《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》第十二章滑動(dòng)軸承

1、軸承的功用軸承的功用支承軸及軸上零件，保持軸的旋轉(zhuǎn)精度支承軸及軸上零件，保持軸的旋轉(zhuǎn)精度減少轉(zhuǎn)軸與支承之間的摩擦和磨損減少轉(zhuǎn)軸與支承之間的摩擦和磨損軸承的類型軸承的類型滾動(dòng)軸承滾動(dòng)軸承滑動(dòng)軸承滑動(dòng)軸承 雖然滾動(dòng)軸承有著一系列優(yōu)點(diǎn)，在一般機(jī)器中獲得了廣泛的應(yīng)用，但是在高速、高精度、重載、結(jié)構(gòu)上要求剖分等場(chǎng)合下，滑動(dòng)軸承就顯示出它的優(yōu)異性能。在汽輪機(jī)、離心式壓縮機(jī)、內(nèi)燃機(jī)、大型電機(jī)中多采用滑動(dòng)軸承。此外，在低速帶有沖擊的機(jī)器中，如水泥攪拌機(jī)、滾筒清砂機(jī)、破碎機(jī)等也采用滑動(dòng)軸承。一、滑動(dòng)軸承的特點(diǎn)一、滑動(dòng)軸承的特點(diǎn)優(yōu)點(diǎn)優(yōu)點(diǎn)：1）普通滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造、拆裝方便；）普通滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造、拆裝

2、方便； 2）具有良好的耐沖擊性和吸振性；）具有良好的耐沖擊性和吸振性； 3）運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，旋轉(zhuǎn)精度高；）運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，旋轉(zhuǎn)精度高； 4）高速時(shí)比滾動(dòng)軸承的壽命長(zhǎng)；）高速時(shí)比滾動(dòng)軸承的壽命長(zhǎng)； 5）可做成剖分式。）可做成剖分式。缺點(diǎn)缺點(diǎn)：1）維護(hù)復(fù)雜；）維護(hù)復(fù)雜； 2）潤(rùn)滑條件高；）潤(rùn)滑條件高； 3）邊界潤(rùn)滑時(shí)軸承的摩擦損耗較大。）邊界潤(rùn)滑時(shí)軸承的摩擦損耗較大。二、滑動(dòng)軸承的應(yīng)用二、滑動(dòng)軸承的應(yīng)用滑動(dòng)軸承按照承受載荷的方向主要分為一、一、向心滑動(dòng)軸承向心滑動(dòng)軸承徑向徑向滑動(dòng)軸承滑動(dòng)軸承主要承受徑向載荷軸承蓋軸承蓋軸承座軸承座剖分軸瓦剖分軸瓦聯(lián)接螺栓聯(lián)接螺栓軸承蓋應(yīng)適當(dāng)壓緊軸瓦，使軸瓦不能在軸承孔中轉(zhuǎn)動(dòng)軸

3、承蓋上制有螺紋孔，以便安裝油杯或油管階梯型剖分階梯型剖分軸瓦軸瓦是滑動(dòng)軸承中的重要零件是滑動(dòng)軸承中的重要零件向心滑動(dòng)軸承的軸瓦內(nèi)孔為圓柱形 若載荷方向向下，則下軸瓦為承載區(qū)，上軸瓦為非承載區(qū)。 潤(rùn)滑油應(yīng)由非承載區(qū)引入，所以在頂部開(kāi)進(jìn)油孔。 在軸瓦內(nèi)表面，以進(jìn)油口為中心沿縱向、斜向或橫向開(kāi)有油溝，以利于潤(rùn)滑油均勻分布在整個(gè)軸頸上。油溝的形式一般油溝離軸瓦端面保持一定距離，以防止漏油。BF當(dāng)載荷垂直向下或略有偏斜時(shí)，軸承中分面常為水平方向。 當(dāng)載荷方向有較大偏斜時(shí)，則軸承中分面斜著布置（通常傾斜45）。軸瓦寬度與軸頸直徑之比軸瓦寬度與軸頸直徑之比B/d寬徑比寬徑比，向心滑動(dòng)軸承的重要參數(shù)之一，向心

4、滑動(dòng)軸承的重要參數(shù)之一液體摩擦的滑動(dòng)潤(rùn)滑液體摩擦的滑動(dòng)潤(rùn)滑，B/d0.51；45 潤(rùn)滑油從兩側(cè)導(dǎo)入的結(jié)構(gòu)（大型液體滑動(dòng)軸承） 一側(cè)油進(jìn)入后被旋轉(zhuǎn)著的軸頸帶入楔形間隙中形成動(dòng)壓油膜，另一側(cè)油進(jìn)入后覆蓋在軸頸上半部，起著冷卻作用，最后從軸的兩端泄出。非液體潤(rùn)滑的滑動(dòng)軸承非液體潤(rùn)滑的滑動(dòng)軸承，B/d0.81.5 FF巴氏合金巴氏合金繞此邊線自繞此邊線自行傾斜行傾斜扇數(shù)一般為612二、二、推力滑動(dòng)軸承推力滑動(dòng)軸承承受軸向載荷 兩平行平面之間是不能形成動(dòng)壓油膜，因此需沿軸承止推面按一塊塊扇形面積開(kāi)出楔形1）固定式推力軸承2）可傾式推力軸承軸瓦承受載荷，并與軸有相對(duì)滑動(dòng)，產(chǎn)生摩擦、磨損，并引發(fā)熱和溫升。要

5、求軸瓦材料具備下述性能1）摩擦系數(shù)小2）導(dǎo)熱性好，熱膨脹系數(shù)小3）耐磨、耐蝕、抗膠合能力強(qiáng)4）有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和可塑性雙層金屬的軸瓦，在性能上取長(zhǎng)補(bǔ)短工藝上：澆注、壓合，將薄層材料粘附在軸瓦基體上。粘附上去的薄層材料粘附上去的薄層材料軸承襯軸承襯軸承襯軸承襯一、一、軸承合金軸承合金白合金、巴氏合金白合金、巴氏合金1、錫銻軸承合金、錫銻軸承合金 摩擦系數(shù)小，抗膠合性能良好，對(duì)油的吸附性強(qiáng)，耐蝕性好，易跑合，常用于高速、重載的軸承。 價(jià)格較貴，機(jī)械強(qiáng)度較差，只能作為軸承襯材料澆鑄在鋼、鑄鐵或青銅軸瓦上。青銅的導(dǎo)熱性良好。2、鉛銻軸承合金、鉛銻軸承合金 各方面性能與錫銻軸承合金相近，但這種材料較脆，

6、不宜承受較大的沖擊載荷。一般用于中速、中載的軸承。 這種合金在110 左右開(kāi)始軟化，為了安全，在設(shè)計(jì)、運(yùn)行中常將溫度控制在7080。二、二、青銅青銅 青銅的強(qiáng)度高，承載能力大，耐磨性與導(dǎo)熱性都優(yōu)于軸承合金?？稍谳^高溫度（250）下工作。但可塑性差，不易跑合，與之相配的軸頸必須脆硬。 青銅可單獨(dú)做成軸瓦。為了節(jié)約有色金屬，可將青銅澆鑄在鋼或鑄鐵軸瓦內(nèi)壁上。用作軸瓦材料的青銅，主要有錫磷青銅、錫鋅青銅、鋁鐵青銅 。一般用于中速重載、中速中載合低速重載的軸承上 。三、三、具有特殊性能的軸承材料具有特殊性能的軸承材料1、含油軸承含油軸承用粉末冶金法制得，具有多孔性組織，空隙內(nèi)可貯存潤(rùn)滑油，加一次油可使

7、用較長(zhǎng)時(shí)間，用于加油不方便的場(chǎng)合2、灰鑄鐵、耐磨鑄鐵灰鑄鐵、耐磨鑄鐵低速輕載場(chǎng)合3、橡膠軸承橡膠軸承具有較大的彈性，能減輕振動(dòng)使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)4、塑料軸承塑料軸承摩擦系數(shù)低，可塑性、跑合性能良好，耐磨，耐蝕導(dǎo)熱性差，膨脹系數(shù)大，容易變形，一般作軸承襯使用 非液體摩擦滑動(dòng)軸承可用潤(rùn)滑油潤(rùn)滑，也可用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑。在潤(rùn)滑油、潤(rùn)滑脂中加入少量石墨或二硫化鉬粉末，有助于形成更堅(jiān)韌的邊界油膜，且可填平粗糙表面而減少磨損。 維持邊界油膜不遭破裂，是非液體摩擦滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)依據(jù)。 實(shí)踐證明，若能限制壓強(qiáng)pp，壓強(qiáng)與軸頸線速度的乘積pv pv，那么軸承是能夠很好地工作的。一、一、向心軸承向心軸承1、軸承的壓強(qiáng)、軸承的壓

8、強(qiáng)p 限制軸承壓強(qiáng)p，以保證潤(rùn)滑油不被過(guò)大的壓力所擠出，軸瓦不致產(chǎn)生過(guò)度的磨損。即pBdFp軸承徑向載荷，軸承徑向載荷，N軸瓦寬度，軸瓦寬度，mm軸頸直徑軸頸直徑，mm軸瓦材料的許用壓強(qiáng)，軸瓦材料的許用壓強(qiáng)，MPa2、軸承的、軸承的pv值值 pv值簡(jiǎn)略地表征軸承的發(fā)熱因素，它與摩擦功率損耗成正比。Pv值越高，軸承溫升越高，容易引起邊界油膜的破裂。二、二、推力軸承推力軸承100060dnBdFpvBFn19100 pv軸的轉(zhuǎn)速，軸的轉(zhuǎn)速，r/min軸瓦材料的許用值，軸瓦材料的許用值，Nm/(mm2s)zddFp)(42122pvm pv p軸環(huán)數(shù)軸環(huán)數(shù)推力環(huán)的平均速度推力環(huán)的平均速度100060

9、ndvmm平均直徑，（平均直徑，（d1d2）/2Fd1d2d1d2例例121 試按非液體摩擦狀態(tài)設(shè)計(jì)電動(dòng)絞車中卷筒兩端的滑動(dòng)軸承。鋼繩試按非液體摩擦狀態(tài)設(shè)計(jì)電動(dòng)絞車中卷筒兩端的滑動(dòng)軸承。鋼繩 拉力拉力W為為20kN，卷筒轉(zhuǎn)速為，卷筒轉(zhuǎn)速為25r/min，結(jié)構(gòu)尺寸如圖所示，其中，結(jié)構(gòu)尺寸如圖所示，其中 軸頸直徑軸頸直徑d60mm。解：解： 1）求滑動(dòng)軸承上的徑向載荷 當(dāng)鋼繩繞在卷筒的邊緣時(shí)，一側(cè)滑動(dòng)軸承上受力最大，為 2）取寬徑比B/d1.2，則B1.26072mm3）驗(yàn)算壓強(qiáng)p4）驗(yàn)算pv值 根據(jù)上述計(jì)算，可知選用鑄錫鋅鉛青銅（ZQSn6-3-3）作為軸瓦材料是足夠的，其p8N/mm2，pv1

10、0Nm/(mm2s)。RFBMPa05. 4607217500BdFp) smm/(mN32. 072191002517500191002BFnpvB板靜止不動(dòng)，A板以速度v向左運(yùn)動(dòng)，板間充滿潤(rùn)滑油。 當(dāng)板上無(wú)載荷時(shí)兩平行板之間液體的速度呈三角形分布，板A、B之間帶進(jìn)的油量等于帶出的油量，因此兩板間油量保持不變，即板A不會(huì)下沉。 若板A上承受載荷F時(shí)，油向兩側(cè)擠出，于是板A逐漸下沉，直到與B板接觸。兩平行板之間是不可能形成壓力油膜的兩平行板之間是不可能形成壓力油膜的 若板A與板B不平行，板間的間隙沿運(yùn)動(dòng)方向由大到小呈收斂的楔形，板A上承受載荷F。 板A運(yùn)動(dòng)時(shí)，兩端的速

11、度圖形似乎應(yīng)如虛線所示的三角形分布。 如果是這樣，進(jìn)油多而出油少，由于液體實(shí)際上是不可壓縮的，必將在間隙內(nèi)“擁擠”而形成壓力。將迫使進(jìn)口端的速度圖形向內(nèi)凹，不會(huì)再是三角形分布。進(jìn)口端間隙h1大而速度圖形內(nèi)凹，出口端h2小而速度圖形外凸，于是有可能使帶進(jìn)油量等于帶出油量。同時(shí)，間隙內(nèi)形成的液體壓力將與外載荷F平衡說(shuō)明在間隙內(nèi)形成了壓力油膜。借助相對(duì)運(yùn)動(dòng)而在軸承間隙中形成的壓力油膜借助相對(duì)運(yùn)動(dòng)而在軸承間隙中形成的壓力油膜動(dòng)壓油膜動(dòng)壓油膜 截面aa到cc之間，各截面的速度圖形是各不相同的，但必有一截面bb，油的速度圖形呈三角形分布。形成動(dòng)壓油膜的必要條件形成動(dòng)壓油膜的必要條件1）兩工作表面必須有楔形

12、間隙兩工作表面必須有楔形間隙；2）兩工作表面必須連續(xù)充滿潤(rùn)滑油或其他粘性流體兩工作表面必須連續(xù)充滿潤(rùn)滑油或其他粘性流體； 3）兩工作表面必須有相對(duì)滑動(dòng)速度，其運(yùn)動(dòng)方向必須保證潤(rùn)滑油從兩工作表面必須有相對(duì)滑動(dòng)速度，其運(yùn)動(dòng)方向必須保證潤(rùn)滑油從大截面流進(jìn)，從小截面流出大截面流進(jìn)，從小截面流出。對(duì)于一定的載荷對(duì)于一定的載荷F，必須使速度，必須使速度v，粘度，粘度及間隙匹配恰當(dāng)。及間隙匹配恰當(dāng)。停車時(shí)，軸頸沉在下部。開(kāi)始啟動(dòng)時(shí)，軸頸沿軸承孔內(nèi)壁向上爬。 當(dāng)轉(zhuǎn)速繼續(xù)增加時(shí)，楔形間隙內(nèi)形成的油膜壓力將軸頸推開(kāi)而與軸承脫離接觸，但此情況不能持久，因油膜內(nèi)各點(diǎn)壓力的合力有向左推動(dòng)軸頸的分力存在，因而軸頸繼續(xù)向左

13、移動(dòng)。 最后，當(dāng)達(dá)到機(jī)器的工作轉(zhuǎn)速時(shí)，軸頸則處于如圖所示位置。此時(shí)油膜內(nèi)各點(diǎn)的壓力，其垂直方向的合力與載荷F平衡，其水平方向的壓力，左右自行抵消。于是軸頸就穩(wěn)定在此平衡位置上旋轉(zhuǎn)。軸頸中心軸頸中心O1與軸承孔中心與軸承孔中心O不重合，不重合，O1O=e偏心距偏心距。 其他條件相同時(shí)，工作轉(zhuǎn)速越高，e值越小，即軸頸中心越接近軸承孔中心。OO1O1OO1OFFFO1FOpmaxed zzvxyOdyp d y d z d x d zd x( + d y ) d x d z( p + d x ) d y d z靜止件移動(dòng)件pxy假設(shè)：1）z向無(wú)限長(zhǎng)，潤(rùn)滑油在z向沒(méi)有流動(dòng)；2）壓力p不隨y值的大小而變

14、化，即同一油膜截面上壓力為常數(shù)；3）潤(rùn)滑油粘度不隨壓力而變化，并且忽略油層的重力和慣性；4）潤(rùn)滑油處于層流狀態(tài)。 在油膜中取出一微單元體，作用著油壓p和內(nèi)摩擦剪應(yīng)力。根據(jù)平衡條件，得0)()(dxdzdydzdppdxdzdpdydzdyddxdp 在油膜中取出一微單元體，作用著油壓p和內(nèi)摩擦剪應(yīng)力。根據(jù)平衡條件，得代入牛頓粘性流體定律： yu22dyuddxdp因此， 表明任意一點(diǎn)的油膜壓力表明任意一點(diǎn)的油膜壓力p沿沿x方向的變化率方向的變化率dp/dx與該點(diǎn)速度梯度（與該點(diǎn)速度梯度（y向）向）的導(dǎo)數(shù)有關(guān)。的導(dǎo)數(shù)有關(guān)。對(duì)y積分，此時(shí)根據(jù)假設(shè)（2）可認(rèn)為dp/dx是一常數(shù)，因此得21221Cy

15、Cydxdpuy=0時(shí)，u=v；y=h時(shí)，u=0，得積分常數(shù)C1、C2 vhhyhyydxdpu)(212 根據(jù)流體的連續(xù)性原理，流過(guò)不同街面的流量應(yīng)該是相等的，沿x方向，任一截面單位寬度的流量為 hvhdxdpudyQhx212130bb截面處速度圖形呈三角形分布，間隙厚度為h0，02hvQx306hhhvdxdpxhvzphzxphx6)()(33一維雷諾流體動(dòng)力潤(rùn)滑方程一維雷諾流體動(dòng)力潤(rùn)滑方程考慮沿z方向的流動(dòng)二維雷諾流體動(dòng)力潤(rùn)滑方程：二維雷諾流體動(dòng)力潤(rùn)滑方程：“”表示流量的方向與x方向相反。因流經(jīng)兩個(gè)截面上的流量相等，故當(dāng)h=h0時(shí)，dp/dx=0，p有極大值pmax，所以b點(diǎn)是對(duì)應(yīng)于

16、pmax處的特定點(diǎn)。必須是常量，所以速度梯度，即又dudydyuddxdp0022即bb截面處的速度圖形呈三角形分布一、一、承載量承載量eF、ahm a xO1O1rR02h0hm inh Apma x極 軸直徑間隙 dD半徑間隙 2/rR相對(duì)間隙 rd偏心距1OOe 偏心率 /ex 以軸心O為極點(diǎn)，OO1為極軸，對(duì)應(yīng)于任意極角的軸承油膜厚度h，可由AOO1應(yīng)用余弦定律求得cos)(2)(222hrehreR22sin)(Re解上式并略去微量)cos1 ()cos1 (rh306hhhvdxdp將 轉(zhuǎn)換為極坐標(biāo)形式，令dxrd，vr并將h0代入在油膜壓力最大處pmax的油膜厚度為)cos1 (

17、00h302)cos1 ()cos(cos6ddp將上式從油膜壓力起始角1倒任意角積分，可得極角為處的油膜壓力dp1302)cos1 ()cos(cos6dDFz=1Bd=1413=12 把所有p在外載荷方向的分量相加（積分），即可得單位寬度的油膜承載能力。 再把全寬度上的承載能力相加（積分），即可得總承載能力F。P2CdBF 考慮軸承有端泄，即兩端的油壓為，油壓沿寬度呈拋物線分布承載量系數(shù)承載量系數(shù)vBFdBFC222P與參數(shù)、寬徑比及軸承包角有關(guān)潤(rùn)滑油在軸承平均工作溫度下的動(dòng)力粘度，潤(rùn)滑油在軸承平均工作溫度下的動(dòng)力粘度，N s/m2軸承寬度，軸承寬度，m承載力，承載力，N軸的圓周速度，軸的

18、圓周速度，m/s承載量系數(shù)承載量系數(shù)二、二、最小油膜厚度最小油膜厚度hminerRhmineF、ahm a xO1O1rR02h0hm inh Apma x極 軸)1 (2 最小油膜厚度hmin應(yīng)保證軸承孔和軸徑表面的凸峰不能直接接觸。hminS（Rz1Rz2） 考慮到軸頸、軸承孔有制造誤差、軸有撓曲變形等不利因素而引入安全系數(shù)S，若滿足下列條件，則此軸承可實(shí)現(xiàn)液體摩擦。軸頸、軸瓦表面粗糙度的平均高度軸頸、軸瓦表面粗糙度的平均高度軸頸、軸瓦表面粗糙度的平均高度軸頸、軸瓦表面粗糙度的平均高度三、三、軸承潤(rùn)滑油的溫升軸承潤(rùn)滑油的溫升mztSKtQCfFv 當(dāng)滑動(dòng)軸承在液體摩擦狀態(tài)下工作時(shí)，仍然存在

19、著由于液體內(nèi)摩擦（粘性）而造成的摩擦功耗。這部分摩擦功轉(zhuǎn)化成熱量，引起軸承溫升。 軸承溫升使得油的粘度降低，間隙改變，巴氏合金軟化，甚至產(chǎn)生抱軸事故。因此設(shè)計(jì)時(shí)有必要研究軸承的熱平衡，以控制溫升。摩擦功產(chǎn)生的熱量摩擦功產(chǎn)生的熱量潤(rùn)滑油從軸承兩端泄漏而被帶潤(rùn)滑油從軸承兩端泄漏而被帶走走軸承殼體向周圍空氣散發(fā)軸承殼體向周圍空氣散發(fā)油膜的承載量，即載荷，油膜的承載量，即載荷，N軸頸的線速度，軸頸的線速度，m/s摩擦系數(shù)，由圖摩擦系數(shù)，由圖1522查得查得潤(rùn)滑油的比熱，一般為潤(rùn)滑油的比熱，一般為16802100J/（kg ）潤(rùn)滑油密度，通常為潤(rùn)滑油密度，通常為850900Jkg /m3端泄的總體積量，

20、端泄的總體積量，m3 /s軸承的散熱面積，軸承的散熱面積，m2軸承的散熱系數(shù)，約為軸承的散熱系數(shù)，約為50140J/m2s潤(rùn)滑油的出油溫度潤(rùn)滑油的出油溫度t2和進(jìn)油溫度和進(jìn)油溫度t1之差之差潤(rùn)滑油的平均溫度和外界環(huán)境溫度之差，潤(rùn)滑油的平均溫度和外界環(huán)境溫度之差， 對(duì)于利用油泵循環(huán)的供油系統(tǒng)，絕大部分熱量被端泄的潤(rùn)滑油帶走，相比之下，向周圍散發(fā)的熱量甚微，可略去不計(jì)。zQCfFvt平均溫度tm（t2t1 ）/2 ，21tttm22tttm一般進(jìn)油溫度t1控制在3545，不應(yīng)太低，否則外部冷卻困難。溫升t控制在1025。平均溫度tm控制在5055，設(shè)計(jì)時(shí)，潤(rùn)滑油年度是按平均溫度確定的。a) 若t1

21、(3545), 熱平衡易建立，則應(yīng)降低tm，再行計(jì)算。 b) 若t1(3545) ，不易達(dá)到熱平衡狀態(tài)降低粗糙度重新計(jì)算 c) t280易過(guò)熱失效，改變相對(duì)間隙和油的粘度重新計(jì)算 在軸承的承載區(qū)有液體的內(nèi)摩擦功耗，在非承載區(qū)也有液體的內(nèi)摩擦功耗，由下圖查得的f，是承載區(qū)的f1和非承載區(qū)f2之和。QzQz1Qz2在承載區(qū)有端泄，在非承載區(qū)也有端泄。承載區(qū)端泄Qz1由下圖查得；非承載區(qū)端泄)2(48132HGBEdpQsz8.07.06.04.05.02.03.01.000.30.40.50.60.70.80.91.0E、GEG2520151050.30.40.50.60.70.80.91.0B/d=0.5/f0.60.70.81.01.21.50.10.20.30.40.50.60.70.80.91.0vBdQz1B/d0.50.61.50.70.81.01.2多油楔滑動(dòng)軸承軸瓦的內(nèi)孔制成特殊形狀目的：目的： 產(chǎn)生多個(gè)油楔，形成多個(gè)動(dòng)壓油膜，提高軸承的工作穩(wěn)定性和旋轉(zhuǎn)精度。一、一、橢圓軸承橢圓軸承頂隙和側(cè)隙之比常制成12與單油楔圓軸承相比減少了頂隙在頂部也可形成動(dòng)壓油膜擴(kuò)大了側(cè)隙增加端泄油量Qz，降低軸承溫升 工作時(shí)，橢圓軸承中形成了上下兩個(gè)動(dòng)壓油膜，有助于提高穩(wěn)定性。 摩擦