《《机械设计基础》第十二章-滑动轴承解析》由会员分享，可在线阅读，更多相关《《机械设计基础》第十二章-滑动轴承解析（30页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、第十二章 滑 动 轴 承 (plain bearing),轴承的功用,支承轴及轴上零件，保持轴的旋转精度,减少转轴与支承之间的摩擦和磨损,轴承的类型,滚动轴承,滑动轴承,12-1 滑动轴承的特点、应用,虽然滚动轴承有着一系列优点，在一般机器中获得了广泛的应用，但是在高速、高精度、重载、结构上要求剖分等场合下，滑动轴承就显示出它的优异性能。在汽轮机、离心式压缩机、内燃机、大型电机中多采用滑动轴承。此外，在低速带有冲击的机器中，如水泥搅拌机、滚筒清砂机、破碎机等也采用滑动轴承。,一、滑动轴承的特点,优点：1）普通滑动轴承结构简单，制造、拆装方便； 2）具有良好的耐冲击性和吸振性； 3）运转平稳，旋
2、转精度高； 4）高速时比滚动轴承的寿命长； 5）可做成剖分式。,缺点：1）维护复杂； 2）润滑条件高； 3）边界润滑时轴承的摩擦损耗较大。,二、滑动轴承的应用,滑动轴承按照承受载荷的方向主要分为,一、向心滑动轴承,径向滑动轴承,主要承受径向载荷,轴承盖,轴承座,剖分轴瓦,联接螺栓,轴承盖应适当压紧轴瓦，使轴瓦不能在轴承孔中转动,轴承盖上制有螺纹孔，以便安装油杯或油管,阶梯型剖分,12-2 滑动轴承的结构形式,轴瓦是滑动轴承中的重要零件,向心滑动轴承的轴瓦内孔为圆柱形,若载荷方向向下，则下轴瓦为承载区，上轴瓦为非承载区。,润滑油应由非承载区引入，所以在顶部开进油孔。,在轴瓦内表面，以进油口为中心
3、沿纵向、斜向或横向开有油沟，以利于润滑油均匀分布在整个轴颈上。,油沟的形式,一般油沟离轴瓦端面保持一定距离，以防止漏油。,当载荷垂直向下或略有偏斜时，轴承中分面常为水平方向。,当载荷方向有较大偏斜时，则轴承中分面斜着布置（通常倾斜45）。,轴瓦宽度与轴颈直径之比B/d宽径比，向心滑动轴承的重要参数之一,液体摩擦的滑动润滑，B/d0.51；,润滑油从两侧导入的结构（大型液体滑动轴承）,一侧油进入后被旋转着的轴颈带入楔形间隙中形成动压油膜，另一侧油进入后覆盖在轴颈上半部，起着冷却作用，最后从轴的两端泄出。,非液体润滑的滑动轴承，B/d0.81.5,巴氏合金,扇数一般为612,二、推力滑动轴承,承受
4、轴向载荷,两平行平面之间是不能形成动压油膜，因此需沿轴承止推面按一块块扇形面积开出楔形,1）固定式推力轴承,2）可倾式推力轴承,12-3 轴瓦及轴承衬材料,轴瓦承受载荷，并与轴有相对滑动，产生摩擦、磨损，并引发热和温升。,要求轴瓦材料具备下述性能,1）摩擦系数小,2）导热性好，热膨胀系数小,3）耐磨、耐蚀、抗胶合能力强,4）有足够的机械强度和可塑性,双层金属的轴瓦，在性能上取长补短,工艺上：浇注、压合，将薄层材料粘附在轴瓦基体上。,粘附上去的薄层材料轴承衬,一、轴承合金,白合金、巴氏合金,1、锡锑轴承合金,摩擦系数小，抗胶合性能良好，对油的吸附性强，耐蚀性好，易跑合，常用于高速、重载的轴承。,
5、价格较贵，机械强度较差，只能作为轴承衬材料浇铸在钢、铸铁或青铜轴瓦上。青铜的导热性良好。,2、铅锑轴承合金,各方面性能与锡锑轴承合金相近，但这种材料较脆，不宜承受较大的冲击载荷。一般用于中速、中载的轴承。,这种合金在110 左右开始软化，为了安全，在设计、运行中常将温度控制在7080。,二、青铜,青铜的强度高，承载能力大，耐磨性与导热性都优于轴承合金。可在较高温度（250）下工作。但可塑性差，不易跑合，与之相配的轴颈必须脆硬。,青铜可单独做成轴瓦。为了节约有色金属，可将青铜浇铸在钢或铸铁轴瓦内壁上。,用作轴瓦材料的青铜，主要有锡磷青铜、锡锌青铜、铝铁青铜 。,一般用于中速重载、中速中载合低速重
6、载的轴承上 。,三、具有特殊性能的轴承材料,1、含油轴承,用粉末冶金法制得，具有多孔性组织，空隙内可贮存润滑油，加一次油可使用较长时间，用于加油不方便的场合,2、灰铸铁、耐磨铸铁,低速轻载场合,3、橡胶轴承,具有较大的弹性，能减轻振动使运转平稳,4、塑料轴承,摩擦系数低，可塑性、跑合性能良好，耐磨，耐蚀 导热性差，膨胀系数大，容易变形，一般作轴承衬使用,12-4 非液体摩擦滑动轴承的计算,非液体摩擦滑动轴承可用润滑油润滑，也可用润滑脂润滑。在润滑油、润滑脂中加入少量石墨或二硫化钼粉末，有助于形成更坚韧的边界油膜，且可填平粗糙表面而减少磨损。,维持边界油膜不遭破裂，是非液体摩擦滑动轴承的设计依据
7、。 实践证明，若能限制压强pp，压强与轴颈线速度的乘积pv pv，那么轴承是能够很好地工作的。,一、向心轴承,1、轴承的压强p,限制轴承压强p，以保证润滑油不被过大的压力所挤出，轴瓦不致产生过度的磨损。即,轴承径向载荷，N,轴瓦宽度，mm,轴颈直径，mm,轴瓦材料的许用压强，MPa,2、轴承的pv值,pv值简略地表征轴承的发热因素，它与摩擦功率损耗成正比。Pv值越高，轴承温升越高，容易引起边界油膜的破裂。,二、推力轴承, pv,轴的转速，r/min,轴瓦材料的许用值，Nm/(mm2s),pvm pv, p,轴环数,推力环的平均速度,平均直径，（d1d2）/2,例121 试按非液体摩擦状态设计电
8、动绞车中卷筒两端的滑动轴承。钢绳 拉力W为20kN，卷筒转速为25r/min，结构尺寸如图所示，其中 轴颈直径d60mm。,解：,1）求滑动轴承上的径向载荷 当钢绳绕在卷筒的边缘时，一侧滑动轴承上受力最大，为,2）取宽径比B/d1.2，则 B1.26072mm,3）验算压强p,4）验算pv值,根据上述计算，可知选用铸锡锌铅青铜（ZQSn6-3-3）作为轴瓦材料是足够的，其p8N/mm2，pv10Nm/(mm2s)。,12-5 动压润滑的形成原理,B板静止不动，A板以速度v向左运动，板间充满润滑油。,当板上无载荷时两平行板之间液体的速度呈三角形分布，板A、B之间带进的油量等于带出的油量，因此两板
9、间油量保持不变，即板A不会下沉。,若板A上承受载荷F时，油向两侧挤出，于是板A逐渐下沉，直到与B板接触。,两平行板之间是不可能形成压力油膜的,若板A与板B不平行，板间的间隙沿运动方向由大到小呈收敛的楔形，板A上承受载荷F。,板A运动时，两端的速度图形似乎应如虚线所示的三角形分布。,如果是这样，进油多而出油少，由于液体实际上是不可压缩的，必将在间隙内“拥挤”而形成压力。将迫使进口端的速度图形向内凹，不会再是三角形分布。进口端间隙h1大而速度图形内凹，出口端h2小而速度图形外凸，于是有可能使带进油量等于带出油量。同时，间隙内形成的液体压力将与外载荷F平衡说明在间隙内形成了压力油膜。,借助相对运动而
10、在轴承间隙中形成的压力油膜动压油膜,截面aa到cc之间，各截面的速度图形是各不相同的，但必有一截面bb，油的速度图形呈三角形分布。,形成动压油膜的必要条件,1）两工作表面必须有楔形间隙；,2）两工作表面必须连续充满润滑油或其他粘性流体；,3）两工作表面必须有相对滑动速度，其运动方向必须保证润滑油从大截面流进，从小截面流出。,对于一定的载荷F，必须使速度v，粘度及间隙匹配恰当。,停车时，轴颈沉在下部。,开始启动时，轴颈沿轴承孔内壁向上爬。,当转速继续增加时，楔形间隙内形成的油膜压力将轴颈推开而与轴承脱离接触，但此情况不能持久，因油膜内各点压力的合力有向左推动轴颈的分力存在，因而轴颈继续向左移动。
11、,最后，当达到机器的工作转速时，轴颈则处于如图所示位置。此时油膜内各点的压力，其垂直方向的合力与载荷F平衡，其水平方向的压力，左右自行抵消。于是轴颈就稳定在此平衡位置上旋转。,轴颈中心O1与轴承孔中心O不重合，O1O=e偏心距。,其他条件相同时，工作转速越高，e值越小，即轴颈中心越接近轴承孔中心。,O,O,O,F,F,F,F,O,e,12-6 液体动压润滑的基本方程,假设：,1）z向无限长，润滑油在z向没有流动；,2）压力p不随y值的大小而变化，即同一油膜截面上压力为常数；,3）润滑油粘度不随压力而变化，并且忽略油层的重力和惯性；,4）润滑油处于层流状态。,在油膜中取出一微单元体，作用着油压p
12、和内摩擦剪应力。根据平衡条件，得,在油膜中取出一微单元体，作用着油压p和内摩擦剪应力。根据平衡条件，得,代入牛顿粘性流体定律：,因此，,表明任意一点的油膜压力p沿x方向的变化率dp/dx与该点速度梯度（y向）的导数有关。,对y积分，此时根据假设（2）可认为dp/dx是一常数，因此得,y=0时，u=v；y=h时，u=0，得积分常数C1、C2,根据流体的连续性原理，流过不同街面的流量应该是相等的，沿x方向，任一截面单位宽度的流量为,bb截面处速度图形呈三角形分布，间隙厚度为h0，,一维雷诺流体动力润滑方程,考虑沿z方向的流动,二维雷诺流体动力润滑方程：,“”表示流量的方向与x方向相反。因流经两个截
13、面上的流量相等，故,当h=h0时，dp/dx=0，p有极大值pmax，所以b点是对应于pmax处的特定点。,即bb截面处的速度图形呈三角形分布,12-7 液体动压单油楔向心轴承的设计计算,一、承载量,直径间隙,半径间隙,相对间隙,偏心距,偏心率,以轴心O为极点，OO1为极轴，对应于任意极角的轴承油膜厚度h，可由AOO1应用余弦定律求得,解上式并略去微量,将 转换为极坐标形式，令dxrd，vr并将h0代入,在油膜压力最大处pmax的油膜厚度为,将上式从油膜压力起始角1倒任意角积分，可得极角为处的油膜压力,把所有p在外载荷方向的分量相加（积分），即可得单位宽度的油膜承载能力。,再把全宽度上的承载能
14、力相加（积分），即可得总承载能力F。,考虑轴承有端泄，即两端的油压为，油压沿宽度呈抛物线分布,承载量系数,与参数、宽径比及轴承包角有关,润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，N s/m2,轴承宽度，m,承载力，N,轴的圆周速度，m/s,承载量系数,二、最小油膜厚度hmin,最小油膜厚度hmin应保证轴承孔和轴径表面的凸峰不能直接接触。,hminS（Rz1Rz2）,考虑到轴颈、轴承孔有制造误差、轴有挠曲变形等不利因素而引入安全系数S，若满足下列条件，则此轴承可实现液体摩擦。,轴颈、轴瓦表面粗糙度的平均高度,轴颈、轴瓦表面粗糙度的平均高度,三、轴承润滑油的温升,当滑动轴承在液体摩擦状态下工作时，仍
15、然存在着由于液体内摩擦（粘性）而造成的摩擦功耗。这部分摩擦功转化成热量，引起轴承温升。,轴承温升使得油的粘度降低，间隙改变，巴氏合金软化，甚至产生抱轴事故。因此设计时有必要研究轴承的热平衡，以控制温升。,摩擦功产生的热量,润滑油从轴承两端泄漏而被带走,轴承壳体向周围空气散发,油膜的承载量，即载荷，N,轴颈的线速度，m/s,摩擦系数，由图1522查得,润滑油的比热，一般为16802100J/（kg ）,润滑油密度，通常为850900Jkg /m3,端泄的总体积量，m3 /s,轴承的散热面积，m2,轴承的散热系数，约为50140J/m2s,润滑油的出油温度t2和进油温度t1之差,润滑油的平均温度和
16、外界环境温度之差，,对于利用油泵循环的供油系统，绝大部分热量被端泄的润滑油带走，相比之下，向周围散发的热量甚微，可略去不计。,平均温度tm（t2t1 ）/2,一般进油温度t1控制在3545，不应太低，否则外部冷却困难。,温升t控制在1025。,平均温度tm控制在5055，设计时，润滑油年度是按平均温度确定的。,a) 若t1(3545), 热平衡易建立，则应降低tm，再行计算。,b) 若t1(3545) ，不易达到热平衡状态降低粗糙度重新计算,c) t280易过热失效，改变相对间隙和油的粘度重新计算,在轴承的承载区有液体的内摩擦功耗，在非承载区也有液体的内摩擦功耗，由下图查得的f，是承载区的f1和非承载区f2之和。,QzQz1Qz2,在承载区有端泄，在非承载区也有
