第十二章滑动轴承

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1、机械设计Design of Machinery机电工程学院机械设计研究室Date1第四篇 轴系零、部件12.1 概述12.2 滑动轴承的主要结构形式12.3 滑动轴承的失效形式及常用材料12.4 轴瓦结构 12.5 滑动轴承润滑剂的选用12.6 不完全液体润滑滑动轴承设计计算12.7 液体动力润滑径向滑动轴承设计计算12.8 其它形式滑动轴承简介第十二章 滑动轴承 Date2轴承的功用：用来支承轴及轴上零件 。 1能承担一定的载荷，具有一定的强度和刚度。 2具有小的摩擦力矩，使回转件转动灵活。 3具有一定的支承精度，保证被支承零件的回转精度。一、轴承的基本要求 12.1 概述箱体 齿轮 轴 轴

2、承 轴承孔Date3分类滚动轴承滑动轴承优点多，应用广 用于高速、高精度、重载、 结构上要求剖分等场合。二、轴承的分类 按摩擦 性质分按受载 方向分按润滑 状态分径向轴承 止推轴承液体润滑滑动轴承 不完全液体润滑滑动轴承12.1 概述按承载 机理Date4干摩擦液体摩擦边界摩擦 对于要求低摩擦的摩擦副，液体摩擦是比较理想的 状态，维持边界摩擦或混合摩擦是最低要求； 对于要求高摩擦的摩擦副，则希望处于干摩擦状态 或边界摩擦状态。摩擦：一物体与另一物体直 接接触，当两者间有运动或有 运动趋势时，接触表面要产生 切向阻力（即摩擦力），这种 现象称为摩擦。磨损：使摩擦表面物质不 断损失的现象称为磨损。

3、单位时间里的磨损量 称为磨损率。分述根据摩擦面间存在润滑剂的情况Date51. 干摩擦 两零件表面直接接触后，因为微观局部压力高而 形成许多冷焊点，运动时被剪切。 不允许出现干摩擦！2. 边界摩擦滑动摩擦状态 功耗 磨损 温度 烧毁轴瓦 运动副表面有一层厚度6.5 0.5 60 2号压延机脂注：1)在潮湿环境，温度在75120的条件下，应考虑选用钙-钠基润滑脂；2)在潮湿环境，温度在75以下，没有3号钙基脂时也可以用铝基脂；3)工作温度在110120可选用锂基脂或钡基脂；4)集中润滑时，稠度要小些。 Date40但p 9.0 L-AN7、10、15 轴径圆周速度 平均压力 轴径圆周速度 平均压

4、力 m/s p350 才开始氧化， 可在水中工作 。-摩擦系数低，使用温度范围广(-60300 )，但遇水性能下降。-摩擦系数低，只有石墨的一半。使用方式： 1.调和在润滑油中； 2.涂覆、烧结在摩擦表面形成覆盖膜；3.混入金属或塑料粉末中烧结成型。其应用日渐广泛三、固体润滑剂及其选择 特点：可在滑动表面形成固体膜。Date4312-6 不完全液体润滑滑动轴承设计计算一、失效形式与设计准则 工作状态：因采用润滑脂、油绳或滴油润滑，由于轴 承的不到足够的润滑剂，故无法形成完全的承载油膜 ，工作状态为边界润滑或混合摩擦润滑。因边界膜强度与温度、轴承材料、轴颈和 轴承表面粗糙度、润滑油供给等有关，目

5、 前尚无精确的计算方法，但一般可作条件 性计算。校核内容：验算摩擦发热pvpv； 验算滑动速度vv。p，pv的验算都是平均值。考虑到轴瓦不同心，受 载时轴线弯曲及载荷变化等的因素，局部的p或pv 可能不足，故应校核滑动速度v 。 fpv是摩擦功耗，限制pv 即间接限制摩擦发热 。验算平均压力 p p，以保证强度要求；失效形式：胶合、磨损等设计准则：至少保持在边界润滑状态，即维持边界油膜不破裂维持边界油膜不破裂。 复杂Date441、限制轴承平均压强F 径向载荷, N；d 轴颈直径, mm；B 轴瓦有效宽度,mm；p 许用压强,Mpa。目的目的：防止防止p p过高，油被挤出过高，油被挤出，产生产

6、生 “ “过度磨损过度磨损”。2、限制pv值Mpam/s pv摩擦功耗发热量易胶合目的目的：限制pv是为了限制轴承温升、防止胶合限制轴承温升、防止胶合。 轴承发热量单位面积摩擦功耗pv二、径向轴承Date453、限制滑动速度v目的目的：防止防止v v过高而加速磨损过高而加速磨损。已知：径向载荷F，转速n，宽径比v，p，pv。求：保证混合润滑条件下的轴颈直径d=？解：1）由：综合应用：2）由：1) d 2)选择配合一般可选: H9/d9或H8/f7、H7/f6 Date46三、推力轴承（方法同径向轴承）（自学）结构：空心、实心、单环、多环实心式：实心式：空心式：空心式：Date4712-7 液体

7、动力润滑径向滑动轴承的设计计算一、动力润滑的形成原理和条件二、流体动力润滑基本方程雷诺方程三、径向滑动轴承动压油膜的形成过程四、径向滑动轴承主要几何关系五、径向滑动轴承工作能力计算简介六、轴承参数的选择七、液体动力润滑径向滑动轴承的设计过程Date48潘存云教授研制潘存云教授研制潘存云教授研制FFF F先分析平行板的情况。板B静止，板A以速度向左运动，板间充满润滑油，无载荷 时， 液体各层的速度呈三角形分布，进油量与出油量相等，板A不会下沉。但若 板A有载荷时，油向两边挤出，板A逐渐下沉，直到与B板接触。v F流体动力润滑是指两个作相对运动物体的摩擦表面， 借助于相对速度而产生的粘性流体膜将两

8、摩擦表面完全 隔开，由流体膜产生的压力来平衡外载荷。动压油膜-因运动 而产生的压力油膜。v vvh1aah2ccvv两平形板之间不能形成压力油膜！ 如两板不平行。板间间隙呈沿运动方向由大到小呈收敛楔形分布， 且板A有载荷， 当板A运动时，两端速度若程虚线分布，则必然进 油多而出油少。由于液体实际上是不可压缩的，必将在板内挤压而 形成压力，迫使进油端的速度往内凹，而出油端的速度往外鼓。进 油端间隙大而速度曲线内凹，出油端间隙小而速度曲线外凸，进出 油量相等，同时间隙内形成的压力与外载荷平衡，板A不会下沉。 这说明了在间隙内形成了压力油膜。这种因运动而产生的压力油膜 称为动压油膜。各截面的速度图不

9、一样，从凹三角形过渡到凸三角 形，中间必有一个位置呈三角形分布。Fpmax12-7 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算 一、动力润滑的形成原理和条件 Date49形成动压油膜的必要条件：1.两工件之间的间隙必须有楔形间隙；2.两工件表面之间必须连续充满润滑油或其它液体；3.两工件表面必须有相对滑动速度。其运动芳方向必须保证润滑油从大截面流进，从小截面出来。Date50二、流体动力润滑基本方程雷诺方程1、建模为方便研究，作如下假设：研究对象：被润滑油隔开作相对运动的两刚体，一个以v运动，一个静止。Date511）忽略p-效应（压粘效应）一般情况适用，对高副不适用（如齿轮）2）油沿z方向无流动，即

10、无限宽轴承B（无限宽）：一维方程3）层流（一般中高速情况；特高速“湍流”、“紊流”）4）油与表面吸附，一起运动或静止即：油层流速y=0，u=v(板速)y=h，u=0(静止板) 5）不计油的惯性力和重力6）油不可压缩：=const端泄端泄BB为有限宽时：二维方程即层与层之间没有物质 和能量的交换； Date522、油层的速度分布针对“连续介质”，通过取“微单元体”手段：由于：Date53流速方程：剪切流(直线分布)压力流(抛物线分布)二次积分代入边界条件： y=0，u=v；y=h，u=0Date54连续流动方程：任何截面沿x方向单位宽度流量qx相等设在最大油压Pmax处，h=h0(即 时，h=h

11、0)，此时：一维雷诺方程（RE）3、润滑油流量Date554、油楔承载机理由RE油压变化与、v、h有关p 积分油膜承载能力平衡外载当hh0时，油压为增函数；当h=h0时，p=pmax；当hh0时，油压为减函数。可见，对收敛形油楔，油楔内各处油压大于入口、出口处油压正压力承载。Date56任何截面处h=h0， =0，不能产生高于出口、入口处的油压不能承载。进口小、出口大，油压p低于出口、入口压力（负压）不能承载，相反使两表面相吸。若二板平行：v若二滑动表面为扩散形：v在油楔中任意剖面的压力沿x方向的变化值总为 零，即油膜压力p沿x方向没有变化，则因油楔 进口和出口处p0， 所以油膜压力皆为零，此

12、 时油楔就没有承载能力。 Date571、润滑油有一定粘度粘度 。2、有一定相对滑动速度相对滑动速度v v。承载能力v；3、相对滑动面之间必须形成收敛形间隙收敛形间隙，即：油从大口流进，小口流出。（入口、出口处p油楔内p）4、有足够充分的供油量充分的供油量。，承载能力。液体动压润滑形成的必要必要条件条件：P290Date58潘存云教授研制 轴承的孔径D和轴颈的直径d名义尺寸相等；直径间隙是公差形成的。 轴颈上作用的液体压力与F相平衡，在与F垂直的方向，合力为零。 轴颈最终的平衡位置可用a和偏心距e来表示。 轴承工作能力取决于hlim，它与、和F等有关 ，应保证 hlimh。F Fy =F Fx

13、 0 Fy =F Fx = 0三、径向滑动轴承动压油膜的形成过程 静止 爬升 将轴起抬 转速继续升高质心左移稳定运转达到工作转速 e -偏心距eahlimDate591、固定参数R轴承孔半径（D）；r轴颈半径（d）；半径间隙：半径间隙：（直径间隙）；相对间隙：相对间隙：；宽径比宽径比：B/d。四、径向滑动轴承主要几何关系D dDate602、动态参数（变参数）偏心距偏心距：偏心率偏心率：表示偏心程度最小油膜厚度：最小油膜厚度：（hmin）任一位置处，油膜厚度h： 偏位角偏位角 ：连心线与外载F方向之间的夹角。hlimeah0hD d在三角形 中有：R2 e2+ （r+h)2 2e(r+h)co

14、s v 稳定工作位置如图所示 ，连心线与外载荷的方向形成一偏位角， 定义连心线OO1为极坐标的极轴： 压力最大处的油膜厚度： 0为压力最大处的极角。 Date61五、径向滑动轴承工作能力计算简介 轴承包角，轴瓦连续包围轴颈所对应的角度。1+2 承载油膜角1 油膜起始角2 油膜终止角p=pmax处：h=h0，=0 从起至任意膜厚处的油膜角。1. 轴承的承载量计算和承载量系数Date62当B=，即无限宽轴承时，油沿轴向无流动，一维RE转换为极坐标：得：积分一次得任意处的油膜压力p：Date63积分可得轴承单位宽度上的油膜承载力： 在外载荷方向的分量： 理论上只要将py乘以轴承宽度就可得到油膜总承载

15、能力，但在实际轴承中，由于油可能从轴承两端泄漏出来，考虑这一影响时，压力沿轴向呈抛物线分布。Date64潘存云教授研制潘存云教授研制油膜压力沿轴向的分布：理论分布曲线-水平直线，各处压力一样； 实际分布曲线-抛物线 且曲线形状与轴承的宽径比B/d有关。FdDB B FdDB/d=1/4FdDB/d=1/3FdDB/d=1/2FdDB/d=1潘存云教授研制FdDB/d= Date65潘存云教授研制潘存云教授研制油膜沿轴承宽度上的压力分布表达式为： py为无限宽度轴承沿轴向 单位宽度上的油膜压力；C为取决于宽径比和偏心 率的系数; 对于有限宽度轴承，油膜的总承载能力为 式中Cp为承载量系数，计算很困难，工程上可查表确定。dDFyzB 或解释这些参数的含义 ， 承载能力Date66单位：F N，B、d m， Pas， rad/s轴承实际承载能力小于上式（端泄）计入端泄时：B/d 端泄 Cp其它参数相同时，Cp F，承载力B/d一定： Cp F， hmin但保证流体动力润滑：， 承载