第十二章滑動軸承

1、第十二章 滑動軸承 121 概述 滑動軸承、滾動軸承 一、滑動軸承類型 徑向軸承（向心軸承）（受Fr）止推軸承（推力軸承）（受Fa） 按承載：按潤滑狀態(tài)：流體潤滑軸承、非流體潤滑軸承、無潤滑軸承 二、滑動軸承的特點 三、應(yīng)用122 徑向滑動軸承的主要類型 一、整體式徑向滑動軸承 特點：1）結(jié)構(gòu)簡單、成本低 2）軸套磨損后，間隙無法調(diào)整 3）裝拆不便（只能從軸端裝拆）適于低速、輕載或間隙工作的機器。如圖，由軸承座、整體軸套、油孔等組成二、剖分式徑向滑動軸承 三、自動調(diào)心式 四、調(diào)隙式徑向滑動軸承 圖例123 滑動軸承的材料及軸瓦結(jié)構(gòu) 一、滑動軸承的材料 主要失效形式：磨損和膠合、疲勞破壞 1、對

2、軸承材料的要求 2、常用材料 金屬材料： 1）鑄鐵 2）軸承合金 3）銅合金 4）鋁基合金 5）多孔質(zhì)金屬材料（粉末冶金） 非金屬材料塑料、橡膠 二、軸瓦結(jié)構(gòu) 1、軸瓦的形式與結(jié)構(gòu) 剖分式軸瓦2、油孔、油槽和油室 整體式軸瓦 油孔、油槽開設(shè)原則 ：1、潤滑油應(yīng)從油膜壓力最小處輸入軸承 2、油槽（溝）開在非承載區(qū)，否則會降低油膜的承載能力 3、油槽軸向不能開通，以免油從油槽端部大量流失 4、水平安裝軸承油槽開半周，不要延伸到承載區(qū)，全周油槽應(yīng)開在靠近軸承端部處。124 滑動軸承的潤滑 一、潤滑劑的選擇 工作載荷、相對滑動速度、工作溫度和特殊工作環(huán)境 1、潤滑油 （1）壓力大、溫度高、載荷沖擊變動

3、大 粘度大的潤滑油 （2）滑動速度大 粘度較低的潤滑油 （3）粗糙或未經(jīng)跑合的表面 粘度較高的潤滑油 2、潤滑脂 3、固體潤滑劑 二、潤滑方法 1、油潤滑 連續(xù)供油: 間歇供油:油壺或油槍1) 滴油潤滑 2) 繩芯潤滑3) 油環(huán)潤滑 4) 浸油潤滑 5) 飛濺潤滑 6) 壓力循環(huán)潤滑 2、脂潤滑 旋蓋式油脂杯、黃油槍 125 非全液體潤滑滑動軸承的計算 維持邊界油膜不受破壞 一、徑向滑動軸承 1、限制平均比壓P 目的：避免在載荷作用下潤滑油被完全擠出 pdBFp2、限制軸承的p、v值 目的：限制pv是控制軸承溫升，避免邊界膜的破裂 19100100060vpBFndndBFvp3、限制滑動速度

4、v 目的：當p較小時，避免由于v過高而引起軸瓦加速磨損 100060vdnv二、推力滑動軸承 限制軸承平均比壓p和pvm值 126 液體動力潤滑徑向滑動軸承的設(shè)計計算 一、流體動力潤滑基本方程 前后向壓力dxxppdyy上下面剪切應(yīng)力p由x方向的力平衡條件，得 yxp代入牛頓粘性流體定律： yu22yuxp21221cycyxpuy=0 時，u=v ； y=h 時，u=0， 得積分常數(shù)c1、c2 xpyhyhyhvu2)()(不計側(cè)漏，沿x方向，任一截面單位寬度的流量為 301212hxphvudyqhxp=pmax處油膜厚度為h0，流量：02hvqx3012122hxphvhv306hhhv

5、xpxhvxphx6)(3xhvzphzxphx6)()(33一維雷諾流體動力潤滑方程對x取偏導(dǎo)數(shù)：考慮沿Z方向的流動：二維雷諾流體動力潤滑方程：二、油楔承載機理 306hhhvxp油壓的變化：潤滑油的粘度、 表面滑動速度、油膜厚度全部油膜壓力之和即為油膜的承載能力兩滑動表面平行。平行油膜各處油壓與入口、出口處相等，不能產(chǎn)生高于外面壓力的油壓支承外載。 油膜呈收斂楔形，油楔內(nèi)各處油壓都大于入口和出口處的壓力，產(chǎn)生正壓力以支承外載形成流體動力潤滑的必要條件是 （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)櫥瑥拇罂诹鬟M，小口流出。

6、 （3）潤滑油必須有一定的粘度，供油要充分。 三、液體動力潤滑狀態(tài)的建立過程 1、起動時2、不穩(wěn)定運轉(zhuǎn)階段 3、穩(wěn)定運轉(zhuǎn)階段 四、徑向滑動軸承的幾何關(guān)系和承載能力 1、幾何關(guān)系 直徑間隙： dD半徑間隙： rR相對間隙： rd偏心距： 1ooe 偏心率： /ex 根據(jù)余弦定律可得 1AOO)cos1 ()cos1 (xrxh任意位置的油膜厚度 1）壓力最大處油膜厚度2）油膜最小厚度hmin 2、油膜承載能力 極坐標形式的雷諾方程),(fddp從壓力區(qū)起始角 至任意角 進行積分，得任意角處的壓力 1再求壓力在外載荷方向上的分量 yp將上式在壓力區(qū)內(nèi)積分（求和），得到軸承單位寬度上的油膜承載能力

7、引入修正系數(shù)A，考慮端泄的影響 221BZAppyy2/2/BBydZpF油膜能承受的載荷 2/2/32122116BBdZfdfdfrFCdBF2 2/2/3212113BBFdZfdfdfBCCF承載量系數(shù) 表12-4hmin越小（x越大），B/d越大，CF越大，軸承的承載能力F越大。3、最小油膜厚度hmin hmin不能小于軸頸與軸瓦表面微觀不平度之和 )(21minZZRRSh上式與流體動力潤滑的三個基本條件 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 由牛頓粘性定律可得油層中摩擦力 dBFf摩擦系數(shù)： pnFFff30255. 0pf摩擦功耗引起軸承單位時間

8、內(nèi)的發(fā)熱量 H= f FV 2、軸承耗油量 = 承載區(qū)端泄流量Q1 + 非承載區(qū)端泄流量Q2 + 軸瓦供油槽兩端流出的附加流量 Q3進入軸承的潤滑油總流量Q Q13、軸承溫升 （1）粘度間隙改變，使軸承的承載能力下降（2）會使金屬軟化發(fā)生抱軸事故摩擦產(chǎn)生的熱量H = 端泄?jié)櫥退鶐ё邿崃縃1 + 軸承散發(fā)熱量H2熱平衡條件：單位時間內(nèi))()()(12CvBdQcPftttS潤滑油平均溫度tm21tttm為保證承載要求tm(3545), 熱平衡易建立，則應(yīng)降低tm，再行計算。 b) 若t180易過熱失效，改變相對間隙和油的粘度重新計算六、軸承參數(shù)選擇 1、軸承的平均比壓 BdFP/表12-1、表12-22、寬徑比