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1、 1 第十二章 滑动轴承 (一)教学要求 1、 了解滑动轴承特点、分类和主要结构,滑动轴承的材料、润滑方式,了解非流体 摩擦滑动轴承的计算方法 2、 了解流体动压润滑滑动轴承计算,主要参数选择,了解其它型式滑动轴承 (二)教学的重点与难点 1、 非流体摩擦滑动轴承的设计计算 2、 流体动压滑动轴承的承载能力及影响因素 (三)教学内容 121 概述 轴承支承轴颈使轴作回转运动 轴承:滑动轴承;滚动轴承 一、滑动轴承类型: 按承载:向心轴承(受 Fr) ;推力轴承(受 Fa) 按润滑状态:流体润滑轴承;非流体润滑轴承;无润滑轴承(不加润滑剂) 二、滑动轴承的特点 优点:1)承载能力高;2)工作平稳
2、可靠、噪声低;3)径向尺寸小;4)精度高;5) 流体润滑时,摩擦、磨损较小;6)油膜有一定的吸振能力 缺点:1)非流体摩擦滑动轴承、摩擦较大,磨损严重。2)流体摩擦滑动轴承在起动、 行车、载荷、转速比较大的情况下难于实现流体摩擦;3)流体摩擦、滑动轴承设计、制造、 维护费用较高。 三、应用: 1)n 特高或特低;2)对回转精度要求特别高的轴;3)承受特大载荷;4)冲击、振动 较大时;5)特殊工作条件下的轴承;6)径向尺寸受限制或轴承要做成剖分式的结构 例:机床、汽轮机、发电机、轧钢机、大型电机、内燃机、铁路机车、仪表、天文望 远镜等。 122 径向滑动轴承的主要类型 一、整体式径向滑动轴承 如
3、图 121,由轴承座、整体轴套、油孔等组成 特点:1)结构简单、成本低;2)轴套磨损后,间隙无法调整;3)装拆不便(只能从 轴端装拆) 。适于低速、轻载或间隙工作的机器。 二、剖分式径向滑动轴承 图 12-2,由轴承座,轴承盖,剖分轴瓦(附轴承衬) 、双头螺柱(调整垫片)等,轴瓦 表面有油沟,油通过油孔、油沟而流向轴颈表面,轴瓦一般水平部分,也有倾斜部分。 特点:装拆方便、轴瓦磨损后间隙可调整。 三、自动调心式 2 适于宽径比 B/d1.5 轴承, 可避免轴弯曲变形或轴承孔倾斜时造成轴颈与轴瓦两端边缘 接触加剧磨损和发热。 特点:轴瓦外表面做成球面。图 12-3 四、调隙式径向滑动轴承 如图
4、12-4, 外表面为圆锥面的轴套上开一个缝口, 另在圆周上开三个槽 (以减小刚性) , 使之易变形,轴瓦两端各装一个调节螺母,通过松紧调节螺母 3.5,使锥形轴套轴向移动, 从而调整轴套与轴间的间隙用于一般机床主轴。 123 滑动轴承的材料及轴瓦结构 一、滑动轴承的材料 滑动轴承的主要失效形式:磨损和胶合、疲劳破坏等 所以对轴承材料的要求,主要就是考虑轴承的这些失效形式 1、对轴承材料的要求 1) 良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性 2) 良好的顺应性,嵌入性和磨合性 3) 足够的强度和必要的塑性 4) 良好的耐腐蚀性、热化学性能(传热性和热膨胀性)和调滑性(对油的吸附能力) 5) 良好的工艺性和
5、经济性等。 2、常用材料:金属材料;粉末冶金;非金属材料 金属材料 1)铸铁:灰铁;球铁(中有游离的石墨能有润滑作用)性能较好,适于轻载、低 速,不受冲击的场合。 2)轴承合金(又称巴氏合金或白合金)由锡(Sn) 、铜(Pb) 、锑(Sb) 、铜(Cu) 等组成。 以锡或铅为基体(软)其中含有锑锡(Sb-Sn)或铜锡(Cu-Sn)的硬晶粒。硬晶 粒起耐磨作用,软基体则增加材料的塑性 特点:嵌入性、顺应性最好,抗胶合性好,但机械强度较低 作为轴承衬浇注在软钢或青铜轴瓦的表面。价格较贵 3)铜合金 青铜基体: 锡青铜减摩、耐磨性最好,应用较广,强度比轴承合金高,适于重载、中速 铅青铜抗胶合能力强,
6、适于高速、重载 铝青铜强度及硬度较高,抗胶合性差,适于低速、重载传动 4)铝基合金强度高、耐磨性、耐腐蚀和导热性好:低锡用于高速中小功率柴油 机轴承;高锡用于高速大功率柴油机轴承。 可做成单金属轴瓦,也可做成双金属轴瓦的轴承衬,用钢作衬背。 多孔质金属材料(粉末冶金)含油轴承 它是利用铁或铜和石墨粉末、树脂混合经压型、烧结、整形、浸油而制成的,其特点 是组织疏松多孔,孔隙中能大量吸收润滑油,称含油轴承,具有自润滑的性能。 精末冶金: 铜基粉末冶金减摩、抗胶合性好 铁基粉末冶金耐磨性好,强度高 适于低速,载荷平稳,加油不便 的场合。 非金属材料塑料、橡胶 1)塑料f 小,耐腐蚀,具有自润滑性能,
7、但导热性差,易变形,承载能力差 3 如:酚醛树脂、聚铣胺(尼龙) 、取胜四氟乙烯等,可用油,也可用水润滑。 2)橡胶弹性大,允许轴线一定偏斜,用水作润滑剂且环境较脏污处,例如:水泵、 水轮机和其它水下机械用轴承。 常用金属材料的性能见表 12-1 常用非金属材料和粉末冶金材料的性能见表 12-2。 二、轴瓦结构 1、轴瓦的形式与结构 形式:整体式;剖分式 结构:单金属;双金属(有轴承衬(12 层) ;三金属;钢青铜轴承衬 整体式轴瓦:整体轴套(图 12-5) ;单层、双层、三层、判制轴套(图 12-6) 非金属整体式轴瓦:整体非金属轴套;钢套上衬非金属材料 部分式轴瓦:厚壁轴瓦铸造形成(图 1
8、2-7) ,内表附有轴承衬,为使轴承衬与轴瓦 贴合附得好,轴瓦内表面制出各种形式集头、凹沟和螺纹; 薄壁轴瓦(图 12-8)可用双金属板连续轧制,质量好,成本低,但轴瓦刚性差 在汽车发动机、柴油机上应用广泛。 轴承衬厚度 S0.5mm 时,可不做沟槽 实践证明,衬厚度愈薄(Sh0,0/xp,即油压随 x 的增大而增大, 右边,h0)由于速度低,轴颈与孔壁金属直接接触,在摩擦力作用下,轴颈沿 孔内壁向右上方爬开。 2、不稳定运转阶段,随 n,进入油楔腔内油逐渐增多,形成压力油膜,把轴颈浮起 推向左下方。 (由图 b图 c) 3、稳定运转阶段(图 12-18c) :油压与外载 F 平衡时,轴颈部稳
9、定在某一位置上运转。 n 越高,轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。但当两心重合时,油楔消失,失去承载能力。 8 四、径向滑动轴承的几何关系和承载能力 1、几何关系 O轴颈中心,O1轴承中心,起始位置 F 与 OO1重合,轴颈直径-d,轴承孔直径 D 直径间隙:dD 半径间隙: 22 dD rR 相对间隙: rd 偏心距: 1 ooe 偏心率:/ex 以 OO1为极轴,任意截面处相对于极轴位置为p 0 ,对应油膜厚度为 h,h0为 pmax 处油膜厚度 0 , 1 、 2 压力油膜起始角和终止角,其大小与轴承包角有关 在 1 AOO中,根据余弦定律可得 222222 sincos)(cos)(2)
10、(eehrhrehreR 略去高阶微量 22 sine,再引入半径间隙rR ,并两端开方得 coserhr 整理得任取位置时油膜厚度为 )cos1 ()cos1 (cosxrxeh 压力最大处油膜厚度 )cos1 ()cos1 ( 000 xrxh (12-18) 当时,油膜最小厚度 hmin exrxh)1 ()1 ( min (12-19) 2、油膜承载能力 根据一维雷诺方程式(12-10) ,将rddx,rv及 h 和 h0的表达式代入即得到极 坐标形式的雷诺方程为: 3 0 2 )cos1 ( )cos(cos6 x x d dp (12-20) 将上式从压力区起始角 1 至任意角进行
11、积分,得任意极角处的压力,即 d x x p 1 3 0 2 )cos1 ( )cos(cos6 (12-21) 而压力 p在外载荷方向上的分量为 9 )cos()(cos aay ppp (12-22) 轴承单位宽度上的油膜承载能力 2 11 2 1 2 1 )cos( )cos1 ( )cos(cos 6 )cos( 3 0 2 dd x xr dprdpp a ayy (12-23) 理论上 py乘轴承宽度 B 即得油膜承载能力,但考虑轴承为有限宽,存在端泄,沿轴承 宽 B 压力分布(如图 12-20 所示)引入修正系数 A,考虑端泄的影响。 在角和距轴承中线为 Z 处的油膜压力 2 2
12、 1 B Z App yy (12-24) Z距轴承宽中线的距离;A修正系数,与相对偏心距 x 和宽径比 B/d 有关 油膜能承受的载荷为 2/ 2/ 2 3 0 2/ 2/ 2 2 11 ) 2 (1)cos( )cos1 ( )cos(cos6 B B a B B y dZ B Z Ad x xr dZpF (12-25) 令 2/ 2/ 2 3 0 2 11 ) 2 (1)cos( )cos1 ( )cos(cos 3 B B a dZ B Z Add xB x G 则G dB F 2 (12-27) 或 VB F dB F G 2 22 V轴颈圆周线速度 m/s;B轴承宽;动力粘度 P
13、a.S; F外载,N;CF承载量系数表 12-4,数值积分方法求得。 CF是轴颈在轴承中位置的函数 CF取决于轴承包角,编心率 x 和宽径比 B/d 一定时,CF、x、B/d,hmin越小(x 越大) ,B/d 越大,CF越大,轴承的承载能 力 F 越大。 实际工作时,随外载 F 变化 hmin随之变化,油膜压力发生变化,最终油膜压力使轴颈在 新的位置上与外载保持新的平衡。 3、最小油膜厚度 hmin(保证流体动压润滑的条件) 由上可知,hmin越小,偏心率 x 越大,轴承的承载能力就越大,但 hmin受轴瓦和轴颈表 面粗糙度的限制使之油膜不致破坏,hmin不能小于轴颈与轴瓦表面微观不平度之和
14、。 油膜不致破坏的条件 )( 21minZZ RRSh (12-29) 式中,RZ1,RZ2分别为轴颈表面和轴孔表面微观不平度+点高度 S安全系数,考虑几何形状误差和零件变形及安装误差等因素而取的安全系 数,通常取 S2 10 RZ1,RZ2应根据加工方法参考有关手册确定。一般常取mRZ5 . 2 1 ,mRZ5 2 式 (2-29) 加流体动力润滑的三个基本条件, 即成为形成流体动力润滑的充分必要条件。 五、轴承的热平衡计算 1、轴承中的摩擦与功耗 由牛顿粘性定律: y u 和式(12-15) ,油层中摩擦力 dB r r dB U dB dy du SFf (12-30) dBS轴颈表面积
15、 摩擦系数: p n ppdB dB F F f f 30 2 (12-31) pn/特性系数,f 是pn/的函数图 3-2。 实际工作时摩擦力与摩擦系数要稍大一些, f 要修正 55. 0 p f 随轴承宽径比 B/d 变化的系数, 1/1 1/)( 5 . 1 dB dB B d 时 p轴承平均比压 p;轴颈角速度,rad/s;润滑油的动力粘度 Pa.s r 相对间隙 摩擦功耗引起轴承单位时间内的发热量 H H=fF.V 2、轴承耗油量 进入轴承的润滑油总流量 Q Q=Q1+Q2+Q3Q1m3/s Q1承载区端泄流量与 p、油槽孔、尺寸、包角等轴承结构尺寸因素有关,较难 计算 Q2非承载区端泄流量 Q3轴瓦供油槽两端流出的附加流量 不可忽略 实际使用时引入耗油系数 VBd Q 与偏心率 x 和宽径比 B/d 关系曲线图 12-21 3、轴承温升 控制温升的目的: 工作时摩擦功耗热量温度间隙改变, 使轴承的承载能力下降; 另温升过 高会使金属软化发生抱轴事故,