《機械設計》講義之滑動軸承(doc17頁)

1、第十二章滑動軸承§12 1概述：一.摩擦的分類（詳見：P.46. 第四章） 內摩擦：發(fā)生在物質內部、阻礙分子間相對運動的摩擦。外摩擦：發(fā)生在兩接觸物體問，阻礙兩接觸表面相對運動的摩擦。1 .按有無相對運動分：外摩擦可分為：靜摩擦：兩接觸物體間僅有相對滑動趨勢時的摩擦。動摩擦：兩接觸物體間有相對運動時的摩擦。2 .按相對運動形式分：外摩擦可分為：1 ）滾動摩擦： 兩接觸物體間的相對運動為滾動。2 ）滑動摩擦：兩接觸物體間的相對運動為滑動。又可分為四種： 干摩擦：兩物體接觸面內無任何潤滑劑的純金屬接觸時的摩擦。 邊界摩擦：兩摩擦表面間存在邊界膜時的摩擦。邊界膜：指潤油中的極性分子吸附在金

2、屬表面（吸附膜）或與金屬起化學 反應（反應膜）而形成的一層極薄的分子膜。流體摩擦：兩摩擦表面完全被潤滑油分開時的摩擦。混合摩擦：處于邊界摩擦與流體摩擦的混合狀態(tài)時的摩擦。注：a.純金屬極易氧化或被油污，故工程中不存在真正的干摩擦，通常將未經(jīng)人為潤滑的摩擦叫“干摩擦”b. 邊界膜分吸附膜和反應膜，極薄，厚度約0.0020.02 m.c. 干摩擦時，摩擦和磨損最嚴重；邊界摩擦的摩擦系數(shù)約為0.1 左右；混合摩擦時的摩擦系數(shù)比邊界摩擦的要小得多；流體摩擦是油分子間的內摩擦，f0.0010.008,此時不存在磨損。二.軸承的類型：1 按摩擦性質分：1 ）滾動摩擦軸承2 ）滑動摩擦軸承 自潤滑軸承： 不

3、完全液體潤滑軸承：滑動表面間處于邊界潤滑或混合潤滑狀態(tài)。 液體潤滑軸承：a. 液體動壓軸承：b. 液體靜壓軸承：2 按承載方向分：1 ）徑向軸承：2 ）推力軸承：3）向心推力軸承：分二種下章介紹又可分三種工作時不加潤滑劑?；瑒颖砻骈g處于邊界潤滑或混合潤滑狀態(tài) 兩滑動表面處于液體潤滑狀態(tài)?？績杀砻骈g的相對運動來形成壓力油膜?？恳簤合到y(tǒng)供給的壓力油形成壓力油膜。三種承受徑向載荷承受軸向載荷可同時承受徑、軸向載荷三.滑動軸承的主要應用埸合：1 .轉速特高此時,2 軸的支承位置要求特高此時，滾動軸承因零件多，精度難保證3 特重型此時，滾動軸承須單件生產，造價很高4 沖擊和振動很大此時，滾動軸承點接觸，

4、耐沖擊、振動性能差5 按裝配要求必須剖分的軸承滾動軸承的壽命明顯；滾動軸承因零件多，精度難保證 滾動軸承須單件生產，造價很高滾動軸承點接觸，耐沖擊、振動性能差6 特殊工作條件處（如：水中或腐蝕介質中）7 徑向尺寸受限處滑動軸承的主要結構型式P.276. 圖 12-11 結構：整體式軸承座，內襯減摩材料制成的整體軸套2 特點：1 ）優(yōu)：結構簡單，成本低廉。2）缺： 軸套磨損后，無法調整軸承間隙。 只能從軸頸端部裝拆，重量大或中間軸頸的軸裝拆困難。3 適用：輕載、低速或間歇工作處。P.276. 圖 12-21 結構：由軸承蓋、軸承座、剖分式軸瓦及雙頭螺柱等組成。2 特點：軸承裝拆方便，軸瓦磨損后可

5、用減少剖分面處的墊片來調整軸承間隙。3 應用：廣泛。三.止推滑動軸承1 組成：由軸承座和止推軸頸組成。P.277. 表 12-12 類型：空心式、單環(huán)式、多環(huán)式滑動軸承的失效形式及常用材料一.滑動軸承的失效形式1 磨粒磨損：進入軸承的硬顆粒（如灰塵，砂粒等），研磨軸頸、軸承表面，導致幾何形狀改變，精度下降。2 刮傷：硬顆粒或軸頸表面粗糙的凸峰在軸承表面劃出線狀傷痕。3 咬粘：過載高速或潤滑差，致使軸頸、軸承的表層材料發(fā)生粘附和遷移。4 疲勞剝落：載荷反復作用，致使軸承襯材料疲勞開裂和脫落。5 腐蝕：軸承材料受潤滑劑及環(huán)境介質的腐蝕而失效。二.軸承材料軸承材料：即軸瓦和軸承襯的材料。（一）軸承材

6、料的主要性能要求：1 減摩性、耐磨性和抗咬粘性好。減摩性：指材料副具有較低的摩擦系數(shù)?？挂д承裕褐覆牧系哪蜔嵝院涂拐掣叫浴? 順應性、嵌入性和磨合性好。順應性：受載后通過彈塑變形補償初始幾何形狀誤差的能力。嵌入性：嵌藏硬顆粒，減輕刮傷及磨損的性能。磨合性：短期輕載運轉后，易形成相互吻合的表面粗糙度。3 足夠的強度和抗蝕能力。4 導熱性、工藝性、經(jīng)濟性好。（二）常用軸承材料：1軸承合金（或稱巴氏合金）：組成：是錫、鉛、銻、銅的合金，分錫基、鉛基二種。性能：嵌入性、順應性、磨合性、抗咬粘性好，但強度很低。應用：在中高速、重載或重要埸合，只能用作軸瓦的軸承襯。2 銅合金：種類：很多，分黃銅、青銅二大

7、類，其中青銅較常用。性能：比軸承合金稍差，但強度較高。應用：錫青銅：中速重載。鉛青銅：高速重載（.抗粘附性好）鋁青銅：低速重載（.抗粘附性較差）3 鋁基軸承合金：性能：耐蝕性、減摩性好，疲強較高。應用：可單獨制成軸套、軸承等，也可作軸承襯與鋼襯背一起組成雙金屬軸瓦。4 鑄鐵：其中的石墨是固體潤滑劑，具有較好的減摩性和耐磨性。鑄鐵性脆、不易磨合，只適用于輕載低速、無沖處。5 多孔質金屬材料：構成：金屬粉末經(jīng)特殊工藝壓制、燒結，形成多孔結構。種類：有多孔鐵和多孔銅二種。機理：1 ）使用前先把軸瓦在熱油中浸數(shù)小時，使孔隙中充滿油含油軸承2）工作時靠軸頸轉動的抽吸作用及熱脹擠壓，油進入摩擦面間進行潤滑

8、適用：中低速無沖擊處（因為：多孔質金屬材料韌性較?。? .非金屬材料：塑料，尼龍，橡膠，陶瓷等注：常用金屬軸承材料的性能P.280. 表12-2.§124軸瓦結構一 .軸瓦的型式和構造:軸瓦（鋼背）軸承襯圖12-3整體軸瓦圖12-4卷制軸瓦a.整體軸套：呈完整圓筒形。圖12-3b. 卷制軸套：由板材卷制而成，其上有縫隙。圖12-42 .對開式軸瓦：a. 厚壁軸瓦：用離心鑄造法制造，為使軸承襯與軸瓦貼附良好，軸瓦上應制 出樺、槽。b.薄壁軸瓦：將軸承襯材料用軋制貼附于鋼板上形成雙/三金屬板，再沖載、彎曲 而成。大批生產，質量穩(wěn)定，成本低。圖12-5對開式厚壁軸瓦圖12-7軸瓦的固定軸瓦

9、的定位：定位：使軸瓦與軸承座保持確定的相對位置關系1 .軸瓦兩端制出凸緣作軸向定位，如圖12-5。2 .用緊定螺釘、銷釘?shù)裙潭ā?P.283. 圖12-7.三.油孔及油槽：1 .油孔：用于將油輸入軸瓦與軸頸之間。2 ,油槽：用于將油分布到整個摩擦表面間。有軸向/周向油槽二種。1 ）軸向油槽：適用于載荷方向變化不大處。位置：整體軸承：油槽開在最大油膜厚度處。P.283.圖12-8.剖分軸承：油槽開在剖分面上。P.283. 圖12-9.長度：稍短于軸承寬度。2 ）周向油槽：適用于載荷方向變動范圍大于1800處。位置：常置于軸承中部。§12-5滑動軸承潤滑劑的選用：一.潤滑脂及其選擇：1

10、.應用：1 ）要求不高，難以經(jīng)常供油處。2 ）低速重載，或擺動軸承中。2 .選擇：選擇潤滑脂片$號時參見P.284.表12-31 ）針入度：重載低速，針入度宜小些；反之，宜大些。針入度：具有一定質量及錐度的測量錐針入脂面的深度2 ）滴點：應比軸承的工作溫度高20o30oC滴 點：在規(guī)定加熱條件下，脂從標準量杯口滴下第一滴時的溫度3 ）防水性和耐高溫的要求。二.潤滑油及其選擇：1 .應用：最廣2 .選擇：1 ）輕載高速，直選低粘度的油，反之亦反之。2 ）不完全液體潤滑軸承的潤滑油，P.285. 表12-4.3 ）液體動壓軸承的潤滑油，P.53. 表4-1.三.固體潤滑劑：1 .應用： 在摩擦表面

11、上形成的固體潤滑劑膜可減小摩擦，主要用于有特殊要求處2 .種類： 二硫化鋁（MoS）、石墨等。§12-6不完全液體潤滑滑動軸承設計計算適 用： 工作可靠性要求不高的低速、輕載或間歇工作的軸承。摩擦狀態(tài)：混合摩擦狀態(tài)。工作條件；邊界膜不遭破壞，維持粗糙表面微腔內有液體潤滑存在徑向滑動軸承的計算一 徑向滑動軸承的設計：設計時一般已知：徑向載荷F, N軸頸轉速n, r/min軸頸直徑d, mm1 .驗算平均壓力p:Fp p MPa （12-1） dBp 過大：油被從兩摩擦面間擠出，邊界膜破裂，兩摩擦面直接接觸，磨損T2 .驗算pv:pvF d n F npv MPa m/s d B 60

12、1000 19100B(12-2)單位面積上： 正壓力N=p摩1S力Ff=fN=fp ,摩擦功耗P=Fv0cpvpvT - PfT 一溫升T 一油粘度J 一油膜易破裂3 .驗算滑動速度v:(12-3)v < v m/s是均壓，若v過大，則在p及pv均合格時，會因各種誤差導致局部pv超限B 軸承寬度，mm（按寬徑比B/d確定）p,pv,v 軸瓦材料的相應許用值，P.280. 表12-2.4 .選擇軸承的配合：為保證一定的旋轉精度，一般選：H9/d9, H8/f7, 或H7/f6.止推滑動軸承的尺寸和計算二.止推滑動軸承的計算：1 .結構型式：空心式，單環(huán)式，多環(huán)式 三種。結構尺寸，P.27

13、7. 表12-1.2 .驗算平均壓力p:F FaaP 一 p MPaA22z （d2 d1 ）43 .驗算pv:1 )支承面平均直徑處的圓周速度v:n (d1 d2)v60 1000 22 )驗算：4Fan d2)nFapv 22z (d2 d2) 60 1000 2 30000z(d2 d1)式中：F a、n、z 軸向載荷（N）、軸頸轉速（r/min ）、軸環(huán)數(shù)p、pv 許用值，P.287. 表 12-5多環(huán)時，各環(huán)承載不均，許用值應降低50%液體層流性及牛頓粘性定律x§12-7液體動力潤滑徑向滑動軸承設計計算 一.牛頓粘性定律及粘度。設：兩平行平板A、B, A以V平移，B固 定，

14、A、B間充滿潤滑油則： 由于油的吸附作用，貼切近A的油 層將隨A運動，貼近B的則靜止不動，各油層間有相對滑動。.各層間有相對滑動各層間存在剪應力j并且有以下牛頓粘性定律:y“- ”號表示v隨y增大而減小。1 )動力粘度”：單位：PaS(帕秒)， 1P a - S = 1N s/m2意義： 使相距1m面積各為1nm的兩層流體產生1m/s的相對速度需1N的切向力。2 )運動粘度u:4(Pa - S)與同溫度下該7體的密度p ( kg/m3)之比。即：u 二4 / p m 2/s二.流體動力潤滑的基本方程1 .流體動力潤滑：依靠兩摩擦面在相對運動中產生 的壓力油膜來平衡外載，并將兩 摩擦面完全分開的

15、潤滑方式。2 .流體動力潤滑的基本方程：1 )假設：流體符合牛頓粘性定律。 流體的流動具有層流性。流體不可壓縮，且流體壓力 對粘度無影響。pdydzyp+ &dydzB-, T + 9dxdzX圖12-12被子油膜隔開的兩平板的相對運動情況 與粘滯阻力相比，流體的慣性力、重力可不計 沿流體膜厚度方向，壓力為常數(shù)(即壓力p與y無關)。2 )流體動壓基本方程：對圖12-12中微單元流體進行受力分析，并經(jīng)適當推導(P.288289)得:(12-8)p 6-6r(h ho)x h式中，”,v 流體粘度，A板沿x向的移動速度。h 所取微單元處的流體膜厚。P = Pmax處的流體膜厚。）形成流體動

16、力潤滑的必要條件： 由式（12-8）可得兩相對運動表面必須形成收斂問楔（若A/ B,則h=h,p/ ）0 被油膜分開的兩表面必'須有相對滑動速度v,且v必須使油從大口進、小口出油必須有粘度，且供油要充分。徑向滑動軸承形成流體潤滑的過程徑向軸承的軸頸與軸承孔間必須留有間隙。二0時，軸頸與軸承孔接觸于最下方，兩表面間自然形成油楔。=0時，帶入油楔的油量較少，軸頸與軸瓦直接接觸，并沿軸瓦孔壁爬升分至一定值時，帶入油楔的油量形成動壓油膜，使軸心左偏并浮起。達穩(wěn)定轉速時，軸頸在一定的左偏位置上穩(wěn)定運轉。31 .2 .3 .4 .四.1 .123452 .圖12-13徑向滑動軸承形成流體動力潤滑的

17、過程徑向滑動軸承的主要幾何關系幾個概念：用D, R表示軸承孔的直徑和半徑，d, r表示軸頸的直徑和半徑。）直徑間隙A:A = D-d（12-9）半徑間隙 6:6 = R-r = A/2（12-10）相對間隙巾：巾=A/d = 6/r（12-11）偏心距e：穩(wěn)定運轉時，軸頸中心O與軸承孔中心。間的距離，即：e 001）偏心率X： x = e/ 6油膜厚度：以下取軸頸中心。為極點，001方向為極軸，轉角小沿軸頸轉動方向量取，并 設外載F與001方向成也角。1 )最小油膜厚度 hmin：h min = 6 -e = 6 (1- x ) = r 巾(1- x )(12-12)2 )任意極角小處的油膜厚

18、度h:按AAOOR2 e2 (r h)2 2e(r h)cos將上式作為(r+h)的二次方程得：r h ecos R略去二階小量(，)2加2 ，并在，”處“ +”號得：Rh (1 cos ) r (1 cos )(12-13)3)最大油壓Pmax處的油月g厚度ho：設Pmax處的極角為也則ho r (1 cos o)(12-14)五.徑向滑動軸承工作能力計算簡介1)動壓基本方程:將dx=rd小，v = r及h、ho代入(12-8)式動壓基本方程，得:6dp F(h6(12-15)(cos cos o),7-d(1 cos )2 )任意極角Pd處的油壓:(cos cos o)p 抑 6-3d(1

19、2-16)11 (1 cos )3 )油壓p(i)在外載F方向上的分量p旗：p y p cos180( a ) p cos( a )(12-17)4 )軸承單位軸向寬度上的油壓垂直分量的意和py：(12-18)22py 1 p y rd 1 p cos( a )rd5 )承載能力軸向Z處油壓垂直分量的總和py'軸承的軸向寬度有限，存在端流，所以(12-18)式的py應修正 端流：使壓力沿軸承寬度呈拋物線分布，應乘因子1-(2z/B) 2 端流：使油壓低于無限寬軸承中的油壓py, .應乘系數(shù)C'(12-19)(12-21)py pyC1 金白B承載能力F：B/2dBF B/2py

20、dZ -Cp6 )承載量系數(shù)G：CpB/22B/21i(cos cos o )3B(1 cos )3d cos( a)d C1 (,)2dz(12-22)Cp積分很困難，通常用數(shù)值積分進行計算Cp是無量綱量，其值主要取決于：a. 軸承的包角a :指入油口至出油口的軸承連續(xù)光滑表面包過軸頸的角度。b. 偏心率% :其他不變，x T - Cp tc. 軸承的寬徑比B/d:其他為變，B/d t - Cpt a =180° 時的 G值， P.293. 表 12-6.2.最小油膜厚度hmin：由hmin = r巾(1- x)及表12-6可見，其它條件不變時：h min J - X T Cp t

21、 一 F T ,但hmin不能無限縮小 1 ) hmin的制約因素：1 )軸頸/承的表面粗糙度。2 )軸頸/承的幾何形狀誤差。3 )軸的剛性。2）許用油膜厚度h:能確保軸承處于液體摩擦狀態(tài)的臨界油膜厚度h = S(RZ1+R2)(12-26)式中：Ri、RZ2軸頸/承表面粗糙度十點高度。P.133.表7-6.一般軸承Z1 3.2i1.6pmz2 6.3pm3.2pm重要軸承0.8pm0.251.6pm0.4pmS 安全系數(shù)，考慮幾何形狀誤差及軸的變形，一般取 S> 2。(12-25)3 ) hmin 的確定： h min =巾(1 / ) > h六.軸承中的摩擦系數(shù)f:（補充）1

22、. f的理論算式：; 無偏心（。與O重合）時，油層厚度為6dv/dy = v/6 = r w/r 巾二 /巾按粘性定律，單位面積上的切向阻力：r 二4（dv/dy尸刀/巾于是，整個軸頸表面（A = ：rdB）上的粘滯阻力Ff為：F f = AdB” /巾所以，按摩擦系數(shù)f的定義，應有：邊界摩擦/pf Ff FfdBf F pdB pdB p2 . f隨“ co/p的變化情況：1 ）邊界摩擦階段：“必/p t, f變化不大2）混合摩擦階段：4co/p T , f迅速下降，3 ）液體摩擦時：LJ混合摩擦”非液體摩擦_液體摩擦滑動軸承的摩擦系數(shù)變化情況a. 剛變形時，f最小b. 其后，刀/p T 一

23、 f逐漸增大液體粘滯阻力隨速度梯度而增大3 . f的實際算式：承載時，。與。不重合一油層厚度J - dv/dy T 一實際的f比上述理論的f大。經(jīng)研究，實際的f可對理論算式修正而得到：0.55式中，”動力粘度，Pa s； p平均油壓,Pa；軸頸角速度，rda/s. 工隨軸承寬徑比而變化的系數(shù)。軸承寬徑比B/d<1>1E士=(d/B) 3/2己=1七.軸承的熱平衡計算：1 .軸承中每秒的摩擦熱Q:Q = fFv =fpdBv (W)(12-27a)2 .端流的油每秒帶走的熱量Q:Q 1 = q pc(to-ti)(W)(12-27b)式中，q 潤滑油流量，m3/s.由油流量系數(shù)(P.

24、295.圖12-16)求出 P 油的密度，對礦物油：p =85卜900kg席c 油的比熱，對礦物油：C =16752090J/(kg C)to油的出溫度，°C.t i油的入口溫度，一般取：ti=3540°C.3 .軸承表面每秒傳導和輻射出去的熱量 Q:Q 2 = osTdB(to-ti)(W)(12-27c)式中， 冗dB 軸承的表面積(即散熱面積)，m2.os表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 輕型、或難散熱(如軋鋼機)軸承：50W/(m2 - K)« 中型、或一般通風條件的軸承：80W/(m 2 - K)1冷卻良好的重型軸承：140W/(m2 - K)4 .熱平衡條件：Q = Q 1+Q(12-27)即： fpdBv = q p c(t 0-t i)+ os/B(t °-t i)5 .熱平衡時油的出入口溫差A t :(上式除巾vBd后整理得)f()pt to ti喜)(12-28)上式求得的是平均溫度差，實際上軸承中各