滑動軸承設(shè)計1

1、§135液體動力潤滑徑向滑動軸承的設(shè)計計算一、動壓油膜和液體摩擦狀態(tài)的建立過程流體動力潤滑的工作過程：起動、不穩(wěn)定運轉(zhuǎn)、穩(wěn)定運轉(zhuǎn)三個階段起始時n=0，軸頸與軸承孔在最下方位置接觸1、起動時，由于速度低，軸頸與孔壁金屬直接接觸，在摩擦力作用下，軸頸沿孔 內(nèi)壁向右上方爬開。2、不穩(wěn)定運轉(zhuǎn)階段，隨轉(zhuǎn)速上升，進入油楔腔內(nèi)油逐漸增多，形成壓力油膜，把 軸頸浮起推向左下方。（由圖 bf圖c）3、穩(wěn)定運轉(zhuǎn)階段（圖d）:油壓與外載F平衡時，軸頸部穩(wěn)定在某一位置上運轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)速越高，軸頸中心穩(wěn)定位置愈靠近軸孔中心。（但當(dāng)兩心重合時，油楔消失，失去承 載能力）圖13- 12向心軸承動壓油膜形成過程從上述分析

2、可以得出動壓軸承形成動壓油膜的必要條件是（1）相對運動兩表面必須形成一個收斂楔形（2） 被油膜分開的兩表面必須有一定的相對滑動速度Vs,其運動方向必須使?jié)櫥?從大口流進，小口流出。（3）潤滑油必須有一定的粘度，供油要充分。V越大，n越大，油膜承載能力越高實際軸承的附加約束條件：壓力pv值"尹速度卩紡最小油膜厚度Az<溫升、最小油膜厚度hmin1、幾何關(guān)系圖13- 13徑向滑動軸承的幾何 參數(shù)和油壓分布0軸頸中心，Oi軸承中心，起始位置 F與OOi重合，軸頸直徑-d，軸承孔直徑D直徑間隙：、二 (13-6-1)相對間隙:(13-7)亠Dr半徑間隙：(13-6)偏心距:a (13-

3、8)偏心率：尸(13-9)以001為極軸，任意截面處相對于極軸位置為0處對應(yīng)油膜厚度為h,A = C(l + rcas-)(13-10)p=.虬總=C+邑=R 嚴+武 p=18D時：也二氏一尸一e二C一百二C (1-專h的推導(dǎo)：在一=丁二中，根據(jù)余弦定律可得疋二/ 4（r +研-（r + is p= （r + i） cos pa +e3 sma （p （伶略去高階微量：再引入半徑間隙 Q燈-“，并兩端開方得(13-12)三流體動力潤滑基本方程（雷諾方程）流體動力潤滑基本方程（雷諾方程）是根據(jù)粘性流體動力學(xué)基本方程出發(fā)，作了一 些假設(shè)條件后簡化而得的。假設(shè)條件是：1） 忽略壓力對潤滑油粘度的影響

4、； 2）流體為粘性流體；3）流體不可壓縮，并作 層流；4）流體膜中壓力沿膜厚方向是不變的；2）略去慣性力和重力的影響。可以得出：（13-13）一維雷諾流體動力潤滑方程上式對x取偏導(dǎo)數(shù)可得若再考慮潤滑油沿Z方向的流動，則2（蘭弩+2（蘭劉"豈' 上 "- 上二（13-15 ）二維雷諾流體動力潤滑方程式四、最小油膜厚度由： = m中可看出油壓的變化與潤滑油的粘度、表面滑動速度和油膜厚度的變 化有關(guān)，利用該式可求出油膜中各點的壓力p，全部油膜壓力之和即為油膜的承載能力。根據(jù)一維雷諾方程式，將 r = &及h和ho的表達式代入，即得到極坐標(biāo)形式的雷 諾方程為：dp

5、6廳皿 r(cos(p-cosJ*= I '(13-16)d 卩駢 (1 + rccs3處的壓力，即將上式從壓力區(qū)起始角01至任意角0 進行積分，得任意極角0(13-17)而壓力P0在外載荷方向上的分量為勞網(wǎng)-再p "0才護-出i）_cgO + 臨） （13_18）(13-19)(13-20)(13-21)經(jīng)推導(dǎo)油膜承載能力令q =3電r畔塹2警卻| 打-鈿1如 JnJn （1-Ffcns軸承包角* 420o）1S0o3360°）/c / 尸 2LijV/承載量系數(shù).與偏心番 包角和長徑比/卻有關(guān)。V軸頸圓周線速度 m/s； L軸承寬；n 一一動力粘度;Fr外載，N

6、 ；Cp承載量系數(shù)一見下表 5,數(shù)值積分方法求得。表 13- 3a/d0. 3b50. 7a. 750. «o0.苗0.900. 9250.950.9730-99cfXU 05220.剛30門收a. 12a0.朗0価D. 3470.47!o. mt. 113J. M2上73K. 1550. 52o. ur仏116a 3J90, m0. 57 Jdu 7761.0791 775h 1953.055S. 39321. 00&5, M0.50 1330. 2Q*0.JI7a.問0.5220. KI9i.O98LS712.4284- 261>61525. 6275 M0.60

7、142心那.-127。傾氣Q XIMi(noL4II2,00110M5 2147UM2(J. 17值110.?0. 2J4MMl0 53a3 0141. MlLT201.M9&回* 012H 1431. SB輒K心呂,0. 647a m1 IWt. 5翱1 M32. 7M4.OJ3&.7219. W2S33.9992貂0.30 515(1.754! 118L 371 T452 24SJ.OM4, 4貿(mào)7/29410 7H16. 3735,4ft96.財1.0U 341D.5B90K5J1. 25JI 526L 9292 46Q工1724- 80Sm11 38ir is.37-0

8、091 051. 1Q. 440(1. 4?1. J779拠2.0972. Mi43»nou5. 1(KK 186il.Vl17. 863S UI0l ISH/J).30.40. 5U. 6U.650750 RO(1 K50. W)0 925d. da m0/991.20. 4#70. 733L_OJiLI. 7財2 2472 8383. 7875.364S. 53311. 35. 11 a. 43)9,04!02 90L3a 529cu顯LILI159013122.3792 W0左9685 586a. BJ!12 7318.91眇SIKM . 4213(J. 6100.測1.24L

9、7t32 m2.000.1. 2424. 2665 W史MMB. 3419. hH4J.C7106 842.0S 76311.0412 0702. 4462.9KI1 671電77 R6 545JO. 091J4. 34見974,1. H110的Cp是軸頸在軸承中位置的函數(shù)Cp取決于軸承包角a，編心率X和寬徑比L/da 定時，Cp、a、&、L/d , hmin越小（& 越大），L/d越大，Cp越大，軸承的承 載能力Fr越大。實際工作時，隨外載 F變化hmin隨之變化，油膜壓力發(fā)生變化，最終油膜壓力使軸 頸在新的位置上與外載保持新的平衡。hmin受軸瓦和軸頸表面粗糙度的限制使之油

10、膜不致破壞，hmin不能小于軸頸與軸瓦表面粗糙度十點高度之和。(13-22)式中，Rzi, RZ2分別為軸頸表面和軸孔表面微觀不平度十點高度K安全系數(shù)，考慮幾何形狀誤差和零件變形及安裝誤差等因素而取的安全系數(shù)，通常取K> 2Rzi, RZ2應(yīng)根據(jù)加工方法參考有關(guān)手冊確定。一般常取mi , 二-.式（13-6-18）加流體動力潤滑的三個基本條件，即成為形成流體動力潤滑的充分必要條件。五、軸承的熱平衡計算1、軸承中的摩擦與功耗由牛頓粘性定律：油層中摩擦力(13-23).摩擦系數(shù)：廠， EW 屮 p 3卩 尹'軸頸表面積(13-24)特性系數(shù)， f是二 的函數(shù)。實際工作時摩擦力與摩擦系

11、數(shù)要稍大一些, f要修正(13-25)隨軸承寬徑比L/d變化的系數(shù),p軸承平均比壓 Pa ； 3軸頸角速度，rad/s； n 一一潤滑油的動力粘度 Pa.；C少7 相對間隙摩擦功耗引起軸承單位時間內(nèi)的發(fā)熱量HH=fFV(13-26)2、軸承耗油量進入軸承的潤滑油總流量 QQ=Qi+Q2+Q3 Qim3/s(13-27)Qi承載區(qū)端泄流量一一與 p、油槽孔、尺寸、包角等軸承結(jié)構(gòu)尺寸因素有關(guān)， 較難計算Q2非承載區(qū)端泄流量Q3 軸瓦供油槽兩端流出的附加流量不可忽略實際使用時引入流量(耗油)系數(shù)與偏心率&和寬徑比 L/d關(guān)系曲線如下圖。圖13 14潤滑油油量系數(shù)線圖3、軸承溫升控制溫升的目的

12、：工作時摩擦功耗T熱量T溫度T-n間隙改變，使軸承的承載能力下降；另溫升過高-會使金屬軟化-發(fā)生抱軸事故，要控制溫升。熱平衡時條件：單位時間內(nèi)摩擦產(chǎn)生的熱量 H等于同一時間內(nèi)端泄?jié)櫥退鶐ё邿?量Hi和軸承散發(fā)熱量 H2之和。H=Hi+H2(13-28)Hi端泄帶走的熱量53 '一 I；1 (W)( 13-29)Q端泄總流量，由耗油量系數(shù)求得，m3/s； p 潤滑油的密度 850950 kg/m3c潤滑油的比熱容一礦物油C=16802100 J / (kgC )A t潤滑油的溫升，是油的出口to與入口溫度ti之差值，即z 一 < '(13-30)H2單位時間內(nèi)軸承由軸頸和

13、軸承殼體散發(fā)的熱量(13-31)(W)Ks軸承表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，由軸承結(jié)構(gòu)和散熱條件而定廠50W/ (m2C) 輕型結(jié)構(gòu)軸承Ks" 80W/ (m2C) 中型結(jié)構(gòu)，一般散熱條件匚1400W/ (m2C)重型結(jié)構(gòu)，加強散熱條件熱平衡時：H=H1+H2，得(13-32)將F=dLP代入得達熱平衡潤滑油的溫升（5孤 /八、（13-33）由于軸承中各點溫度不同，從入口（ ti）到出口（ to）溫度逐漸開高的，因而軸承中 不同處潤滑油粘度不相同，.計算承載能力時，采用潤滑油平均tm時的粘度。潤滑油平均溫度tm （計算n時用）（13-34）為保證承載要求to<6070C, 般取tm=50C設(shè)計

14、時：先給定tm,求出A t后f ti一般ti常大于環(huán)境溫度，依供油方法而定，通常要求ti=35 C45C另為不使n下降過多，保證油膜有較高的承載能力，要求出口溫度to< 70° （般油）或100 C（重油）a）若ti>>（35佝°C，表示熱平衡易建立，軸承的承載能力尚未充分發(fā)揮，則應(yīng)降低tm,并充許加大軸瓦和軸頸的表面粗糙度，再行計算。b）若ti<（3545） C，則說明軸承不易達到熱平衡狀態(tài)-（措施）適當(dāng)加大間隙、 降低軸頸和軸瓦表面的粗糙度一重新計算。c）t2>80 Cf軸承易過熱失效，f（措施）改變相對間隙2T和油的粘度n 重新計算f直至

15、ti、to滿足要求為止。六、軸承參數(shù)選擇1、軸承的平均比壓戸=廠2P較大，有利于提高軸承平穩(wěn)性，減小軸承的尺寸但P過大，油層變薄，對軸承制造安裝精度要求提高，軸承工作表面易破壞。2、長（寬）徑比L/d且能減輕軸頸與軸L/d小，軸承軸向尺寸小，端泄 Qi上升-摩擦功耗和下降,瓦邊緣接觸。但承載能力下降。高速重載軸承溫升高，L/d應(yīng)取小值（防止過高和邊緣接觸）低速重載軸承為提高支承剛性，L/d應(yīng)取大值高速輕載軸承為提高支承剛性，L/d應(yīng)取小值廣汽輪機、鼓風(fēng)機電動機、發(fā)電機、離心泵般 L/d=-：機床、拖拉機軋鋼機3、相對間隙C/r /d1）速度高，2取大值； 載荷小，2取小值；反之，2取大值。2）

16、 直徑大，寬徑比小，調(diào)心性能好，加工精度高，2取小值;三、材料GB/T 1174 1992鑄造軸承合金GB/T 18326 2001滑動軸承 薄壁滑動軸承用金屬多層材料JB/T 7921 1995(原GB 10448 89)滑動軸承 單層和多層軸承用鑄造銅合金JB/T 7922 1995(原GB 10449 89)滑動軸承 單層軸承用鍛造銅合金JB/T 7923 1995(原GB 10450 89)滑動軸承 單層軸承用鋁基合金JB/T 7924 1995(原GB 10451 89)滑動軸承 薄壁軸承用金屬多層材料QC /T 516 1999汽車發(fā)動機軸瓦 錫基和鉛基合金金相標(biāo)準(zhǔn)四、產(chǎn)品技術(shù)要求

17、GB / T 1151 1993內(nèi)燃機主軸瓦及連桿軸瓦技術(shù)條件GB / T 2685 1981滑動軸承粉末冶金筒形軸承型式、尺寸與公差GB / T 2686 1981滑動軸承粉末冶金帶擋邊筒形軸承型式、尺寸與公差GB/T 2687 一 1981滑動軸承粉末冶金球形軸承型式、尺寸與公差GB / T 2688 1981滑動軸承粉末冶金軸承技術(shù)條件GB / T 3162 1991滑動軸承薄壁軸瓦尺寸、結(jié)構(gòu)要素與公差GB/T 7308 1987滑動軸承薄壁翻邊軸瓦尺寸、公差及檢驗方法GB/T 10445 1989滑動軸承 整體軸套的軸徑GB/T 10446 1989滑動軸承 整圓止推墊圈 尺寸和公差G

18、B/T 10447 1989滑動軸承 半圓止推墊圈 要素和公差GB / T -2002滑動軸承卷制軸套第1部分：尺寸GB / T -2002滑動軸承卷制軸套第2部分：外徑和內(nèi)徑的檢測數(shù)據(jù)GB / T -2002滑動軸承卷制軸套第3部分：潤滑油孔、潤滑油槽和潤滑油穴GB / T -2002滑動軸承卷制軸套第4部分：材料GB/T 12949 1991滑動抽承 覆有減摩塑料層的雙金屬軸套GB/T 13345 一 1992軋機油膜軸承通用技術(shù)條件GB/T 14910 1994滑動軸承 厚壁多層軸承襯背技術(shù)要求GB/T 18323 2001滑動軸承 燒結(jié)軸套的尺寸和公差GB/T 18324 2001滑動軸承 銅合金軸套JB / T 2560 1991整體有襯正滑動軸承座 型式與尺寸JB / T 2561