滑動軸承計算

1、第十七章 滑動軸承基本要求及重點、難點滑動軸承的結構、類型、特點及軸瓦材料與結構。非液體摩擦軸承的計算。液體動壓形成原理及基本方程，液體動壓徑向滑動軸承的計算要點。多油楔動壓軸承簡介。潤滑劑與潤滑裝置。 基本要求:1) 了解滑動軸承的類型、特點及其應用。2) 掌握各類滑動軸承的結構特點。3) 了解對軸瓦材料的基本要求和常用軸瓦材料，了解軸瓦結構。4) 掌握非液體摩擦軸承的設計計算準則及其物理意義。5) 掌握液體動壓潤滑的基本概念、基本方程和油楔承載機理。6) 了解液體摩擦動壓徑向潤滑軸承的計算要點（工作過程、壓力曲線及需要進行哪些計算）。7) 了解多油楔軸承等其他動壓軸承的工作原理、特點及應用

2、。8) 了解滑動軸承采用的潤滑劑與潤滑裝置。重點：1) 軸瓦材料及其應用。2) 非液體摩擦滑動軸承的設計準則與方法。3) 液體動壓潤滑的基本方程及形成液體動壓潤滑的必要條件。難點：液體動壓潤滑的基本方程及形成液體動壓潤滑的必要條件。 主要內容：一：非液體潤滑軸承的設計計算。二：形成動壓油膜的必要條件。三：流體動壓向心滑動軸承的設計計算方法，參數(shù)選擇§17-1概述：滑動軸承是支撐軸承的零件或部件，軸頸與軸瓦面接觸，屬滑動摩擦。一 分類：1. 按承載方向 徑向軸承（向心軸承。普通軸承）只受.推力軸承： 只受組合軸承： ,.2. 按潤滑狀態(tài) 液體潤滑： 摩擦表面被一流體膜分開（1

3、.52.0以上）表面間 摩擦為液體分子間的摩擦 。例如汽輪機的主軸。 非液體潤滑：處于邊界摩擦及混合摩擦狀態(tài)下工作的軸承為非液體潤滑軸承。   關于摩擦 干： 不加任何潤滑劑。邊界：表面被吸附的邊界膜隔開，摩擦性質不取決于流體粘度，與邊界膜的表面的吸附性質有關。液體：表面被液體隔開,摩擦性質取決于流體內分子間粘性阻力。混合：處于上述的混合狀態(tài).相應的潤滑狀態(tài)稱邊界、液體、混合、 潤滑。3.液體潤滑按流體膜形成原理分：1） 流體動壓潤滑軸承：靠摩擦表面幾何形狀相對運動并借助粘性流體動力學作用產生力。平衡外載。2）流體靜壓潤滑軸承：靠外部提供壓力流體，借助流體靜壓力平

4、衡外載荷。但開始啟動時處于干摩擦，逐漸轉換的，表明滑動軸承摩擦狀態(tài)轉化過程滑動軸承摩擦特性曲線。由德國科學家Stribeck通過實驗做出的。3. 按潤滑材料分 液體潤滑軸承（油 、 水）氣體潤滑軸承（空氣、氦、氮）塑料體潤滑軸承（脂、半夜體金屬、）固體潤滑軸承 （、石墨，玻璃）自潤滑軸承（粉末冶金）二 ：主要特點：1.平穩(wěn)， 可靠， 噪音小，高旋轉精度2.承載力大，耐沖擊（油膜緩沖阻尼作用），用于高速3.啟動阻力大。§17-2 徑向滑動軸承的主要類型整體式:結構簡單，低速、載荷不大 , 間歇機器無法調間隙，軸頸只能從端部裝入。 剖分式 : 見教材P334圖17.1-17.2。

5、7;173滑動軸承材料：即軸瓦與軸承襯材料。一：對材料要求：1. 強度塑性 順應性 嵌藏性2. 磨合性減摩性 耐磨性磨合性 材料消除表面不平度而使軸瓦表面和軸頸表面相互吻合的性質減摩性：材料具有較低摩擦阻力的性質。耐磨性：材料具有抵抗磨粒磨損和膠合磨損的性質。3.良好的導熱性、工藝性 、經濟性。二：常用材料：1. 材料分類：金屬材料粉末冶金材料非金屬材料2. 常用材料簡介：1） 巴氏合金（軸承合金）、合金 ，以、為基礎，懸浮銻錫及銅錫的硬晶粒，均勻的分布于基體內，硬晶粒起抗磨作用軟基體則增加材料的塑性。2）軸承青銅：粉末冶金：金屬粉末加石墨高壓成型再經高溫燒制而成的多空隙結構材料。孔隙率占總體

6、積的15-35%，可預先浸滿油或脂，又稱含油軸承。3）塑料：耐水耐酸耐堿，但導熱性差耐塑性差。詳見p355表17.1§177 滑動軸承的條件性計算用于低速輕載不重要軸承，也用于流體潤滑的初算。非液體潤滑軸承計算缺乏系統(tǒng)理論，用一些條件性的驗算來進行計算。 失效形式：磨損（主要）無合適公式 膠合（次要） 點蝕（更次要）一、徑向軸承。1. 限制平均壓強P 即限制磨損失效。 (17.2) F- 軸承徑向載荷 -軸頸直徑及有效寬mm -許用比壓Mpa表17.4 P3422.限制值即限制膠合因發(fā)熱量有摩擦功率損失而來，與功率損失成正比，因而限制值就可以限制發(fā)熱量，進而限制了膠合。 發(fā)

7、熱量 式中f摩擦系數(shù)； F力（）； 速度 上式中B 、d一定，f一定，為變值、可控制此項即可限制膠合失效。 （17-3）3.限制滑動速度：有時由于安裝誤差或軸的彈性變形，使軸徑與軸承局部接觸，此時即使平均比壓較小，及皆小于許用值，但也可能由于軸頸圓周速度較高，而使軸承局部過度磨損或膠合。因此安裝精度較差、軸的彈性變形較大和軸承寬徑比較大時，還需驗算軸徑的圓周速度。 （17-4）材料的pv 及v見教材表17.4二、推力軸承（見教材P342頁，略）§178液體動壓潤滑的基本方程用潤滑油把摩擦表面完全分割開的摩擦成為液體摩擦，此時摩擦性質取決于潤獲的黏度，而與兩摩擦表面間的材料無關。一：潤

8、滑油粘度1.潤滑油在運動過程中產生內部摩擦阻力的性質叫粘性，粘性大小稱粘度。粘度是表征流體流動中內摩擦性能的。2.內摩擦阻力的計算：圖是為兩塊平行平板被一層不可壓縮的潤滑油隔開，下板靜止加壓力拖動上板，潤滑油做層流流動。沿y坐標軸油層將以不同速度u在移動。流動時內摩擦阻力阻止層流流動，此力稱流體內摩擦阻力。 關于內摩擦阻力的大?。核俣?位置 速度梯度，即速度在垂直方向上的變化率。 由理論分析及試驗結果剪應力與速度梯度成正比。因方向取負，負號表示隨的增大而減小，當溫度、壓力一定時，為一常數(shù)稱為動力粘度。上述方程稱牛頓方程或流體內摩擦定律2. 粘度單位1） 動力粘度（絕對粘度）：單位為動力學單位，

9、稱動力粘度。國際單位（工程單位）：巴斯（）長寬高各為1m的液體如使兩平行面a .b發(fā)生1m/s相對滑動速度所需的力為1N.這樣的液體粘度為物理單位 泊或2） 運動粘度動力粘度與同溫度下該液體的密度的比值稱運動粘度。國際單位：物理單位：斯（Stock）,蒸餾水在20.3攝氏度時運動粘度為1新標準規(guī)定機械油牌號為40攝氏度時運動粘度的厘斯數(shù)，溫度上升，粘度下降;壓力升高，粘度上升，超過100Mpa時壓力升高，粘度明顯增加。二：流體動壓潤滑的形成（潤滑油是怎樣起作用的，壓力如何產生的）（a） 如圖17.14.b所示：板b靜止，板a以速度v向右移動，板上無載荷，液體速度圖呈三角形分布，板ab間帶進油量

10、等于帶出油量，板間油量保持不變，板a不會下沉。（b） 板a承載，油向兩側溢出，于是板a下沉，不能承載。（c） 如圖17.14 a所示，ab板不平行，板間隙沿運動方向由大到小呈收斂的楔形，板a 承受載荷P。板a運動使兩端流體速度圖似乎應如虛線所示的三角形分布。如此進油多出油少，由于實際上液體不可壓縮，必將在間隙內擁擠形成壓力，迫使進口端的速度圖向內凹，出口端速度圖形向外凸，使進口油量等與出口帶出的油量。間隙內液體形成壓力，即由向上的壓力與外載荷平衡，說明在間隙內形成了動壓油膜。歸納起來：獲得流體動壓潤滑的必要條件是：1） 相對運動兩表面間，必須有沿運動方向由大變小的楔形間隙；2） 兩表面必須有一

11、定的相對速度3） 潤滑油有一定粘度，且供油充足。 進一步觀察徑向軸承形成動壓油膜的過程：（1） 如圖17.16 a所示，制造時軸承孔直徑D大于軸徑d，二者之差稱直徑間隙。靜止時軸處于軸承孔最下方穩(wěn)定位置。（2） 軸徑開始轉動時，軸承與軸徑為金屬相接觸，為金屬間直接相摩擦。軸承對軸徑的摩擦力方向與軸徑表面圓周速度方向相反，迫使軸徑向左移動而偏移。如圖17.16 b所示（3） 當軸徑速度繼續(xù)增加時，楔形間隙內形成的油膜將軸徑推開而與軸承脫離接觸，但此情況不持久，因為油膜內各點內壓力的合力有向右推動軸徑的分力存在，因而軸徑向右移動。（4） 隨轉速的增大，軸徑表面圓周速度增大，帶入油楔內油量逐漸加多，

12、則金屬接觸面被潤滑油分隔開的面積增大，因而摩擦阻力下降。于是軸徑又向右下方移動（油膜內各點壓力的合力有向右推動軸徑的分力存在）。當轉速增加到一定大小達到工作轉速時，已形成足夠油量將金屬接觸面分開，軸承開始按液體摩擦狀態(tài)工作。油壓如何計算？通過雷諾方程解決。三：流體動壓潤滑的基本方程-雷諾方程如圖17.13所示兩剛體被潤滑油分開，移動件以速度v沿x方向移動，另一剛體靜止不動。 假設：  1. z方向無窮大，（潤滑油在此方向不流動）；2. 潤滑油做層流流動，油不可壓縮；3. 潤滑油粘度不隨溫度壓力變化；4. 忽略油層重力和慣性；5. 由于工作表面吸附牢固，表面油分子隨

13、工作表面一同運動或靜止。 取單元微體分析，p為單位壓力。因沿z方向不流動，因而前后面壓強相等。作用于微元體兩側壓力及作用于微元體上下兩面壓力為及分析x 方向受力，因為等速運動，所以受力平衡：代入牛頓定律得：得 反過來分析一下平行板的情況：如圖，速度分布為三角形 ， 即不能產生壓力來支撐外載荷（平行油膜各處油壓差等于入口及出口的油壓）。上式積分：再積分：利用邊界條件，當y=0時（移動件）得=當時（靜止件）得導出： 將、代入原式得利用潤滑油連續(xù)流動的關系得出任一剖面沿x方向單位寬度流量： 導出： =u（速度）x截面積=dz=udy（因為單位寬，所以dz=1） = =Vh （a）

14、設以表示油膜中油壓最大處的間隙（=0）此截面上 （b） 而式（a）應等于式（b） （因為流量必相等）= (77）此為一維雷諾流體動壓潤滑方程，是計算流體動壓潤滑的基本方程，從公式可看出油壓變化與粘度、速度、間隙有關，利用此公式可求出油膜上各點壓力P ，根據(jù)油壓分布可算出油膜承載能力。 下面利用一維雷諾方程分析壓力沿x方向曲線分布及理由：      （）分析：在ab段：h>>0（壓力沿x方向增加）（速度分布曲線凹） （因為二階導數(shù)>0有極小值。）在bc段：h<h0（速度分布曲線凸）（因為二階導數(shù)<0有極大值。），壓力

15、沿x方向逐漸降低。在b點：=0 壓力達最大值,在AC段：由于油膜各點沿X方向的油壓都大于入口和出口的油壓，因而能承受一定外載荷。設計時將一維雷諾方程轉換成極坐標（因軸承為圓柱形），經積分等得出任一位置壓力計算式及承壓區(qū)段長（壓力油膜長）。載荷P、速度V已知，、為選定求.實際上也可以將軸瓦做成多油楔的，（軸只能沿一個方向移動）。對一維雷諾方程整理并對X取偏導數(shù)得： （17.8）若再考慮潤滑油沿z向流動，則 （17.9） 式17.9為二維雷諾動力潤滑方程式，是計算液體動壓軸承的基本公式。  § 179液體動力潤滑徑向軸承的計算：一，幾何計算 半徑間隙： R軸承孔半徑

16、r 為 軸頸半徑相對間隙： 偏心距： 偏心率：  最小油膜厚度： （17.12）軸頸中心與軸承孔中心的連線與任意角 處的油膜厚度為： （17.13）（導出：因為很小，所以 二，承載能力和索氏數(shù)：軸承包角 ：即軸瓦連續(xù)包圍軸頸所對應的角度承載油膜角（）：壓力油膜本應到hmin處結束，因為再往右不會形成動壓油膜，但實際上壓力油膜還拖長一段至G。偏位角：外載荷F作用線和之夾角油膜角：從至任意油膜處的角，分別為壓力油膜起、止點角坐標，為油膜壓力為最大處的油膜角。利用一維雷諾方程計算油膜承載能力：=壓力最大處油膜厚度為 將一維雷諾方程改為極坐標形式： 再將、值代入，將代入=，即=將上式積分，可

17、得任意角處的油膜壓力：在至區(qū)間，沿外載荷方向單位寬度的油膜力為：將上式乘以軸承寬度B,代入r=d/2,得有限寬度軸承不考慮端泄時的油膜承載力F，經整理得： 上式右端之值稱索氏數(shù)，索氏數(shù)是軸承包角和偏心率的函數(shù)，無量綱數(shù)群單位為 FN；B，Dm，Pa·s ，-rad/s調整各參數(shù)間的關系，例如：在允許的情況下減小，增大，將使F增大。但由于端泄，實際承載力比上式低，因此在實際計算中，常采用二維雷諾動力潤滑方程式的數(shù)值解提供的線圖進行計算。圖17.18（P348）給出軸承包角和120度時，曲線。此時，索氏數(shù)為軸承包角，偏心率和寬徑比B/d的函數(shù)。B/d減小，端泄增大，s0減小。其

18、他參考數(shù)相同時，減小，承載力減小。對B/d一定時增大，增大，承載力增大，但hmin很小，為安全運轉，必滿足三，流量計算：軸承的體積流量可按下式計算： 式中， 無量綱體積流量，是、B/d、函數(shù)，查圖17.19（P350）四，動耗計算徑向軸承在承載區(qū)的摩擦動耗為： W （17.16）式中：=摩擦特性系數(shù)，是、B/d、的函數(shù)，查圖17.20（P351）五，熱平衡計算：摩擦力轉化為熱量，一部分被潤滑油帶走，一部分使軸承座及周圍空氣升溫。所以控制油溫及軸承溫度許用值。單位時間摩擦熱=流動油帶走的熱量及軸承散發(fā)之熱。式中：潤滑油體積流量軸承的摩擦系數(shù)    潤滑油的溫升，流入及流出間隙的溫差。油的比熱