滑動軸承計算

1、第十七章滑動軸承根本要求及重點、難點滑動軸承的結(jié)構(gòu)、類型、特點及軸瓦材料與結(jié)構(gòu)。非液體摩擦軸承的計算。液體動壓形成原 理及根本方程，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。根本要求：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(jié)構(gòu)特點。3了解對軸瓦材料的根本要求和常用軸瓦材料，了解軸瓦結(jié)構(gòu)。4掌握非液體摩擦軸承的設計計算準那么及其物理意義。5掌握液體動壓潤滑的根本概念、根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。8了解滑動軸承采用的潤滑劑

2、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那么與方法。3液體動壓潤滑的根本方程及形成液體動壓潤滑的必要條件。難點：液體動壓潤滑的根本方程及形成液體動壓潤滑的必要條件。主要內(nèi)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Fa組合軸承：Fa, Fr.2. 按潤滑狀態(tài) 液體潤滑： 摩擦外表被一流體膜分開 m以上外表間L摩擦為液體分子間的摩擦。例如汽輪機的主軸

3、。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r干：不加任何潤滑劑。與邊界膜的外表邊界：外表被吸附的邊界膜隔開， 摩擦性質(zhì)不取決于流體粘度， f的吸附性質(zhì)有關。.液體：外表被液體隔開，摩擦性質(zhì)取決于流體內(nèi)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。河動山潤i皆3. 液體潤滑按流體膜形成原理分：1流體動壓潤滑軸承：靠摩擦外表幾何形狀相對運動并借助粘性流體動力學作用產(chǎn)生力。 平衡外載。2流體靜壓潤滑軸承：靠外部提供壓力流體，借助流體靜壓力平衡外載荷。但開始啟動時處于干摩擦，逐漸轉(zhuǎn)換的，說明滑動軸承摩擦狀態(tài)轉(zhuǎn)化過程滑動軸承摩擦

4、特性曲線。由德國科學家 Stribeck通過實驗做出的。3.按潤滑材料分圖4.2err"摩擦特性曲線液體潤滑軸承油 、 水 氣體潤滑軸承空氣、氦、氮 塑料體潤滑軸承脂、半夜體金屬 Pb 、Sn 、In 固體潤滑軸承 Pb 、 Sn 、石墨，玻璃 自潤滑軸承粉末冶金二 ：主要特點：v 30m/s1. 平穩(wěn)， 可靠， 噪音小，高旋轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)簡單，低速、載荷不大 , 間歇機器無法調(diào)間隙，軸頸只能從端部裝入。 剖分式 : 見教材 P334 圖 17.1-17.2 。§173

5、 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 材料消除外表不平度而使軸瓦外表和軸頸外表相互吻合的性質(zhì) 減摩性：材料具有較低摩擦阻力的性質(zhì)。耐磨性：材料具有抵抗磨粒磨損和膠合磨損的性質(zhì)。3. 良好的導熱性、工藝性 、經(jīng)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Cu、Sn、Pb、Sb合金，以Sn、Pb為根底, 懸浮銻錫及銅錫的硬晶粒，均勻的分布于基體內(nèi)，硬晶粒起抗磨作 用軟基體那么增加材料的塑性。2軸承青銅：ZCuSrHOP1粉末冶金：金屬粉末加石墨高壓成型再經(jīng)

6、高溫燒制而成的多空隙結(jié)構(gòu)材料。孔隙率占總體積的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。§ 17 7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：磨損主要無適宜公式膠合次要 點蝕更次要、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NdB -軸頸直徑及有效寬mm許用比壓 Mpa表17.4 P342pv值即限制膠合因發(fā)熱量有摩擦功率損失而來，pv與功率損失成正比，因而限制pv值就可以限制發(fā)熱量，進而限制了膠合。發(fā)熱量 H f

7、 F v(m/s) f B d p v式中f 摩擦系數(shù)；F 力N丨；v 速度上式中B、d 一定，f 一定，pv為變值、可控制此項即可限制膠合失效。F dn F n，pvpvMpa m/ sBd 60 10002000 B17-3v :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 p較小，p及pv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擬大時，還需驗算軸徑 的圓周速度v。dnv m/s60 100017-4材料的pv二、推力軸承見教材P342頁，略§ 17 8液體動壓潤滑的根本方程

8、用潤滑油把摩擦外表完全分割開的摩擦成為液體摩擦，此時摩擦性質(zhì)取決于潤獲的黏度，而與兩摩擦外表間的材料無關。一：潤滑油粘度1. 潤滑油在運動過程中產(chǎn)生內(nèi)部摩擦阻力的性質(zhì)叫粘性，粘性大小稱粘度。 粘度是表征流體流動中內(nèi)摩擦性能的。2. 內(nèi)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(nèi)摩擦阻力阻止層流流動， 此力稱 流體內(nèi)摩擦阻力。關于內(nèi)摩擦阻力的大小：位置速度梯度，即速度在垂直方向上的變化速度v率。u由理論分析及試驗結(jié)果剪應力與速度梯度成正比。y為一常數(shù)稱為動因y方向取負，負號表示 u隨y的增

9、大而減小，當溫度、壓力一定時,力粘度。上述方程稱牛頓方程或流體內(nèi)摩擦定律2. 粘度單位圖4.25聊位槪體動力粘度含義1動力粘度絕對粘度：單位為動力學單位，稱動力粘度。國際單位工程單位：巴斯 Pa s長寬高各為1m的液體如使兩平行面 a .b發(fā)生 im1N s/m物理單位泊P(P°ise)1dyn s/cm2 1P 100cP厘泊 0.1Pa s或1Pa s 10P 1000cP2) 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:m2 /sN s2_mKg3m2Kg m/s s2 m Kg3mm2 /s1St物理單位：斯Stock，dyn s/cm21 g / cm

10、2g 呻s 1cm2/s 100cSt g/cm3蒸餾水在時運動粘度為 1cSt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(chǎn)生的(a) 如圖所示：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(cè)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

11、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(nèi) 擁擠形成壓力，迫使進口端的速度圖向內(nèi)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(nèi)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(nèi)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) 相對運動兩外表間，必須有沿運動方向由大變小的楔形間隙；2) 兩外表必須有一定的相對速度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

12、開始轉(zhuǎn)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外表圓周速度方向相反，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(nèi)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(nèi)各點內(nèi)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(zhuǎn)速的增大，軸徑外表圓周速度增大，帶入油楔內(nèi)油量逐漸加多，那么金屬接觸面 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(nèi)各點壓力的合力有向右推動軸徑的分力存在。當轉(zhuǎn)速增加到一定大小到達工作 轉(zhuǎn)速時，已形成足夠油量將金屬接觸面分開，軸承開始按液

13、體摩擦狀態(tài)工作。油壓 如何計算？通過雷諾方程解決。圖17.17承三：流體動壓潤滑的根本方程雷諾方程v沿x方向移動，另一剛體靜止不動。如圖17.13所示兩剛體被潤滑油分開，移動件以速度假設:圖173動壓分析"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；因而前后面壓強相等。5. 由于工作外表吸附牢固，外表油分子隨工作外表一同運動或靜止。取單元微體分析，p為單位壓力。因沿 z方向不流動,作用于微元體兩側(cè)壓力pdy dz及p爭dy dz作用于微元體上下兩面壓力為(dx dz 及辭)dxdz分析x方向受力，因

14、為等速運動，所以受力平衡:pp dy dz (p dx)dyxdzdx dz (一 dy)dx dz 0 ypdxdydz dydxdzx2u2y代入牛頓定律得:py得 x反過來分析一下平行板的情況:如圖，速度分布為三角形-常數(shù)y2u2即y的油壓。Px0不能產(chǎn)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上式積分:1 ldyx1 dpdxyCiy G)dyCi y C2再積分:導出:C1Gy C2h2vx 2將C1C2代入原式得1 p(丄y C1)dyx* (上2 x2h(h1 py)(yh)利用潤滑油連續(xù)流動的關系得出任hqx 0udy 導出：qx=u=VhaC1靜止件得1 p h2dp

15、 hdx 22 y 2C1 y C2)Gh剖面沿x方向單位寬度流量:速度x截面積=udydz=udy因為單位寬，所以dz=1hV(h0 hV h2121 py(yy)2 x1 p h3Ph3xh)dy_p設以h°表示油膜中油壓最大處的間隙x =0此截面上qx2vh0b而式a應等于式b因為流量必相等1 Ph3x12=2vhvh2丄h3 x=126 vh26 v3 ho h1vh06 v2(h ho)h3(7是計算流體動壓潤滑的根本方程，P，從公式可看出油壓變化 根據(jù)油壓分布可算出油此為一維雷諾流體動壓潤滑方程，與粘度、速度、間隙有關，利用此公式可求出油膜上各點壓力 膜承載能力。下面利用

16、一維雷諾方程分析壓力沿x方向曲線分布及理由:hho2Uc0ypXhhohho22uU c20oyyP cP c0ooXX2P u2Xy分析：在ab段：h>hox >0壓力沿x方向增加0速度分布曲線凹因為二階導數(shù)>0有極小值。在 be 段：h<h00速度分布曲線凸因為二階導數(shù)<0有極大值。0，壓力沿x方向逐漸降低。在b點:pX =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(zhuǎn)換成極坐標因軸承為圓柱形，經(jīng)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。6v 載荷P、速度V，、B d為選定求

17、 hminhminc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：假設再考慮潤滑油沿 z向流動，那么p)z6v一hh3 ( z x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根本公式。§ 17 9液體動力潤滑徑向軸承的計算:,幾何計算圖17,15徑向軸承幾何關系：半徑間隙:R r R軸承孔半徑r為軸頸半徑相對間隙：r偏心距：e 00hmine e偏心率：R r最小油膜厚度：hmin(1 ) (1 )軸頸中心與軸承孔中心的連線°°與任意角處的油膜厚度為:h R r ecosecos (1 cos )，承載能力和

18、索氏數(shù)So 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12丨：壓力油膜本應到hmin處結(jié)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 至G 偏位角 ：外載荷F作用線和00之夾角1，2分別為壓力油膜起、止點角坐標,0為油膜油膜角：從00至任意油膜處的角, 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：(hh°)R3壓力最大處油膜厚度為h°(1 cos o)h (1 cos )將一維雷諾方程改為極坐標形式:dx rd 再將h。、h值代入，將v r代入P 6 v(h h。) dp 6 Jx =h3 ，即 rd =cos )(1 cos 0)3(1 co

19、s )3dP 6 vr -coscos o)3(1 cos )3c (cos cos 0)6 v 3(1 cos )3dpr(cos2(1COSo)cos )36 v-r(cos2(1cos o)cos )3(cosVcos o)cos )3將上式積分，可得任意角處的油膜壓力:(cos cos 0 )(1 cos )3 d在1至2區(qū)間，沿外載荷方向單位寬度的油膜力為:2F1P cos180(1)dp2 (cos cos 0)1(1 cos )3 dcos180)d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(jīng)整理得：21】2 scos 0)d cos180

20、(1 cos )()rd上式右端之值稱索氏數(shù)So，索氏數(shù)是軸承包角(2J和偏心率的函數(shù)，無量綱2數(shù)群SoF /(Bd)單位為 F N; B, D m,Pa s , -rad/s調(diào)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, 線圖進行計算。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P348給出軸承包角180和120度時，S。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。其他參考數(shù)相同時,So減小，承載力減小。對B/d 一定時 增大，So增大，承載力增大，但hmin很小，為平安運轉(zhuǎn)，必滿足hminhmin三，流量計算：軸承的體積流量qv可按下式計算:qv d3 qv式中，qv 無量綱體積流量，是四，動耗計算徑向軸承在承載區(qū)的摩擦動耗為：P F v _ F vW、B/d、 函數(shù)，查圖P350式中： =摩擦特性系數(shù)，是、B/d、 的函數(shù)，查圖P351五，熱平衡計算：所以控制油溫摩擦力轉(zhuǎn)化為熱量，一局部被潤滑油帶走，一局部使軸承座及周圍空氣升溫。 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。Fv Cp qv t Bd b t式中：qv 潤滑油體積流量軸承的摩擦