华科 机械设计 第7章-滑动轴承设计 - 录像用

机械设计第七章滑动轴承设计§7-1概述按承载方向分—向心滑动轴承推力滑动轴承—主要承受径向载荷Fr—主要承受轴向载荷Fa一、滑动轴承分类：按摩擦状态分—非液体摩擦滑动轴承和液体摩擦滑动轴承；按结构形式分—整体式、剖分式和自动调心式等；滑动轴承(轴瓦)间隙配合Fr机械设计第七章滑动轴承设计－概述二、滑动轴承的摩擦状态：1、干摩擦状态应避免此种摩擦状态。摩擦面间无润滑剂，功率损失严重，磨损剧烈，温升高，轴瓦易破坏。摩擦面微观现象2、边界摩擦状态摩擦表面间有润滑油存在，油中的极性分子吸附在金属表面上，形成了一层极薄的边界油膜。但仍有尖峰部分直接接触。摩擦系数f＝0.01～0.1边界油膜机械设计第七章滑动轴承设计－概述3、液体摩擦状态两摩擦表面完全被润滑油分隔开，形成了一定厚度的压力油膜。是润滑油分子之间的摩擦，摩擦系数极小，f＝0.001~0.008。重要轴承采用这种摩擦状态。压力油膜4、混合摩擦状态—半干摩擦、边界摩擦、半液体摩擦、液体摩擦状态混合多数滑动轴承处于这种摩擦状态。非液体摩擦滑动轴承——边界摩擦或混合摩擦状态液体摩擦滑动轴承——液体摩擦状态静压轴承动压轴承机械设计第七章滑动轴承设计－概述滑动轴承的适用场合：低速轻载、精度不高非液体摩擦滑动轴承高速滚动轴承寿命大为降低重载滚动轴承造价高承受巨大冲击和振动载荷油膜的缓冲和阻尼作用支承精度特别高滑动轴承零件少某些特殊场合径向尺寸受限制、曲轴轴承等三、滑动轴承的主要特点：●工作平稳，无噪声；●适合于高速(液体摩擦)；●液体摩擦时功率损失小；●径向尺寸小而且可剖分。连杆机械设计第七章滑动轴承设计－概述体中内摩擦阻力的大小。常用润滑剂（第十四章）：润滑油1、润滑油的性能及选择▲黏度:四、滑动轴承的润滑润滑脂固体润滑剂表征了流动的液牛顿流体黏性定律：dydu动力黏度油层间的剪应力速度梯度u=v移动件Oxyhy静止件u平行平板间油的流动ττv液体层流—液体，用途最广泛；—半固体，一般用于中、低速；—主要用作油、脂的添加剂，也可单独使用。黏度越高→内摩擦力越大机械设计第七章滑动轴承设计－概述黏度是最重要的性能指标，是选择润滑油的主要依据。黏度的单位:动力黏度η运动黏度ν单位Pa•S（帕秒），1Pa•S＝1N•S/m2主要用于流体动力学计算/sm2同温下流体的密度(kg/m3)/sm10St10cSt1262运动黏度单位换算/sm2国际单位制/scm2物理单位称为St(斯)/smm2常用单位称为cSt(厘斯)工业用润滑油的黏度用运动黏度，单位用cSt（厘斯）。机械设计第七章滑动轴承设计－概述注意：润滑油的黏度并不是定值，随温度和压力的变化而变化，温度的影响最大。温度升高黏度下降压力升高黏度上升但压力对黏度的影响较小，通常忽略不计。▲油性:也称润滑性，表征油国标规定，40℃时黏度的平均值为该润滑油牌号的黏度。中的极性分子对金属表面的吸附性能。油性好则摩擦系数小黏－温曲线机械设计第七章滑动轴承设计－概述润滑油的选择原则：▲凝点—反映润滑油的低温工作性能。▲闪点—反映润滑油高温下工作的安全性。●载荷大—难以形成油膜，●速度高—摩擦力大，●工作温度高—黏度下降，2、润滑脂的性能及选择根据黏度选择润滑油的牌号●压强大—油易被挤出，钙基润滑脂——抗水性好、耐热性差、价廉钠基润滑脂——抗水性差、耐热性好、防腐性较好锂基润滑脂——抗水性和耐热性好铝基润滑脂——抗水性好、耐热性差、有防锈作用选黏度高的油选黏度低的油选黏度高的油选黏度高的油机械设计第七章滑动轴承设计－概述针入度—表征润滑脂的稀稠度，类似于油的黏度；滴点—表征润滑脂耐高温的性能。润滑脂的选择原则：●工作环境有水汽，选钙基润滑脂或铝基润滑脂；●工作温度高，选钠基润滑脂；●有水汽而且工作温度高，则应选锂基润滑脂。润滑脂的主要性能指标：润滑脂越稠针入度↓承载能力↑摩擦阻力↑润滑脂工作温度一般应低于滴点20℃～30℃润滑脂常用于低速、轻载的非液体摩擦滑动轴承中机械设计第七章滑动轴承设计－非液体摩擦滑动轴承一、失效形式1、磨损导致轴承配合间隙加大，影响轴的旋转精度，甚至使轴承不能正常工作。1、限制轴承的压强p高速重载且润滑不良时，摩擦加剧，发热多，使轴瓦表面上的材料焊粘在轴颈表面而出现胶合。二、设计计算准则(近似计算)§7-2非液体摩擦滑动轴承的设计2、胶合（烧瓦）目的—防止轴瓦过度磨损。ldFrdlFprMPa][p向心滑动轴承：平均压强pmax许用压强，查表7-2（径向滑动轴承）p机械设计第七章滑动轴承设计－非液体摩擦滑动轴承z－推力环的数目k－考虑油槽使支承面积减小，常取0.8~0.92、限制轴承的pv值目的—控制轴承的发热量，防止胶合破坏。lnFdndlFpv19100100060rr][pvpvf－单位面积上的摩擦功率损失所以，pv值表征了轴承发热量的大小。pv↑发热量↑温升↑润滑效果↓胶合失效→→→→)(4202addFpMPa][pdd0Fa推力滑动轴承:向心滑动轴承：nzk多环时适当降低f－摩擦系数v－轴颈线速度查表7-2d机械设计第七章滑动轴承设计－非液体摩擦滑动轴承p≤[p]v≤[v]防止胶合：pv≤[pv]防止磨损：100060dnvm/s][v许用线速度查表7-2100060)(4m202amndkddzFpv][pv3、限制滑动速度v目的—防止滑动速度过高而引起磨损推力滑动轴承:vm－端面平均线速度dm－平均直径20mddd取2~4dd0Fandm机械设计第七章滑动轴承设计－非液体摩擦滑动轴承三、非液体摩擦滑动轴承设计步骤确定轴承结构形式确定轴承宽度l和孔径d验算p、pv、v选择轴承的配合选择润滑剂与润滑装置选择轴瓦材料选择宽径比l/d:l/d=0.5~1.5l/d↑承载能力↑散热性能↓且易偏载l/d↓油易流失承载能力↓ld润滑装置一针阀式油杯润滑装置二油芯式油杯机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承vF两摩擦表面平行，不会产生动压油膜vp两摩擦表面成楔形间隙，产生了动压油膜进油口出油口进油口出油口一、动压油膜的形成机理F压力油膜形成相对运动（动压油膜）外界提供压力油（静压油膜）F压力油膜§7-3液体摩擦动压向心滑动轴承设计拥挤使进口流速减慢、出口流速加快间隙内的润滑油形成了拥挤机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承二、液体动压润滑的基本方程——雷诺方程两刚性板形成楔形间隙，间隙内连续充满润滑油。假设：1）z方向润滑油无流动；2）润滑油处于层流状态；3）油压p不随y值变化；4）黏度不随压力变化；5）润滑油不可压缩。从油膜中取出微单元体，边长分别为dx、dy、dz，受力如图由x方向力的平衡得：yxp根据流体黏性定律：yu22yuxpp沿x的变化率取决于该点速度梯度的导数机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承线性分布抛物线分布p22yuxp21221CyCyxpu0y)()(21yhhvyhyxpu对y积分：边界条件：hxudyq00)(210vhqhx任意截面上单位宽度(z=1)的流量(x方向)：设油膜压力最大处的间隙为h0，润滑油是连续、不可压缩的，各截面流量应相等移动板速度021vhvu0uhy间隙高度xyvh0C1、C2－积分常数由假设3知，关于y是常数。xp此处的=0，故xp/xpyu122hvhhxp211213u机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承xhvzphzxphx633若考虑油的z向流动，可导出二维雷诺方程：二维雷诺方程常用数值法求解，如有限差分法。设计时通常用一维雷诺方程近似计算油膜压力。306hhhvxp得一维雷诺方程：032121121vhvhhxp即：306hhhvdxdp因假设p只与x相关，故一维雷诺方程可写成：据此，可求解出间隙内各点的油膜压强p机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承讨论之一——动压油膜承载机理两板不平行因h＝h0，306hhhvdxdp故dp/dx＝0。若外界提供的油无压力，则p＝0，不能形成动压油膜。流速线性分布)(00yhhvu由于拥挤而产生了压力。dp/dx＞0时为负；dp/dx＜0时为正雷诺方程两板平行)()(21yhhvyhydxdpu机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承讨论之二——形成动压油膜的必要条件v进油口出油口若h＝h0，则dp/dx＝0，油压无变化。●间隙内必须连续充满具有一定黏度的润滑油或其他流体；●两工作表面必须具有一定的相对滑动速度；●运动方向应保证润滑油从大口流进、小口流出。为了使油膜压力与外载平衡，还必须使黏度η、滑动速度v、间隙大小等匹配适当。注意：进油口出油口v否则会产生负压。306hhhvdxdp●两工作表面必须形成收敛的楔形间隙；两工作表面相互吸引,不能承受外载动画演示机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承油膜压力↑偏心距e↓n↑轴心线会产生漂移o1o2静止Fr金属表面直接接触(n＝0)no1o2启动Fr摩擦力使轴颈右移（n小）o1o2n不稳定运行Fr形成油膜，有左向分力（n增大）多油楔轴承可提高旋转精度Δ讨论之三——向心滑动轴承动压油膜的形成过程弯曲的楔形间隙,满足必要条件之一n→∞时，e=0?o1o2n稳定运行Fr油膜压力与外载平衡多油楔滑动轴承图片机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承1、半径间隙δ三、动压向心滑动轴承的主要参数及其选择δ=R–rR与r公称值相等，δ的值取决于配合公差。δ例：轴承配合：6eH780孔偏差：030.0080轴偏差：060.0079.080最小半径间隙：mm030.02)060.0(0min最大半径间隙：mm055.02)079.0(030.0max则半径间隙δ在30~55μm之间机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承或查表7-32、相对间隙ψψ↓油膜压力↑摩擦阻力↑→承载能力↑回转精度↑→温升↑选取原则：载荷大、回转精度要求高——ψ取小些；转速高——ψ取大些。可按经验公式估算25.0310)0.1~6.0(v选定ψ值→计算δ→选择配合公差，（间隙的相对大小）使δmin≤δ≤δmaxδr线速度此r为公称尺寸机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承ld但承载能力小、耗油量大。滑动轴承工作时，χ常在0.5～0.95之间。χ在0～1之间变化，反映了轴承的承载能力，3、轴承的宽径比l/dl/d↑油膜压力↑易偏载→承载能力↑散热差→温升↑l/d↓→温升↓,选择：查表7-44、偏心率χχ=e/δ载荷↓、转速↑→偏心率χ↓o1o2机械设计nFO1O2第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承以O1-O2的连线为极坐标轴；5、最小油膜厚度hmin在任意角φ处：h≈δ+ecosφ＝δ（1+χcosφ）在φ＝φ0处：h0≈δ（1+χcosφ0）当φ＝π时，油膜厚度最小：hmin＝δ－e＝δ（1－χ）＝rψ（1－χ）φφ1φaφ0φ2αφa—外载荷偏位角；φ1—动压油膜的起始角；φ2—动压油膜的终止角；φ0—油膜压力最大处；φ—任意位置角；α—载荷油膜角；机械设计第七章滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承hmin＝rψ（1－χ）hmin↓(即χ↑)→油膜压力↑→承载能力↑但hmin受表面粗糙度、形状误差、轴变形等因素的限制，不能太小。为使动压轴承正常工作，设计时，应使hmin≥[hmin]轴瓦表面粗糙度轴颈表面粗糙度四、动压向心滑动轴承承载能力计算目的：在一定的外载荷作用下，确定轴承参数，计算油膜压力，并使最小油膜厚度hmin符合设计要求。假定：轴承无限宽，润滑油无轴向（z向）流动，故采用一维雷诺方程。若hmin过小，可能形成不了动压油膜。Rz2比Rz1低一个等级Rz1＝1.6Rz2＝3.2＝(2~3)(Rz1+