西南交通大学机械设计课件 (9)

第九章滑动轴承§1概述§2滑动轴承的主要类型§3轴瓦结构§4滑动轴承材料§5滑动轴承的条件性计算§6液体动力润滑的基本方程式§7液体动力润滑径向轴承的计算机械设计第九章滑动轴承2§1、概述一、分类1、根据轴承工作的摩擦性质分滑动(摩擦)轴承滚动(摩擦)轴承2、根据承载方向分径向轴承推力轴承边界摩擦：极限状态、边界膜作用；液体摩擦：两表面完全隔开；非液体摩擦（混合摩擦）：部分固体凸峰接触；3、根据轴承摩擦状态分（p58，图4.1）干摩擦：两表面直接接触；机械设计第九章滑动轴承3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），这种现象成为摩擦。磨损：使摩擦表面物质不断损失的现象称为磨损。单位时间里的磨损量称为磨损率。机械设计第九章滑动轴承4二、液体润滑滑动轴承按油膜形成原理1、静压轴承2、流体动压润滑轴承无外部压力源，油膜靠摩擦面的相对运动而自动形成。三、特点及应用场合1、寿命长、宜于高速；2、耐冲击、振动；油膜吸振作用；3、结构简单，可用于曲轴；4、承载能力高（重载）缺点：起动阻力大，润滑、维护较滚动轴承复杂。外部一定压力的流体进入摩擦面，建立压力油膜。机械设计第九章滑动轴承5四、润滑油主要特性1、粘度：流体抵抗变形能力，衡量流体内摩擦阻力大小的指标。粘度↑——摩擦力↑——发热↑yuAFη——动力粘度Pa·s（泊P）2、（润滑剂）油性油吸附于摩擦表面的性能，边界润滑取决于油的吸附能力。工业上常用运动粘度：sm/2（斯St）P73对于层流（牛顿流体）：机械设计第九章滑动轴承63、粘度的测定3种方法——3种单位动力粘度(绝对粘度）运动粘度:流体动力粘度与同温度下流体密度的比值。恩氏粘度Et——相对粘度1Pa.s=1N.s/m2——国际单位制P(泊)——物理单位1Pa.s=10P1P=100cP=(Pa.s)/(kg/m3)m2/stc=0.0064Et–0.0055/Et常用斯St1St=1cm2/s=100cSt机械设计第九章滑动轴承7转速高、压力小时，油的粘度应低一些；反之，粘度应高一些。高温时，粘度应高一些；低温时，粘度可低一些。4、选择原则五、润滑脂◆特点：无流动性，可在滑动表面形成一层薄膜，承载能力大，但性能不稳定，摩擦功耗大。◆适用场合：要求不高、难以经常供油，或者低速重载、温度变化不大以及作摆动运动的轴承中。◆性能指标：针入度和滴点。机械设计第九章滑动轴承8§2、滑动轴承的主要类型一、整体式结构简单、磨损后无法调整轴承间隙，装拆不便。用于：低速、轻载的间歇工作场合，无法用于曲轴二、剖分式特点于整体式相反。5.1dB（宽径比）时，采用。三、自动调心轴承机械设计第九章滑动轴承9§3、轴瓦结构按构造分类整体式对开式减摩材料——轴承衬按材料分类单金属多金属按加工分类铸造轧制机械设计第九章滑动轴承10轴承衬整体式轴瓦剖分式轴瓦机械设计第九章滑动轴承11轴瓦上开设油孔和油沟油孔：供应润滑油；油沟：输送和分布润滑油；6.36.36.33.23.23.23.225其余D(H8)D(K6)0机械设计第九章滑动轴承12油沟、油孔：不能开在油膜承载区，否则，承载能力↓油沟长度≈0.8B（轴瓦宽度），即不能开通，否则漏油。注意：机械设计第九章滑动轴承13§4、滑动轴承材料轴承材料——轴瓦和轴承衬材料主要失效：磨损，其次强度不足引起的疲劳破坏等。一、对材料的要求1、良好耐磨性、减摩性及磨合性（跑合性）2、足够的强度、塑性、嵌藏性、顺应性3、耐腐蚀性4、导热性好、线膨胀系数小5、工艺性好6、经济性机械设计第九章滑动轴承14二、常用材料1、金属材料——轴承合金（巴氏合金）、青铜等；3、非金属材料——塑性、橡胶等。§5、滑动轴承的条件性计算一、混合摩擦滑动轴承失效形式胶合、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。计算方法：简化计算（条件性计算）强度低，仅用作轴承衬2、粉末冶金材料——含油轴承，低速重载，具有自润滑性能。（多孔结构）复杂机械设计第九章滑动轴承15失效形式图例磨损及胶合点蚀及金属剥落机械设计第九章滑动轴承161、限制轴承平均压强pdBFp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：防止p过高，油被挤出，产生“过度磨损”。2、限制pv值][20000100060pvBFndndBFpvMpa·m/s∴pv↑→摩擦功耗↑→发热量↑→易胶合目的：限制pv是为了限制轴承温升、防止胶合。∵轴承发热量∝单位面积摩擦功耗μpv二、径向轴承机械设计第九章滑动轴承173、限制滑动速度vsmvdnv/][100060目的：防止v过高而加速磨损。已知：径向载荷F，转速n，宽径比0.1dB[v]，[p]，[pv]。求：保证混合润滑条件下的轴颈直径d=？解：1）由：][pdBFp][pFd综合应用：2）由：][100060vdnvnvd][1000601)≤d≤2)∴机械设计第九章滑动轴承18三、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：空心式：机械设计第九章滑动轴承19实心式：边缘v大，磨损快，中间p↑↑，压力分布不均。空心式：压力分布均匀性↑。§6、液体动力润滑的基本方程式一、液体动压润滑基本方程——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。机械设计第九章滑动轴承201）忽略p-η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，即无限宽轴承0zpB→∞（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：ρ=const端泄端泄BB为有限宽时：二维方程机械设计第九章滑动轴承212、求解针对“连续介质”，通过取“微单元体”手段：:0X0)()(dxdzdyydxdzdydzdxxpppdydzyxpyu由于：22yuxp机械设计第九章滑动轴承22流速方程：yhyxpyhhvu)(21)(剪切流(直线分布)压力流(抛物线分布)二次积分21221CyCyxpu代入边界条件：y=0，u=v；y=h，u=0pmaxOxyh0hh0hh0epx0exeep=0pexe0υ移动件静止件υeex=0p静止件移动件h=h0p=0机械设计第九章滑动轴承23连续流动方程：任何截面沿x方向单位宽度流量qx相等301212hxphvdyuqhx设在最大油压Pmax处，h=h0(即0xp时，h=h0)，此时：02hvqx301212121hxpvhvh∴30)(6hhhvxp一维雷诺方程（R·E）机械设计第九章滑动轴承24二、油楔承载机理由R·E油压变化与η、v、h有关p→积分→油膜承载能力→平衡外载当h＞h0时，0xp，油压为增函数；当h=h0时，0xp，p=pmax；当h＜h0时，0xp，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。机械设计第九章滑动轴承25任何截面处h=h0，xp=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机械设计第九章滑动轴承261、润滑油有一定粘度η。2、有一定相对滑动速度v。承载能力∝v；3、相对滑动面之间必须形成收敛形间隙，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。xp↑，承载能力↑。η↑→液体动压润滑形成的必要条件：P344机械设计第九章滑动轴承27FFF§7、液体动力润滑径向轴承的计算1）起动阶段。2）不稳定润滑阶段，轴瓦摩擦力作用下“爬坡”。3）液体动力润滑阶段，n足够大，轴颈中心O向轴承中心O漂移。一、动力润滑状态的建立：三阶段机械设计第九章滑动轴承28hRrθφOO'MβhminωeFφO'OMecosφ1、固定参数R——轴承孔半径（D）；r——轴颈半径（d）；半径间隙：2rR（直径间隙dD）；相对间隙：dr；宽径比：B/d。二、几何关系机械设计第九章滑动轴承292、动态参数（变参数）偏心距：OOe偏心率：rRee表示偏心程度10最小油膜厚度：)1(minrreh（ε↑→hmin↓）任一位置φ处，油膜厚度h：coscosrRedOMDMOdODOh∴)cos1()cos1(rh偏位角θ：连心线OO与外载F方向之间的夹角。机械设计第九章滑动轴承30三、承载能力和索氏数S0β—轴承包角，轴瓦连续包围轴颈所对应的角度。α1+α2—承载油膜角φ1—油膜起始角φ2—油膜终止角p=pmax处：h=h0，φ=φ0φ—从OO起至任意膜厚处的油膜角。机械设计第九章滑动轴承31当B=∞，即无限宽轴承时，油沿轴向无流动，一维R·E306hhhvdxdprddx)cos1(hrv转换为极坐标：得：ddp302)cos1()cos(cos6机械设计第九章滑动轴承32积分一次得任意φ处的油膜压力pφ：ddpp302)cos1()cos(cos611在φ1至φ2区间内，沿外载荷方向单位宽度的油膜力为：rdpF)](180cos[211对有限宽轴承，若不计端泄，油膜承载力F为：......2BdF),(...02fSBdFS0—索氏数，无量纲机械设计第九章滑动轴承33ε↑——S0↑机械设计第九章滑动轴承34机械设计第九章滑动轴承35单位：F—N，B、d—m，η—Pa·s，ω—rad/s20BdSF轴承实际承载能力小于上式（端泄）计入端泄时：),,(0dBfSB/d↓—端泄↑—S0↓其它参数相同时，S0↓—F↓，承载力↓B/d一定：ε↑—S0↑—F↑，∴hmin↓但保证流体动力润滑：][minminhh↓，η↑—承载能力↑)1(minrh∵机械设计第九章滑动轴承36四、流量计算体积流量：vvqdq3vm3五、功耗计算vFvFPu),,(dBfu—摩擦特性系数vq—无量纲体积流量，),/,(dBfP350：图17.19P350：图17.20机械设计第九章滑动轴承37Δt=…（P352式17.17）Δt—油温升Δt=t2－t1流出流入平均温度：Ctttttm7521)(21121CCt45~301t2max—表17.5六、热平衡计算摩擦功→热量：vF流动的润滑油带走：tqcvp通过轴承座散热：tdBb热平衡条件：tdBtqcvFbvp机械设计第九章滑动轴承38S—安全系数，考虑表面形状不准确和零件变形，S≥2一般可取S=2；八、参数选择1、宽径比B/d5.1~5.0dBB/d↑—端泄量↓，承载能力↑，轴承刚度↑，Δt↑，η↓B/d↓—端泄量↑，承载能力↓，运转稳定性↑七、保证液体动力润滑的条件（充分条件）：)()1(21minzzRRSrhRz1、Rz2—轴颈、轴瓦表面微观不平度的十点高