap °C
2
U Sliding velocity relative to mean diameter of bearing ring m/s
w
Velocity of air surrounding the bearing housing m/s
amb
x Coordinate in direction of motion (circumferential direction) m
y
Coordinate in direction of lubrication clearance gap (axial) m
z Coordinate perpendicular to the direction of motion (radial) m
Z Number of tilting-pads 1
Dynamic viscosity of the lubricant
h Pa⋅s
h Effective dynamic viscosity of the lubricant Pa⋅s
eff
3
Density of the lubricant
r kg/m




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ISO 12130-1:2001(E)


Key
1 Thrust collar
2 Tilting-pad
3 Centre of pressure (supporting surface)
Figure 1 — Schematic view of a tilting-pad thrust bearing
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ISO 12130-1:2001(E)
5 Calculation procedure
5.1 Loading operations
5.1.1 General
Calculation means the mathematical determination of the correct functioning using operational parameters (see
Figure 2) which has to be compared with guide values. Thereby, the operational parameters determined under
varying operation conditions shall be permissible as compared to the guide values. For this purpose, all continuous
operating conditions shall be investigated.
5.1.2 Wear
Safety against wear is assured if complete separation of the mating bearing parts is achieved by the lubricant.
Continuous operation in the mixed lubrication range results in early loss of functioning. Short-time operation in the
mixed lubrication range, such as starting up and running down machines with plain bearings, is unavoidable and
can result in bearing damage after frequent occurence. When subjected to heavy loads, an auxiliary hydrostatic
arrangement may be necessary for starting up or running down at low speed. Running-in and adaptive wear to
compensate for surface geometry deviations from ideal geometry are permissible as long as these are limited in
time and locality and occur without overloading effects. In certain cases, a specific running-in procedure may be
beneficial. This can also be influenced by the selection of the material.
5.1.3 Mechanical loading
The limits of mechanical loading are given by the strength of the bearing material. Slight permanent deformations
are permissible as long as these do not impair correct functioning of the plain bearing.
5.1.4 Thermal loading
The limits of thermal loading result not only from the thermal stability of the bearing material but also from the
viscosity-temperature relationship and the ageing tendency of the lubricant.
5.1.5 Outside influences
Calculation of correct functioning of plain bearings presupposes that the operating conditions are known for all
cases of continuous operation. In practice however, additional disturbing influences frequently occur which are
unknown at the design stage and cannot always be computed. Therefore, the application of an appropriate safety
margin between the operational parameters and the permissible guide values is recommended. Disturbing
influences are, e.g.
 spurious forces (out-of-balance, vibrations, etc.);
 deviations from ideal geometry (machining tolerances, deviations during assembly, etc.);
 lubricants contaminated by solid, liquid and gaseous foreign materials;
 corrosion, electric erosion, etc.
Information as to further influence factors is given in 5.9.
The applicability of this part of ISO 12130, for which laminar flow in the lubrication clearance gap is a necessary
condition, shall be checked using the Reynolds' number:
r ¥¥U
h
min
Re =  u Re (2)
cr
h
eff
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ISO 12130-1:2001(E)
For wedge-shaped gaps with h /C = 0,8 a critical Reynolds' number of Re = 600 can be assumed as guide
min wed cr
[4]
value according to .
The plain bearing calculation comprises, starting from the known bearing dimensions and operating data:
 the relationship between load-carrying capacity and lubricant film thickness;
 the frictional power;
 the lubricant flow rate;
 the heat balance;
these all being interdependent. The solution is obtained using an iterative method, the sequence of which is
summarized in the calculation flow chart in Figure 2.
For optimization of individual parameters, parameter variation can be performed; and modification of the calculation
sequence is possible.
5.2 Coordinate of centre of pressure
In the case of tilting pads, the x-coordinate of the centre of pressure a corresponds with the x-coordinate of the
F
*
axis of tilt. The x-coordinate of the centre of pressure = L/ related to the length of the sliding block is a
aa
FF
function of the relative minimum lubricant film thickness h /C and the relative width of sliding block B/L.
min wed
*
ISO 12130-2 represents = f ( / ;  BL/ ) . An approximate function is also given there.
ah C
min wed
F
It is essential for the calculation that the relative minimum lubricant film thickness h /C as well as the
min wed
characteristic values of load-carrying capacity, frictional power and lubricant flow rate are specified by the selection
of the supporting point a and that these values remain unchanged even under alternating operating conditions.
F
5.3 Load-carrying capacity
*
The parameter for the load-carrying capacity is the dimensionless characteristic value of load-carrying capacity F :
2
F ¥
h
min
*
= (3)
F
2
U ¥¥h  ¥B ¥ Z
L
eff
*
[5]
The function F = f (h /C ; B/L) is presented in ISO 12130-2 on the basis of . An approximate function is also
min wed
given there.
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ISO 12130-1:2001(E)

Figure 2 — Scheme of calculation (flow chart)
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ISO 12130-1:2001(E)
5.4 Frictional power
*
The losses due to friction in a hydrodynamic plain thrust bearing are given by the characteristic value of friction f
which is defined as follows:
h
*
min
f =  ¥ (4)
P
f
2
 ¥¥ B ¥ LZ ¥
h
U
eff
Thus the frictional power is calculated as follows:
2
 ¥¥h B ¥ LZ ¥
U
* eff
= ¥ (5)
f
P
f
h
min
*
[5]
The function f = f(h /C ; B/L) is presented in ISO 12130-2 on the basis of . An approximate function is also
min wed
given there.
5.5 Lubricant flow rate
The lubricant fed to the bearing forms a solid lubricant film separating the sliding surfaces. At the same time, the
lubricant has the task of dissipating the frictional heat which develops in the bearing.
Due to the rotational motion of the thrust collar, the lubricant is carried, with increasing pressure, in the direction of
the converging clearance gap. Thereby part of the lubricant is forced out at the sides of each pad. It is assumed
that the lateral portions have approximately the same size. See Figure 3.

Key
1 Tilting-pad
Figure 3 — Schematic view of the lubricant balance and heat balance of one tilting pad
In Figure 3:
Q = Q + Q (6)
1 2 3
where
*
Q = Q ¥ Q (7)
1 0
1
*
Q = Q ¥ Q (8)
3 0
3
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ISO 12130-1:2001(E)
Q = Q - Q (9)
2 1 3
Q = B ¥ h ¥ U ¥ Z (10)
0 min
* *
The relative values of Q = Q Q and Q = Q Q can be taken from ISO 12130-2 as a function of the geometry
10 30
1 3
(B/L) and the arising relative lubricant film thickness h /C . Approximate functions are also given there.
min wed
It is assumed that the lubricant forced out at the sides of the pads, at Q , has the temperature (T + T )/2 and the
3 1 2
lubricant forced out at the ends, at Q , has the temperature T .
2 2
5.6 Heat balance
5.6.1 General
The thermal condition of the plain bearing results from the heat balance.
The heat flow P arising from the frictional power P in the bearing is dissipated via the bearing housing to the
th,f f
environment and via the lubricant emerging from the bearing. With practical applications, one of the two kinds of
heat dissipation is predominant. Additional safety is given for the design by neglecting the other kind of heat
dissipation. The following assumptions can be made:
a) With pressureless lubricated bearings (self-lubrication, natural cooling) heat dissipation to the environment
takes place mostly by convection:
P = P
f th,amb
b) With pressure-lubricated bearings (recirculating lubrication) heat dissipation takes place mostly via the
lubricant (recooling):
P = P
f th,L
5.6.2 Heat dissipation by convection
Heat dissipation by convection [5.6.1 a)] takes place by thermal conduction and lubricant recirculation in the
bearing housing and subsequently by radiation and convection from the surface of the housing to the environment.
[6]
According to the complex processes during the heat dissipation can be summarized as follows:
P = k ¥ A ¥ (T - T ) (11)
th,amb A B amb
where
2 2
k = 15 W/(m ⋅K) to 20 W/(m ⋅K)
A
or when the bearing housing is subjected to an air-flow at a velocity of w > 1,2 m/s
amb
= 7 + 12 (12)
kw
A amb
2
where w is expressed in m/s and k in W/(m ⋅K).
amb A
NOTE Thereby, the factor k accounts for the thermal conduction in the bearing housing as well as for the convection and
A
radiation from the bearing housing to the environment. That part of the frictional heat arising in the bearing, which is dissipated
via the shaft, is neglected here due to its very small amount in most cases.
By equating P from equation (5) and P from equation (11) and with
f th,amb
10 © ISO 2001 – All rights reserved

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ISO 12130-1:2001(E)
 ¥ A
k
A
k = (13)
B ¥¥LZ
the effective bearing temperature is obtained
2
 ¥
h
U
*
eff
= f ¥  +  (14)
TT
eff amb
k ¥
h
min
In this case, the bearing temperature is
T = T (15)
B eff
If the heat-emitting surface A of the bearing housing is not known exactly, the following can be substituted as an
approximation:
for cylindrical housings
p
2
A=¥2 ¥DD+p B (16)
HHH
4
for bearings in the machine structure
A = (15 to 20) ¥ B ¥ L ¥ Z (17)
where
B is the axial housing width in metres;
H
D is the housing outside diameter in metres.
H
5.6.3 Heat dissipation by recirculating lubrication
In case of recirculating lubrication, heat dissipation takes place via the lubricant [5.6.1 b)]
P = r ¥ c ¥ Q(T - T ) (18)
th,L p ex en
For mineral lubricants, the volume specific heat capacity amounts to
6 3
r ¥ c = 1,8 ¥ 10 J/(m ⋅K)
p
5.6.4 Mixing processes in the lubrication recess
As a tilting-pad thrust bearing consists of a certain number of separate tilting-pads it is necessary to consider not
only the lubricant flow rate of one single tilting-pad but also the lubricant flow rate of the complete bearing and thus
the mutual influence of the lubricant flow rate. The lubricant forced out at the end of the pads at Q (according to
2
Figure 3) is mixed with newly-fed lubricant in the gap between the next tilting-pad, i.e. the lubricant temperature T
1
at the inlet of the lubrication clearance gap is higher by DT than that of the newly-fed lubricant with temperature
1
T (see Figure 4).
en




© ISO 2001 – All rights reserved 11

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ISO 12130-1:2001(E)

Figure 4 — Schematic view of the temperature distribution in the lubricant film
When determining the temperature difference
∆T = T - T (19)
1 1
en
An empirical factor shall be introduced as a purely theoretical consideration of this mixing problem has not yet led
to satisfying results.
[7]
A mixing factor M can be introduced as follows in order to achieve conformity with experience gathered (see ):
*
QQ
22
∆∆ = ¥¥ =  ∆ (20)
TT T
122
**
M ¥- Q + (1 M ) ¥ Q
M ¥-QQ + (1 M ) ¥
3
3
for Q W Q and Q* W Q respectively.
3
To explain the mixing factor we take a look at the limiting values. A mixing factor M = 0 means that there is no
mixing in the gaps between the tilting pads, i.e. the lubricant flow rate Q forced out of the lubrication clearance
2
gaps completely enters the following lubrication clearance gap. On this assumption, a high lubricant flow rate Q
would be ineffective as the largest part of this newly-fed lubricant would flow out of the gaps between the tilting
pads in a radial direction without influencing the operational parameters. A mixing factor M = 1 means "complete"
mixing in the gaps between the tilting pads. M = 0,4 up to 0,6 can be introduced as an empirical value. It is a
function of the design and cannot be definitely indicated.
The total amount of lubricant to be fed to the thrust bearing can be determined from a given amount of heating
∆T = T - T (21)
ex en
P
f *
Q = = ¥ (22)
QQ
0
 ¥¥r ∆T
c
p
It results for the relative lubricant flow rate of the bearing:
*
f F
*
Q = ¥ (23)
*
B ¥¥L Z ¥ ¥ r ¥ ∆T
c
F p
By experience the value for ∆T is chosen in the range of 10 up to 30 K.
12 © ISO 2001 – All rights reserved

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ISO 12130-1:2001(E)
With
DT = T - T (24)
2 2 1
it can be written:
= ¥¥ r (QQ + 0,5 ¥ ) ¥ ∆ (25)
P c T
th,L p 2
23
The following relationship results from equations (22) and (25) for the temperature rise in the lubrication clearance
gap:
**
∆∆T ¥¥QQT
∆ = = (26)
T
2
*** *
QQ + 0,5 ¥- Q 0,5 ¥ Q
231 3
with
∆
T
* 1
∆ =
T
∆
T
2
the effective bearing temperature can be determined as follows:
T = T + ∆T + 0,5 ¥ ∆T = T + (∆T * + 0,5) ∆T (27)
eff en 1 2 en 2
The bearing temperature is in this case
*
T = T = T + ∆T + ∆T = T + (∆T + 1) ∆T (28)
B 2 en 1 2 en 2
The permissibility of the values calculated for T and T according to 5.6.2 and 5.6.3 is to be checked
...

NORME ISO
INTERNATIONALE 12130-1
Première édition
2001-11-15



Paliers lisses — Butées hydrodynamiques
à patins oscillants fonctionnant en régime
stationnaire —
Partie 1:
Calcul des butées à patins oscillants
Plain bearings — Hydrodynamic plain tilting pad thrust bearings under
steady-state conditions —
Part 1: Calculation of tilting pad thrust bearings



Numéro de référence
ISO 12130-1:2001(F)
©
 ISO 2001

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ISO 12130-1:2001(F)
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ISO 12130-1:2001(F)
Sommaire Page
Avant-propos .iv
1 Domaine d'application.1
2 Références normatives.1
3 Principes fondamentaux, hypothèses et suppositions.2
4 Symboles et unités.3
5 Méthode de calcul.6
5.1 Opérations de charge.6
5.2 Coordonnée du centre de pression .7
5.3 Portance.7
5.4 Puissance de frottement.9
5.5 Débit de lubrifiant .9
5.6 Bilan thermique.10
5.7 Épaisseur minimale du film d'huile et charge spécifique du palier .13
5.8 Conditions de fonctionnement.13
5.9 Autres facteurs d'influence .14
Annexe A (informative) Exemples de calcul.15
Bibliographie.24


© ISO 2001 – Tous droits réservés iii

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ISO 12130-1:2001(F)
Avant-propos
L'ISO (Organisation internationale de normalisation) est une fédération mondiale d'organismes nationaux de
normalisation (comités membres de l'ISO). L'élaboration des Normes internationales est en général confiée aux
comités techniques de l'ISO. Chaque comité membre intéressé par une étude a le droit de faire partie du comité
technique créé à cet effet. Les organisations internationales, gouvernementales et non gouvernementales, en
liaison avec l'ISO participent également aux travaux. L'ISO collabore étroitement avec la Commission
électrotechnique internationale (CEI) en ce qui concerne la normalisation électrotechnique.
Les Normes internationales sont rédigées conformément aux règles données dans les Directives ISO/CEI, Partie 3.
Les projets de Normes internationales adoptés par les comités techniques sont soumis aux comités membres pour
vote. Leur publication comme Normes internationales requiert l'approbation de 75 % au moins des comités
membres votants.
L’attention est appelée sur le fait que certains des éléments de la présente partie de l’ISO 12130 peuvent faire
l’objet de droits de propriété intellectuelle ou de droits analogues. L’ISO ne saurait être tenue pour responsable de
ne pas avoir identifié de tels droits de propriété et averti de leur existence.
La Norme internationale ISO 12130-1 a été élaborée par le comité technique ISO/TC 123, Paliers lisses,
sous-comité SC 4, Méthodes de calcul des paliers lisses.
L'ISO 12130 comprend les parties suivantes, présentées sous le titre général Paliers lisses — Butées
hydrodynamiques à patins oscillants fonctionnant en régime stationnaire:
 Partie 1: Calcul des butées à patins oscillants
 Partie 2: Fonctions pour le calcul des butées à patins oscillants
 Partie 3: Paramètres opérationnels admissibles pour le calcul des butées à patins oscillants
L’annexe A constitue un élément normatif de la présente partie de l’ISO 12130.

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NORME INTERNATIONALE ISO 12130-1:2001(F)

Paliers lisses — Butées hydrodynamiques à patins oscillants
fonctionnant en régime stationnaire —
Partie 1:
Calcul des butées à patins oscillants
1 Domaine d'application
L'objet de la présente partie de l’ISO 12130 est de réaliser des modèles de paliers lisses qui soient fiables en
fonctionnement par l'application d'une méthode de calcul pour les paliers lisses hydrodynamiques lubrifiés à l'huile
avec séparation complète du collet de butée et des surfaces du palier lisse par un film de lubrifiant.
La présente partie de l’ISO 12130 s'applique aux paliers de butée lisses à blocs coulissants de type oscillant
(patins oscillants), où un jeu de lubrification à coin se forme automatiquement en cours de fonctionnement. Le
rapport de la largeur sur la longueur d'un patin peut varier dans la plage B/L = 0,5 à 2.
La méthode de calcul décrite dans la présente partie de l’ISO 12130 peut être utilisée pour d'autres formes de jeu,
par exemple jeux de lubrification paraboliques, ainsi que pour d'autres types de blocs glissants, lorsqu'il existe des
résolutions numériques de l'équation différentielle de Reynolds pour ces types de formes. L'ISO 12130-2 donne
uniquement les valeurs caractéristiques pour un coin convergent simple. Les valeurs ne sont par conséquent pas
applicables aux patins oscillants à support axial.
La méthode de calcul permet de concevoir et d'optimiser les paliers de butée lisses, par exemple pour les
ventilateurs, groupes d'engrenages, pompes, turbines, machines électriques, compresseurs et machines-outils.
Elle se limite aux conditions de régime stationnaire, c'est-à-dire que la charge et la vitesse angulaire de toutes les
parties tournantes sont constantes dans des conditions de fonctionnement continu.
La présente partie de l’ISO 12130 ne s’applique pas aux butées à patins oscillants chargés lourdement.
2 Références normatives
Les documents normatifs suivants contiennent des dispositions qui, par suite de la référence qui y est faite,
constituent des dispositions valables pour la présente partie de l’ISO 12130. Pour les références datées, les
amendements ultérieurs ou les révisions de ces publications ne s’appliquent pas. Toutefois, les parties prenantes
aux accords fondés sur la présente partie de l’ISO 12130 sont invitées à rechercher la possibilité d'appliquer les
éditions les plus récentes des documents normatifs indiqués ci-après. Pour les références non datées, la dernière
édition du document normatif en référence s’applique. Les membres de l'ISO et de la CEI possèdent le registre des
Normes internationales en vigueur.
ISO 3448:1975, Lubrifiants liquides industriels — Classification ISO selon la viscosité
ISO 12130-2, Paliers lisses — Butées hydrodynamiques à patins oscillants fonctionnant en régime stationnaire —
Partie 2: Fonctions pour le calcul des butées à patins oscillants
ISO 12130-3, Paliers lisses — Butées hydrodynamiques à patins oscillants fonctionnant en régime stationnaire —
Partie 3: Paramètres opérationnels admissibles pour le calcul des butées à patins oscillants
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ISO 12130-1:2001(F)
3 Principes fondamentaux, hypothèses et suppositions
Le calcul est toujours effectué avec les solutions numériques de l'équation différentielle de Reynolds pour les
surfaces glissantes à largeur finie, en tenant compte des conditions aux limites physiquement correctes pour la
génération de la pression.
∂∂ʈp ∂ʈ∂ph∂
33
hh+= 6¥h¥U¥ (1)
Á˜ Á˜
∂∂xx˯∂z˯∂z ∂x
[1] [2]
Il est fait référence par exemple à pour la dérivation de l'équation différentielle de Reynolds et à pour la
solution numérique.
Pour la solution de l'équation (1), on utilise les hypothèses et suppositions idéales suivantes, dont la fiabilité est
[3]
suffisamment confirmée par l'expérience et la pratique :
a) le lubrifiant correspond à un fluide newtonien;
b) tous les écoulements de lubrifiant sont laminaires;
c) le lubrifiant adhère complètement aux surfaces de glissement;
d) le lubrifiant est incompressible;
e) le jeu de lubrification est entièrement rempli de lubrifiant;
f) les effets d'inertie, les forces de gravitation et magnétiques du lubrifiant sont négligeables;
g) les composants constituant le jeu de lubrification sont rigides ou leur déformation est négligeable; leurs
surfaces sont entièrement à niveau;
h) l'épaisseur du film d'huile dans le sens radial (coordonnée z) est constante;
i) les variations de pression du film d'huile perpendiculaire aux surfaces de glissement (coordonnée y) sont
négligeables;
j) absence de déplacement perpendiculairement aux surfaces de glissement (coordonnée y);
k) le lubrifiant est isovisqueux sur tout le jeu de lubrification;
l) le lubrifiant est injecté dans le jeu de lubrification le plus grand;
m) la grandeur de la pression d'alimentation du lubrifiant est négligeable par comparaison aux pressions du film
d'huile;
n) la forme du patin des surfaces de glissement est remplacée par des rectangles.
Les conditions aux limites pour la résolution de l'équation différentielle de Reynolds sont les suivantes:
1) la pression au manomètre du lubrifiant au point d'alimentation est p(x = 0, z) = 0;
2) l'introduction du lubrifiant s'effectue de sorte qu'il n'interfère pas sur la génération de la pression dans le
jeu de lubrification
3) la pression au manomètre du lubrifiant au niveau des bords latéraux du palier lisse est p(x,z = ± 0,5B) = 0;
4) la pression au manomètre du lubrifiant est p(x = L, z) = 0 à l'extrémité du champ de pression.
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ISO 12130-1:2001(F)
L'application du principe de similarité dans la théorie des paliers lisses hydrodynamiques produit des paramètres
de similarité non dimensionnés pour des caractéristiques telles que la portance, le comportement au frottement et
le débit de lubrifiant.
L'utilisation des paramètres de similarité réduit le nombre de solutions numériques nécessaires de l'équation
différentielle de Reynolds, compilées dans l'ISO 12130-2. En principe, d'autres solutions sont également admises
lorsqu'elles satisfont les conditions données dans la présente partie de l’ISO 12130 et ont la précision numérique
correspondante.
L'ISO 12130-3 contient les valeurs indicatives selon lesquelles le résultat des calculs doit être orienté afin de
garantir le fonctionnement des paliers lisses.
Dans les cas particuliers, les valeurs indicatives qui s'écartent de l'ISO 12130-3 peuvent faire l'objet d'un accord
pour les applications spécifiques.
4 Symboles et unités
Voir Tableau 1 et Figure 1.
Tableau 1 — Symboles et unités
Symbole Terme Unité
a Distance entre le point d'appui et l'entrée du jeu dans le sens du mouvement m
F
(sens périphérique)
* Distance relative entre le point d'appui et l'entrée du jeu dans le sens du mouvement 1
a
F
(sens périphérique)
2
A
Surface émettrice de chaleur du corps du palier
m
B
Largeur d'un patin m
c Chaleur massique du lubrifiant (p = constante) m
p
C
Profondeur de la cale .
wed
j/(kg K)
D
Diamètre moyen de glissement m
D Diamètre intérieur au-dessus des patins oscillants m
i
D
Diamètre extérieur au-dessus des patins oscillants m
o
f* Valeur caractéristique de frottement 1
F Force du palier (charge) à la fréquence de rotation nominale N
F*
Valeur caractéristique de la portance 1
F Force du palier (charge) dans des conditions de régime stationnaire N
st
h
Épaisseur locale du film d'huile (hauteur de jeu) m
h Épaisseur minimale admissible du film d'huile en cours de fonctionnement m
lim
h Épaisseur minimale admissible du film d'huile dans la transition vers une lubrification mixte m
lim, tr
h Épaisseur minimale du film d'huile (hauteur minimale de jeu) m
min
k Coefficient de transmission thermique lié au produit B ¥ L ¥ Z 2.
W/(m K)
k
Coefficient de transmission thermique externe (surface de référence A) 2.
A
W/(m K)
L Longueur d'un patin dans le sens périphérique m

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ISO 12130-1:2001(F)
Tableau 1 (suite)
Symbole Terme Unité
M Facteur de mélange 1
- 1
N Fréquence de rotation (vitesse) du collet de butée
s
p Pression locale du film d'huile Pa
Pa
p Charge spécifique du palier p = F/(B ¥ L ¥ Z)
p Charge spécifique maximale admissible du palier Pa
lim
P
Puissance de frottement sur le palier ou flux thermique engendré par celle-ci W
f
P Flux thermique dans l'environnement W
th, amb
P Flux thermique dans le lubrifiant W
th, L
3
Q
Débit de lubrifiant
m /s
3
Q*
Valeur caractéristique du débit de lubrifiant
m /s
3
Q Débit relatif de lubrifiant Q = B ¥ h ¥ U ¥ Z
m /s
0 0 min
3
Q Débit de lubrifiant à l'entrée du jeu (sens périphérique)
m /s
1
*

Q Valeur caractéristique du débit de lubrifiant à l'entrée du jeu 1
1
3
Q
Débit de lubrifiant à la sortie du jeu (sens périphérique)
m /s
2
*
Valeur caractéristique du débit de lubrifiant Q * - Q * à la sortie du jeu
Q 1
1 3
2
3
Q Débit de lubrifiant sur les côtés (perpendiculaire au sens périphérique)
m /s
3
*
Q Valeur caractéristique du débit de lubrifiant sur les côtés 1
3
Re Nombre de Reynolds 1
Rz Hauteur de la rugosité moyenne crête-à-creux du collet de butée µm
T Température ambiante °C
amb
T
Température du palier °C
B
T Température effective du film d'huile °C
eff
T Température du lubrifiant à l'entrée du palier °C
en
T
Température du lubrifiant à la sortie du palier °C
ex
T Température maximale admissible du palier °C
lim
T
Température du lubrifiant à l'entrée du jeu °C
1
T Température du lubrifiant à la sortie du jeu °C
2
U Vitesse de glissement par rapport au diamètre moyen de la bague du palier m/s
w Vitesse de l'air environnant le corps du palier m/s
amb
x Coordonnée dans le sens du mouvement (sens périphérique) m
y Coordonnée dans le sens du jeu de lubrification (sens axial) m
z Coordonnée perpendiculaire au sens du mouvement (sens radial) m
Z
Nombre de patins oscillants 1
h Viscosité dynamique du lubrifiant Pa⋅s
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ISO 12130-1:2001(F)
Tableau 1 (suite)
Symbole Terme Unité
h Viscosité dynamique effective du lubrifiant
Pa⋅s
eff
3
masse volumique du lubrifiant
r kg/m


Légende
1 Collet de butée
2 Patin oscillant
3 Centre de pression (surface d'appui)
Figure 1 — Représentation schématique d'un palier de butée à patin oscillant
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5 Méthode de calcul
5.1 Opérations de charge
5.1.1 Généralités
Le calcul signifie la détermination mathématique du bon fonctionnement à l'aide des paramètres de fonctionnement
(voir Figure 2) qui peuvent être comparés aux valeurs indicatives. De ce fait, l'utilisation des paramètres de
fonctionnement déterminés dans des conditions de fonctionnement variables doit être admise par comparaison aux
valeurs indicatives. À cet effet, toutes les conditions de fonctionnement continu doivent être analysées.
5.1.2 Usure
La sécurité contre l'usure est obtenue si le lubrifiant assure une séparation complète des parties conjuguées du
palier. Un fonctionnement continu dans la plage de lubrification mixte entraîne une perte prématurée de
fonctionnement. Un fonctionnement de courte durée dans la plage de lubrification mixte tel que le démarrage et le
ralentissement de machines à paliers lisses, est inévitable et peut entraîner un endommagement du palier après de
fréquentes utilisations. Lorsqu'il est soumis à une lourde charge, un dispositif hydrostatique auxiliaire peut s'avérer
nécessaire pour un démarrage ou une décélération à faible vitesse. Le rodage et une usure adaptative pour
compenser les écarts géométriques de surface par rapport à une géométrie idéale sont admis dans la mesure où
ils sont limités dans le temps et dans l'espace et se produisent sans effets de surcharge. Dans certains cas, une
procédure spécifique de rodage peut être bénéfique. Ceci peut également être influencé par la sélection du
matériau. Il convient d'attirer l'attention sur le fait que dans le cas de ce type de palier, l'usure peut entraîner une
chute rapide de la portance.
5.1.3 Charge mécanique
Les limites de la charge mécanique sont données par la résistance du matériau pour palier. Les déformations
légères permanentes sont admises dans la mesure où elles n'altèrent pas le bon fonctionnement du palier lisse.
5.1.4 Charge thermique
Les limites de la charge thermique sont dues à la stabilité thermique du matériau pour palier mais également à la
relation viscosité-température ainsi qu'à la tendance au vieillissement du lubrifiant.
5.1.5 Influences extérieures
Le calcul du bon fonctionnement des paliers lisses présuppose de connaître les conditions de fonctionnement pour
tous les cas de fonctionnement continu. Toutefois, dans la pratique, d'autres influences perturbatrices, qui ne sont
pas connues au moment de la conception, et qui ne peuvent pas toujours être calculées, sont fréquentes. Par
conséquent, l'application d'une marge de sécurité appropriée entre les paramètres de fonctionnement et les
valeurs indicatives admissibles est recommandée. Les influences perturbatrices sont, par exemple:
 les forces parasites (balourd, vibrations, etc.);
 les écarts par rapport à une géométrie idéale (tolérances d'usinage, écarts lors du montage, etc.);
 les lubrifiants contaminés par des corps étrangers solides, liquides et gazeux;
 la corrosion, l'érosion électrique, etc.
Les informations telles que celles relatives à d'autres facteurs d'influence sont données en 5.9.
L'applicabilité de la présente partie de l’ISO 12130 pour laquelle l'écoulement laminaire dans le jeu de lubrification
est une condition nécessaire, doit être vérifiée par le nombre de Reynolds:
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ISO 12130-1:2001(F)
r ¥¥U h
min
(2)
Re =  u
Re
cr
h
eff
Pour les jeux à coin avec h /C = 0,8, un nombre de Reynolds critique de Re = 600 peut être pris comme

min wed cr
[4]
valeur indicative selon .
Le calcul du palier lisse comprend, en commençant par les dimensions du palier et les données de fonctionnement
connues:
 la relation entre la portance et l'épaisseur du film d'huile;
 la puissance de frottement;
 le débit de lubrifiant;
 le bilan thermique.
Tous ces éléments sont interdépendants. On obtient la solution en utilisant une méthode par itération, dont la
séquence est résumée dans l'organigramme de calcul de la Figure 2.
Pour l'optimisation des paramètres individuels, on peut varier les paramètres et il est possible de modifier la
séquence de calcul.
5.2 Coordonnée du centre de pression
Dans le cas de patins oscillants, l'abscisse du centre de pression a correspond à l'abscisse de l'axe d'oscillation.
F
*
L'abscisse du centre de pression a = a / L relative à la longueur du bloc coulissant est fonction de l'épaisseur
FF
minimale relative du film d'huile h /C et de la largeur relative du bloc coulissant B/L. L'ISO 12130-2 représente
min wed
*
af = ( / C ; B /L) . Une fonction approchée y est également donnée.
h
Fwmined
Il est essentiel pour le calcul de spécifier l'épaisseur minimale relative du film d'huile h /C ainsi que les valeurs
min wed
caractéristiques de portance, de puissance de frottement et de débit de lubrifiant au moyen du choix du point
d'appui a , de même qu'il est essentiel que ces valeurs restent inchangées même dans des conditions de
F
fonctionnement alternatives.
5.3 Portance
Le paramètre de portance est la valeur caractéristique non dimensionnée de la portance F*:
2
F ¥h
min
*
= (3)
F
2
U ¥¥h L ¥B ¥Z
eff
[5]
La fonction F * = fB ( / ; /L) est expliquée sur la base de dans l'ISO 12130-2. Une fonction approchée
hC
min wed
y est également donnée.

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ISO 12130-1:2001(F)

Figure 2 — Plan de calcul (organigramme)

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ISO 12130-1:2001(F)
5.4 Puissance de frottement
Les pertes dues au frottement sur un palier de butée lisse hydrodynamique sont données par la valeur
caractéristique de frottement f* définie de la manière suivante:
h
*
min
f = P ¥ (4)
f
2
 ¥¥   B ¥ LZ ¥
h
U
eff
Ainsi, la puissance de frottement est calculée de la manière suivante:
2
 ¥¥h B ¥ LZ ¥
U
* eff
= ¥ (5)
f
P
f
h
min
*
[5]
La fonction f = f ( / ; BL/ ) est expliquée sur la base de dans l'ISO 12130-2. Une fonction approchée y
hC
min wed
est également donnée.
5.5 Débit de lubrifiant
Le lubrifiant injecté dans le palier forme un film d'huile solide séparant les surfaces de glissement. En même temps,
le lubrifiant doit dissiper la chaleur de frottement qui se développe dans le palier.
En raison du mouvement de rotation du collet de butée, le lubrifiant est dirigé, avec augmentation de la pression,
vers le jeu convergent. Ainsi, une partie du lubrifiant est expulsée de chaque côté des patins. On suppose que les
parties latérales ont approximativement la même dimension. Voir Figure 3.

Légende
1 Patin oscillant
Figure 3 — Représentation schématique de l'équilibre du lubrifiant et du bilan thermique
d'un patin oscillant
À la Figure 3:
QQQ=+ (6)
12 3
avec
*
QQ=¥Q (7)
11 0
*
(8)
QQ=¥Q
33 0
QQ=-Q (9)
21 3
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ISO 12130-1:2001(F)
QB=¥h ¥U¥Z (10)
0min
* *
Les valeurs relatives de Q = Q /Q et Q = Q /Q peuvent être celles données dans l'ISO 12130-2 en fonction de
1 1 0 3 3 0
la géométrie (B/L) et de l'épaisseur relative toujours plus grande du film d'huile h /C . Les fonctions
min wed
approchées y sont également données.
Il est supposé que le lubrifiant expulsé de chaque côté des patins, Q , a la température (T + T )/2 et que le
3 1 2
lubrifiant expulsé aux extrémités, Q , a la température T .
2 2
5.6 Bilan thermique
5.6.1 Généralités
L'état thermique du palier lisse découle du bilan thermique.
Le flux thermique P dû à la puissance de frottement P sur le palier est dissipé dans l'environnement par
th,f f
l'intermédiaire du corps de palier et par le lubrifiant provenant du palier. Dans les applications pratiques, l'un des
deux types de dissipation thermique est prédominant. Une sécurité supplémentaire est garantie pour la conception,
en ne tenant pas compte de l'autre type de dissipation thermique. Les hypothèses suivantes peuvent être émises:
a) avec les paliers lubrifiés sans pression (autolubrification, refroidissement naturel) la dissipation thermique dans
l'environnement se produit la plupart du temps par convection:
P = P
f th, amb
b) avec les paliers lubrifiés sous pression (lubrification par recirculation), la dissipation thermique se produit la
plupart du temps par le lubrifiant (nouveau refroidissement):
P = P
f th, L
5.6.2 Dissipation thermique par convection
La dissipation thermique par convection [5.6.1 a)] se produit par conduction thermique et recirculation du lubrifiant
dans le corps du palier, puis par rayonnement et convection à partir de la surface du logement vers
[6]
l'environnement. Selon , les processus complexes intervenant au cours de la dissipation thermique peuvent être
résumés de la manière suivante:
P = k ¥ A ¥ (T - T ) (11)
th, amb A B amb
avec
2. 2.
k = 15 W/(m K) à 20 W/(m K)
A
ou lorsque le corps du palier est soumis à un débit d'air à une vitesse de w > 1,2 m/s
amb
k = 7 + 12 w (12)
A
amb
2.
où w est exprimé en m/s et k en W/(m K).
amb A
NOTE Ainsi, le facteur k tient compte de la conduction thermique dans le corps du palier ainsi que de la convection et du
A
rayonnement du corps du palier dans l'environnement. Cette partie de la chaleur de frottement dans le palier, qui est dissipée
par l'intermédiaire de l'arbre, est négligée dans ce cas en raison de son très faible volume dans la plupart des cas.

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ISO 12130-1:2001(F)
En égalisant P de l'équation (5) et P de l'équation (11) et avec

f th, amb
kA¥
A
k = (13)
B ¥¥LZ
on obtient la température effective du palier
2
 ¥
U h
*
eff
= f ¥  +  (14)
TT
eff amb
kh ¥
min
Dans ce cas, la température du palier est la suivante:
T = T (15)
B eff
Si la surface émettrice de chaleur A du corps du palier n'est pas connue de manière précise, la formule suivante
peut être substituée comme calcul approché:
pour les logements cylindriques:
p
2
A=¥2 ¥DD+p B (16)
HHH
4
pour les paliers dans la structure de la machine

A = (15 à 20) ¥ B ¥ L ¥ Z (17)
où
B est la largeur axiale du logement, en mètres;
H
D est le diamètre extérieur du logement, en mètres.
H
5.6.3 Dissipation thermique par lubrification par recirculation
Dans le cas de la lubrification par recirculation, la dissipation thermique se produit par l'intermédiaire du lubrifiant
[5.6.1 b)].
P = ρ ¥ c ¥ Q(T - T ) (18)
th, L p ex en
Pour les lubrifiants minéraux, la chaleur massique en volume équivaut à
6 3.
r ¥ c = 1,8 ¥ 10 J/(m K)
p
Processus de mélange dans la retraite de lubrification.
Dans la mesure où un palier de butée à patin comprend un certain nombre de patins oscillants séparés, il s'avère
nécessaire de prendre en compte non seulement le débit de lubrifiant d'un seul patin oscillant mais également le
débit de lubrifiant du palier complet, et donc l'influence mutuelle du débit de lubrifiant. Le lubrifiant expulsé à
l'extrémité des patins Q (selon la Figure 3) est mélangé à un lubrifiant récemment injecté dans le jeu entre les
2
patins oscillants suivants, c'est-à-dire que la température du lubrifiant T à l'entrée du jeu de lubrification est
1
supérieure de la valeur DT à la température du lubrifiant récemment injecté avec la température T (voir
1 en
Figure 4).
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ISO 12130-1:2001(F)

Figure 4 — Représentation schématique de la répartition de la température dans le film d'huile
Pour déterminer la différence de température
DT = T - T (19)
1 1 en
un facteur empirique doit être introduit dans la mesure où une considération purement théorique du mélange n'a
pas encore produit de résultats satisfaisants.
Le facteur de mélange M peut être introduit de la manière suivante afin d'être en conformité avec l'expérience
[7]
acquise jusqu'à présent (voir ):
*
QQ
22
D¥T = DT = ¥DT (20)
12 2
**
M ¥-
...