滑動軸承2宋寶玉版ppt課件

1、第十二章第十二章 滑動軸承滑動軸承(2)(2)12-5 12-5 液體動壓構成原理及根本方程液體動壓構成原理及根本方程液體摩擦軸承分為液體摩擦軸承分為:流體動壓軸承流體動壓軸承流體靜壓軸承流體靜壓軸承徑向軸承徑向軸承推力軸承推力軸承軸頸和軸承兩相軸頸和軸承兩相對運動外表間完對運動外表間完全被一層油膜所全被一層油膜所分開分開靠本身的條件產生動壓油膜靠本身的條件產生動壓油膜靠外部的條件產生壓力油膜靠外部的條件產生壓力油膜 構成液體動壓力必需滿足一定條件，這些條件是什么？正構成液體動壓力必需滿足一定條件，這些條件是什么？正是我們這次課討論的主要問題之一。是我們這次課討論的主要問題之一。液體動壓滑動軸

2、承計算模型軸瓦軸瓦軸頸軸頸一、流體動壓光滑構成原理一、流體動壓光滑構成原理1.1.根本假設根本假設(1)(1)兩板間流體作層流運動兩板間流體作層流運動; ;(2)(2)兩板間流體是牛頓流體兩板間流體是牛頓流體, ,其粘度只隨溫度的變化而改動其粘度只隨溫度的變化而改動, ,忽略忽略壓力對粘度的影響壓力對粘度的影響, ,而且流體是不可緊縮的而且流體是不可緊縮的; ;(3)(3)與兩板與兩板MM、N N相接觸的流體層與板間無滑動出現(xiàn)相接觸的流體層與板間無滑動出現(xiàn); ;4 4流體的重力和流動過程中產生的慣性力可以略去流體的重力和流動過程中產生的慣性力可以略去; ;5 5由于間隙很小，壓力沿由于間隙很小

3、，壓力沿y y方向大小不變方向大小不變; ;壓力僅為壓力僅為x x的函數(shù)的函數(shù)6 6平板沿平板沿Z Z方向無限長，所以流體沿方向無限長，所以流體沿Z Z方向無流動。方向無流動。2.2.流體動壓力的構成及承載原理流體動壓力的構成及承載原理圖圖121212 12 傾斜板間粘性流體的流動傾斜板間粘性流體的流動左面壓強：左面壓強：右面壓強：右面壓強：上面剪力：上面剪力：下面剪力：下面剪力：dydzdxxpp)(pdydzdxdzdxdzdyy)( 從層流運動的油從層流運動的油膜中取一微單元體膜中取一微單元體進展分析其邊長為進展分析其邊長為dxdx，dydy，dzdz。沿沿x x方向力平衡條件：方向力平

4、衡條件：22dpddxdy此式闡明壓力沿此式闡明壓力沿x x方向的變化率與速度梯度方向的變化率與速度梯度沿沿y y方向的變化率成正比。方向的變化率成正比。0)()(dxdzdyydydzdxxppdxdzpdydzdyddxdpyxpdyd12-6dxdpdyd122212)(21CyCydxdp0, , ,0hyVyhyhVyhydxdp)(212 2求流量求流量邊境條件：邊境條件：301212hdxdphVQdyQh變方式變方式12126 6速度流量速度流量壓力流量壓力流量剪切流剪切流沿沿x x壓力流壓力流1 1求速度求速度0021VhQ 當壓力獲得極大值時，當壓力獲得極大值時，dp/dx

5、=0,dp/dx=0,設此處間隙為設此處間隙為h0h0：各截面流量必需相等：各截面流量必需相等：301212121hdxdpVhVh036dphhVdxh利用流量延續(xù)條件：利用流量延續(xù)條件：12-7036dphhVdxh即為一維流體動壓根本方程，也叫一維雷諾方程在即為一維流體動壓根本方程，也叫一維雷諾方程在18861886年年由雷諾導出。它描畫了流體壓力的變化率與流體的粘度、流由雷諾導出。它描畫了流體壓力的變化率與流體的粘度、流動速度和間隙之間的關系，是流體動壓滑動軸承設計的實際根動速度和間隙之間的關系，是流體動壓滑動軸承設計的實際根據(jù)。據(jù)。二、流體動壓根本方程二、流體動壓根本方程構成流體動壓

6、的條件構成流體動壓的條件構成流體動壓的必要條件構成流體動壓的必要條件(1) (1) 流體必需流經收斂間隙流體必需流經收斂間隙, ,而且而且間隙傾角越大那么產生的油膜間隙傾角越大那么產生的油膜壓力越大；壓力越大；(2) (2) 流體必需有足夠的速度；流體必需有足夠的速度；(3) (3) 流體必需是粘性流體。流體必需是粘性流體。流體動壓力的構成和壓力油膜承載原理流體動壓力的構成和壓力油膜承載原理1維持流量相等，維持流量相等，導致出、入口速度分導致出、入口速度分布變化：出口外凸，布變化：出口外凸，入口內凹。入口內凹。2速度變化導致壓速度變化導致壓力變化：從入口力變化：從入口AA到到BB截面，壓力為截

7、面，壓力為遞增；從遞增；從BB 到出口到出口CC截面，壓力為遞截面，壓力為遞減。減。3BB截面速度線性截面速度線性變化，壓力到達最大變化，壓力到達最大值。值。1 1流體動壓力：靠運動外表帶動粘性流體以足夠的速流體動壓力：靠運動外表帶動粘性流體以足夠的速度流經收斂形間隙時度流經收斂形間隙時, ,流體內所產生壓力叫流體動壓力。流體內所產生壓力叫流體動壓力。2流體動壓油膜：間隙內具有動壓力的油層稱為流流體動壓油膜：間隙內具有動壓力的油層稱為流體動壓油膜體動壓油膜動壓承載原理討論1 1MM平行于平行于N N板，那么板，那么沿沿X X方向處處方向處處dp/dx=0,dp/dx=0,壓壓力無變化，兩端為力

8、無變化，兩端為0 0，間，間隙內個點也為隙內個點也為0 0，不能承，不能承載；載；2 2如如MM與與N N板構成發(fā)散板構成發(fā)散間隙，流體流動不延續(xù)，間隙，流體流動不延續(xù)，間隙內構成負壓，沒有動間隙內構成負壓，沒有動壓力，不能承載。壓力，不能承載。液體動壓徑向滑動軸承任務過程12-6 12-6 液體動壓徑向滑動軸承的計算液體動壓徑向滑動軸承的計算一、徑向滑動軸承的任務過程一、徑向滑動軸承的任務過程處于邊境摩處于邊境摩擦，摩擦力擦，摩擦力使軸向右偏使軸向右偏處于液體摩處于液體摩擦，動壓力擦，動壓力使軸向左偏使軸向左偏軸與瓦間隙軸與瓦間隙配合具備構配合具備構成液體動壓成液體動壓幾何條件幾何條件二、幾

9、何參數(shù)及其根本方程的方式二、幾何參數(shù)及其根本方程的方式;Ddmm、 -分別為軸承孔和軸頸的直徑,徑向滑動軸承的幾何參數(shù)如下：徑向滑動軸承的幾何參數(shù)如下：,Ddmm 直徑間隙,CRrmm 半徑間隙Rrmm、 分別為軸承孔和軸頸的半徑，Lmm軸承長度，/L d軸承長徑比/C r相對間隙eOOmm偏心距，/e C相對偏心距（偏心率）hmm沿圓周方向任一位置的間隙（油膜厚度），0hmm對應最大壓力處的油膜厚度,minhmm最小油膜厚度，滑動軸承的幾何參數(shù)和壓力曲線包角滑動軸承的幾何參數(shù)和壓力曲線包角180oa1min(1)(1)hCr)cos1 ()cos1 (00ChCh極軸的初始位置極軸的初始位置

10、極軸與外載荷的夾角極軸與外載荷的夾角dPy幾個定義幾個定義起始角：壓力油膜起始的角度起始角：壓力油膜起始的角度11終止角：壓力油膜終止的角度終止角：壓力油膜終止的角度22油膜角：壓力油膜范圍對應的角度油膜角：壓力油膜范圍對應的角度1122承載區(qū)：從壓力油膜的起始角到終止角的范圍。承載區(qū)：從壓力油膜的起始角到終止角的范圍。 承載區(qū)的壓力大于零，其他為非承載區(qū)，壓力承載區(qū)的壓力大于零，其他為非承載區(qū)，壓力為零。為零。 承載區(qū)的大小與油的粘度、軸頸速度、外載荷承載區(qū)的大小與油的粘度、軸頸速度、外載荷大小等要素有關大小等要素有關包角：軸頸被延續(xù)的軸瓦圓弧包圍的部分所對應的圓包角：軸頸被延續(xù)的軸瓦圓弧包

11、圍的部分所對應的圓心角。心角。 包角用包角用 表示。對油膜力有一定影響。表示。對油膜力有一定影響。 油膜角油膜角112 2 只為包角只為包角 的一部分。的一部分。動壓徑向滑動軸承的根本方程動壓徑向滑動軸承的根本方程0036dphhhhdxVdxh將 、 、代入，整理得032coscos161cosdpVdr三、徑向滑動軸承的承載系數(shù)和最小油膜厚度計算三、徑向滑動軸承的承載系數(shù)和最小油膜厚度計算最小油膜厚度是軸承穩(wěn)定任務的重要標志之一，影響最小油最小油膜厚度是軸承穩(wěn)定任務的重要標志之一，影響最小油膜厚度的要素很多，可以用一個表示這些要素綜合影響的無膜厚度的要素很多，可以用一個表示這些要素綜合影響

12、的無量綱數(shù)量綱數(shù)承載量系數(shù)表示，為此，必需先求出垂直方向油承載量系數(shù)表示，為此，必需先求出垂直方向油膜力的值：對膜力的值：對12-8積分整理得沿垂直方向的總油膜力積分整理得沿垂直方向的總油膜力12-8dxrd211032coscos6cos1cosaLVLPddkLk 端泄系數(shù)，考慮端泄使油膜壓力降低的系數(shù)032coscos161cosdpVdr12-8對上式積分整理，得沿垂直方向的總油膜力：對上式積分整理，得沿垂直方向的總油膜力：211032coscos6cos1cosaLVLPddkdrp1302)cos1 ()cos(cos6在軸承單位長度微小面積在軸承單位長度微小面積 上的油膜力：上的

13、油膜力：力：力： ，此力作用在軸頸上，指向軸心，此力作用在軸頸上，指向軸心O。它的垂直分量為：它的垂直分量為：)(cos(1ayrdpdPp1dr1 drpdP12-912-10a12-10b是是 角處一點上的壓強角處一點上的壓強2rFV LFC12-10由式由式12-1012-10可得可得22rrFFFCL VV12-11軸承穩(wěn)定任務時軸承穩(wěn)定任務時, ,外載荷外載荷 rF和總油膜力的垂直分量和總油膜力的垂直分量P P 相平衡相平衡, ,即即 CF CF 稱為軸承的承載量系數(shù)，它是軸承相對偏心距稱為軸承的承載量系數(shù)，它是軸承相對偏心距 、包角包角 和長徑比和長徑比L/dL/d的函數(shù)。包角一定

14、時，只與的函數(shù)。包角一定時，只與 和和L/dL/d有關。有關。液體動壓徑向滑動軸承設計思緒液體動壓徑向滑動軸承設計思緒22rrFFFCL VV先根據(jù)選定的幾何參數(shù)、外載荷等條件用式先根據(jù)選定的幾何參數(shù)、外載荷等條件用式(12-11)(12-11)計算計算CF,CF, 再由下式計算得再由下式計算得 hmin hmin。然后由滑動軸承然后由滑動軸承CFCF 圖查得圖查得 min(1)(1)hCr實現(xiàn)液體摩擦的充分條件 最小油膜厚度必需滿足最小油膜厚度必需滿足minmin12(),hhKmm1m軸瓦表面的不平度，2m軸頸表面的不平度，minhm保證液體摩擦的最小油膜厚度許用值，K考慮表面幾何形狀誤差

15、、軸的彎曲變形2K 和安裝誤差的可靠性系數(shù)，通常取 實現(xiàn)液體摩擦的充分條件是保證最小油膜厚度處實現(xiàn)液體摩擦的充分條件是保證最小油膜厚度處的外表不平度頂峰不直接接觸，因此的外表不平度頂峰不直接接觸，因此軸瓦和軸徑的外表不平度與加工方法有關，參照表軸瓦和軸徑的外表不平度與加工方法有關，參照表12.412.4確定。確定。四、滑動軸承的熱平衡計算在熱平衡形狀，對于非壓力供油的徑向滑動軸承有在熱平衡形狀，對于非壓力供油的徑向滑動軸承有00risifFVc Q ttKA tt潤滑油的密度c潤滑油的比熱sK 軸承體的散熱系數(shù)A軸承體散熱面積0t 潤滑油的出口溫度it 潤滑油的入口溫度外界空氣散熱外界空氣散熱

16、油流動散熱油流動散熱Q光滑油的流量摩擦發(fā)熱量摩擦發(fā)熱量 液體摩擦依然有液體摩擦依然有摩擦功耗，可使軸摩擦功耗，可使軸承光滑油溫度升高，承光滑油溫度升高，發(fā)熱，粘度下降，發(fā)熱，粘度下降，能夠導致軸承不能能夠導致軸承不能正常任務，嚴重時正常任務，嚴重時出現(xiàn)抱軸燒瓦事故，出現(xiàn)抱軸燒瓦事故，要進展熱平衡計算，要進展熱平衡計算，限制溫升不超越許限制溫升不超越許用值。用值。0,ittt 令由上式可得fssQfpCpQKKcc CVdLVVt=m由溫升 t和平均溫度t 可得QVdLQC軸承的流量系數(shù)非摩擦系數(shù)，但表征摩擦系數(shù)大小非摩擦系數(shù)，但表征摩擦系數(shù)大小12-14式式12-14只計算出平均溫差，求承載才

17、干時需求平均溫度下的粘只計算出平均溫差，求承載才干時需求平均溫度下的粘度，要計算平均溫度度，要計算平均溫度tm tm =ti+t/2選油時粘度對應溫選油時粘度對應溫度度,50oC入口入口ti和出口和出口to溫度溫度2imttt 30-40oC2mttt0 60-70oC五、耗油量和摩擦功率五、耗油量和摩擦功率1耗油量3,/QQCL d V ms2摩擦功率frPf F VW六、滑動軸承設計義務及主要參數(shù)選擇六、滑動軸承設計義務及主要參數(shù)選擇設計中知條件通常是：設計中知條件通常是：作用在軸頸上的徑向載荷作用在軸頸上的徑向載荷 ，軸頸直徑，軸頸直徑 和軸的轉速和軸的轉速 ，以及軸承的任務條件等。以及

18、軸承的任務條件等。軸承的設計計算義務選擇適宜的參數(shù)，使軸承的最小油膜軸承的設計計算義務選擇適宜的參數(shù)，使軸承的最小油膜厚度厚度 滿足式滿足式12-1212-12，使溫升，使溫升 在規(guī)定的在規(guī)定的范圍范圍rFdnminht值得留意的是：要包含非液體摩擦形狀計算值得留意的是：要包含非液體摩擦形狀計算1.1.選擇軸承長頸比選擇軸承長頸比L/dL/d，L/d= 0.51.5,(L/d= 0.51.5,(表表12.5)12.5)2.2.選擇相對間隙選擇相對間隙 和軸承的配合和軸承的配合根據(jù)根據(jù) 的閱歷公式的閱歷公式 3. 3.選擇光滑油及其粘度選擇光滑油及其粘度( (表表12.6)12.6)4.4.確定

19、最小油膜厚度許用值確定最小油膜厚度許用值)1 (min2rhCVLFCFrFf相對間隙相對間隙摩擦系數(shù)摩擦系數(shù) L/d L/d大最小油膜厚度大承載才干大大最小油膜厚度大承載才干大 光滑油流量減小溫升添加承載才干減小光滑油流量減小溫升添加承載才干減小選擇要適宜保證足夠的最小油膜厚度，又不使溫升過高，選擇要適宜保證足夠的最小油膜厚度，又不使溫升過高，同時確保壓強不超越許用值。參見表同時確保壓強不超越許用值。參見表12.512.5高速軸承取小值，低速軸承取大值；高速軸承取小值，低速軸承取大值；過大過大L/dL/d的軸承，采用調心構造參見圖片。的軸承，采用調心構造參見圖片。相對間隙相對間隙 和軸承配合

20、的選擇和軸承配合的選擇 相對間隙相對間隙 增大油流量加大溫升下降摩擦功降低增大油流量加大溫升下降摩擦功降低 相對間隙相對間隙 增大承載量系數(shù)增大承載量系數(shù)CFCF增大增大 添加最小油膜添加最小油膜厚度減小厚度減小 相對間隙相對間隙 增大半徑間隙增大半徑間隙C C增大最小油膜厚度添加增大最小油膜厚度添加 因此，相對間隙因此，相對間隙 在一定范圍內添加時最小油膜厚度在一定范圍內添加時最小油膜厚度添加，超越這個范圍在添加，那么最小油膜厚度將減小添加，超越這個范圍在添加，那么最小油膜厚度將減小L/dL/d選擇：選擇：主要參數(shù)及其選擇主要參數(shù)及其選擇軸承的配合是按間隙選擇軸承的配合是按間隙選擇間隙的限制

21、導致滑動軸承不能采用基孔基軸制，多采用混間隙的限制導致滑動軸承不能采用基孔基軸制，多采用混合配合。選定配合后：合配合。選定配合后：按大間隙計算最小油膜厚度間隙太大最小油膜厚度下降。按大間隙計算最小油膜厚度間隙太大最小油膜厚度下降。按小間隙進展熱平衡計算使溫升在允許范圍按小間隙進展熱平衡計算使溫升在允許范圍光滑油的選擇及粘度確實定光滑油的選擇及粘度確實定粘度大最小油膜厚度大承載才干大粘度大最小油膜厚度大承載才干大粘度大油摩擦發(fā)熱大軸承溫升大承載才干下降粘度大油摩擦發(fā)熱大軸承溫升大承載才干下降載荷大時選高粘度油，速度高時選低粘度的油。參見表載荷大時選高粘度油，速度高時選低粘度的油。參見表12.61

22、2.6設計時，最小油膜不滿足要求時，可選用高粘度的光滑油。設計時，最小油膜不滿足要求時，可選用高粘度的光滑油。最小油膜厚度許用值確實定最小油膜厚度許用值確實定主要根據(jù)軸瓦和軸頸的外表粗糙度選擇。式主要根據(jù)軸瓦和軸頸的外表粗糙度選擇。式12-1212-12，表，表12.412.4粗糙度選擇時要思索需求和經濟性粗糙度選擇時要思索需求和經濟性七、滑動軸承摩擦特性曲線 滑動軸承任務光陰滑油的內摩擦力與軸承的特性系滑動軸承任務光陰滑油的內摩擦力與軸承的特性系數(shù)數(shù)V/pV/p有關，這個系數(shù)稱為索莫非爾數(shù)索氏數(shù)有關，這個系數(shù)稱為索莫非爾數(shù)索氏數(shù)SommerfeldSommerfeld，其值不同，軸承所處的摩

23、擦形狀不同，其值不同，軸承所處的摩擦形狀不同，摩擦系數(shù)也變化。摩擦系數(shù)也變化。 1886 1886年年ReynoldReynold提出雷提出雷諾方程，諾方程，2020世紀初世紀初StribeckStribeck做了大量的實驗，做了大量的實驗，SommerfeldSommerfeld巧妙的將實巧妙的將實驗和實際結合，建立了摩驗和實際結合，建立了摩擦系數(shù)與索氏數(shù)的聯(lián)絡。擦系數(shù)與索氏數(shù)的聯(lián)絡。提示了滑動軸承的摩擦形提示了滑動軸承的摩擦形狀轉化規(guī)律。狀轉化規(guī)律。索氏數(shù)索氏數(shù)從摩擦形狀曲線分析滑動軸承的任務情況 從索氏數(shù)可以看出，在液從索氏數(shù)可以看出，在液體摩擦形狀下，體摩擦形狀下，V V 增大或增大或

24、p p 減減小可使索氏數(shù)添加，可導致小可使索氏數(shù)添加，可導致f f 增大，溫升添加，使增大，溫升添加，使 下降，下降，又使索氏數(shù)減小，又使索氏數(shù)減小，f f 又下降，又下降，反復變化，維持某一平衡形狀。反復變化，維持某一平衡形狀。 但當?shù)攑 p添加較大時，將使添加較大時，將使hminhmin下降，導致下降，導致f f上升，以致上升，以致于非液體摩擦；此外，假設溫于非液體摩擦；此外，假設溫度急增，粘度度急增，粘度 急劇下降，也急劇下降，也偏離液體摩擦形狀，導致燒瓦！偏離液體摩擦形狀，導致燒瓦！ 所以，液體摩擦軸承不僅所以，液體摩擦軸承不僅要驗算要驗算hminhmin，而且還要進展，而且還要進展

25、熱平衡計算，以堅持穩(wěn)定的液熱平衡計算，以堅持穩(wěn)定的液體摩擦形狀。體摩擦形狀。索氏數(shù)索氏數(shù)許用最小油膜厚度和熱平衡是維持液體光滑的關鍵條件許用最小油膜厚度和熱平衡是維持液體光滑的關鍵條件12-7 12-7 多油楔動壓軸承簡介多油楔動壓軸承簡介一、多油楔徑向滑動軸承一、多油楔徑向滑動軸承當軸承具有一個壓力區(qū)時稱單油楔軸承。補嘗載荷變化才干低！當軸承具有一個壓力區(qū)時稱單油楔軸承。補嘗載荷變化才干低！橢圓軸承雙油楔軸承橢圓軸承雙油楔軸承三油楔軸承三油楔軸承輕載高速下，多楔軸承可以提高軸承的穩(wěn)定性和油膜剛度。但輕載高速下，多楔軸承可以提高軸承的穩(wěn)定性和油膜剛度。但是，承載力有所降低，功耗有所增大。是，承

26、載力有所降低，功耗有所增大。 2個以上為多油楔。個以上為多油楔。載荷增量一定時，最小油膜厚度變化量的大小表示油膜的剛度。載荷增量一定時，最小油膜厚度變化量的大小表示油膜的剛度。雙向雙向單向單向楔角固定，固定瓦多油楔軸承楔角固定，固定瓦多油楔軸承擺動瓦多油楔徑向滑動軸承擺動瓦多油楔徑向滑動軸承可用于磨床主軸支承。實踐中還有可用于磨床主軸支承。實踐中還有5塊瓦軸承。塊瓦軸承。 有時工況條件變化，使載荷不固定，采用固定瓦軸承很有時工況條件變化，使載荷不固定，采用固定瓦軸承很難保證油膜壓力穩(wěn)定，油膜支承剛度低，人們提出擺動瓦多難保證油膜壓力穩(wěn)定，油膜支承剛度低，人們提出擺動瓦多油楔支承方案，利用軸瓦的

27、傾角隨載荷變化而變化，可以提油楔支承方案，利用軸瓦的傾角隨載荷變化而變化，可以提高軸承的支承剛度。高軸承的支承剛度。留意：留意：這種軸這種軸承的球承的球形支承形支承面要與面要與瓦背的瓦背的球形窩球形窩面對研面對研二、多油楔推力軸承二、多油楔推力軸承根據(jù)瓦塊固定與否，也分為固定瓦和擺動瓦推力軸承根據(jù)瓦塊固定與否，也分為固定瓦和擺動瓦推力軸承尺寸較大的推力軸承常設計成擺動瓦多油楔尺寸較大的推力軸承常設計成擺動瓦多油楔外形，軸承任務時，扇形瓦塊可以自動調位，外形，軸承任務時，扇形瓦塊可以自動調位，以順應不同的任務條件。水輪發(fā)電機轉子的以順應不同的任務條件。水輪發(fā)電機轉子的主軸推力軸承，運用多楔軸承。主軸推力軸承，運用多楔軸承。擺動瓦擺動瓦固定瓦固定瓦 ，索氏數(shù)，在轉速極高，索氏數(shù)，在轉速極高n n1010萬萬r/minr/min時，會很大時，會很大摩擦系數(shù)也很大，摩擦損失急劇添加，溫升過高，粘度下降，將摩擦系數(shù)也很大，摩擦損失急劇添加，溫升過高，粘度下降，將引起軸承失效。對于載荷一定的情況下，可采用