滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)1

1、§135  液體動(dòng)力潤(rùn)滑徑向滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算一、動(dòng)壓油膜和液體摩擦狀態(tài)的建立過程流體動(dòng)力潤(rùn)滑的工作過程：起動(dòng)、不穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)、穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)三個(gè)階段起始時(shí)n=0，軸頸與軸承孔在最下方位置接觸1、起動(dòng)時(shí)，由于速度低，軸頸與孔壁金屬直接接觸，在摩擦力作用下，軸頸沿孔內(nèi)壁向右上方爬開。2、不穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)階段，隨轉(zhuǎn)速上升，進(jìn)入油楔腔內(nèi)油逐漸增多，形成壓力油膜，把軸頸浮起推向左下方。（由圖b圖c）3、穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)階段（圖d）：油壓與外載F平衡時(shí)，軸頸部穩(wěn)定在某一位置上運(yùn)轉(zhuǎn)。轉(zhuǎn)速越高，軸頸中心穩(wěn)定位置愈靠近軸孔中心。（但當(dāng)兩心重合時(shí)，油楔消失，失去承載能力） 圖1312向心軸承動(dòng)壓油膜形成過

2、程從上述分析可以得出動(dòng)壓軸承形成動(dòng)壓油膜的必要條件是（1）相對(duì)運(yùn)動(dòng)兩表面必須形成一個(gè)收斂楔形（2）被油膜分開的兩表面必須有一定的相對(duì)滑動(dòng)速度vs，其運(yùn)動(dòng)方向必須使?jié)櫥瑥拇罂诹鬟M(jìn)，小口流出。（3）潤(rùn)滑油必須有一定的粘度，供油要充分。v越大， 越大，油膜承載能力越高。 實(shí)際軸承的附加約束條件：壓力pv值速度最小油膜厚度溫升二、最小油膜厚度hmin1、幾何關(guān)系圖1313 徑向滑動(dòng)軸承的幾何參數(shù)和油壓分布O軸頸中心，O1軸承中心，起始位置F與OO1重合，軸頸直徑-d，軸承孔直徑D直徑間隙： （13-6-1）   半徑間隙： （13-6）相對(duì)間隙： （13-7） 偏心距： （13-8

3、） 偏心率： （13-9） 以O(shè)O1為極軸，任意截面處相對(duì)于極軸位置為處對(duì)應(yīng)油膜厚度為h，（13-10）  h的推導(dǎo)：在中，根據(jù)余弦定律可得（13-11）  略去高階微量 ，再引入半徑間隙 ，并兩端開方得（13-12） 三.流體動(dòng)力潤(rùn)滑基本方程（雷諾方程）流體動(dòng)力潤(rùn)滑基本方程（雷諾方程）是根據(jù)粘性流體動(dòng)力學(xué)基本方程出發(fā)，作了一些假設(shè)條件后簡(jiǎn)化而得的。假設(shè)條件是：1）忽略壓力對(duì)潤(rùn)滑油粘度的影響；2）流體為粘性流體；3）流體不可壓縮，并作層流；4）流體膜中壓力沿膜厚方向是不變的；2）略去慣性力和重力的影響?？梢缘贸觯?#160; （13-13）  

4、  一維雷諾流體動(dòng)力潤(rùn)滑方程 上式對(duì)x取偏導(dǎo)數(shù)可得    （13-14）         若再考慮潤(rùn)滑油沿Z方向的流動(dòng)，則   （13-15）二維雷諾流體動(dòng)力潤(rùn)滑方程式四、最小油膜厚度由中可看出油壓的變化與潤(rùn)滑油的粘度、表面滑動(dòng)速度和油膜厚度的變化有關(guān)，利用該式可求出油膜中各點(diǎn)的壓力p，全部油膜壓力之和即為油膜的承載能力。根據(jù)一維雷諾方程式，將 及h和h0的表達(dá)式代入，即得到極坐標(biāo)形式的雷諾方程為：  （13-16）

5、            將上式從壓力區(qū)起始角1至任意角進(jìn)行積分，得任意極角處的壓力，即（13-17）                      而壓力P在外載荷方向上的分量為 （13-18）  （13-19）（13-20）（13-21）  

6、 V軸頸圓周線速度m/s；L軸承寬； 動(dòng)力粘度Pa.S；Fr外載，N；Cp承載量系數(shù)見下表5，數(shù)值積分方法求得。表133Cp是軸頸在軸承中位置的函數(shù)Cp取決于軸承包角，編心率x和寬徑比L/d 一定時(shí)，Cp、L/d，hmin越?。?越大），L/d越大，Cp越大，軸承的承載能力Fr越大。實(shí)際工作時(shí)，隨外載F變化hmin隨之變化，油膜壓力發(fā)生變化，最終油膜壓力使軸頸在新的位置上與外載保持新的平衡。 hmin受軸瓦和軸頸表面粗糙度的限制使之油膜不致破壞，hmin不能小于軸頸與軸瓦表面粗糙度十點(diǎn)高度之和。      

7、0;      （13-22）式中，RZ1，RZ2分別為軸頸表面和軸孔表面微觀不平度十點(diǎn)高度    K安全系數(shù)，考慮幾何形狀誤差和零件變形及安裝誤差等因素而取的安全系數(shù)，通常取K2RZ1，RZ2應(yīng)根據(jù)加工方法參考有關(guān)手冊(cè)確定。一般常取，式（13-6-18）加流體動(dòng)力潤(rùn)滑的三個(gè)基本條件，即成為形成流體動(dòng)力潤(rùn)滑的充分必要條件。五、軸承的熱平衡計(jì)算1、軸承中的摩擦與功耗由牛頓粘性定律：油層中摩擦力      （13-23）軸頸表面積摩擦系數(shù)：   （13-24）

8、特性系數(shù)，f是的函數(shù)。實(shí)際工作時(shí)摩擦力與摩擦系數(shù)要稍大一些，f要修正（13-25） 隨軸承寬徑比L/d變化的系數(shù)，p軸承平均比壓P； 軸頸角速度，rad/s； 潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度Pa.；相對(duì)間隙摩擦功耗引起軸承單位時(shí)間內(nèi)的發(fā)熱量HH=fFV （13-26）2、軸承耗油量進(jìn)入軸承的潤(rùn)滑油總流量QQ=Q1+Q2+Q3Q1m3/s （13-27）Q1承載區(qū)端泄流量與p、油槽孔、尺寸、包角等軸承結(jié)構(gòu)尺寸因素有關(guān)，較難計(jì)算Q2非承載區(qū)端泄流量Q3軸瓦供油槽兩端流出的附加流量  不可忽略實(shí)際使用時(shí)引入流量（耗油）系數(shù)與偏心率和寬徑比L/d關(guān)系曲線如下圖。 圖1314 潤(rùn)滑油油量系數(shù)線圖3

9、、軸承溫升控制溫升的目的：工作時(shí)摩擦功耗熱量溫度 間隙改變，使軸承的承載能力下降；另溫升過高會(huì)使金屬軟化發(fā)生抱軸事故，要控制溫升。熱平衡時(shí)條件：?jiǎn)挝粫r(shí)間內(nèi)摩擦產(chǎn)生的熱量H等于同一時(shí)間內(nèi)端泄?jié)櫥退鶐ё邿崃縃1和軸承散發(fā)熱量H2之和。H=H1+H2          （13-28）H1端泄帶走的熱量  (W)        （13-29）Q端泄總流量，由耗油量系數(shù)求得，m3/s；潤(rùn)滑油的密度850950 kg/m3c潤(rùn)滑油的比熱

10、容礦物油C=16802100  J / (kg)t潤(rùn)滑油的溫升，是油的出口to與入口溫度ti之差值，即（13-30） H2單位時(shí)間內(nèi)軸承由軸頸和軸承殼體散發(fā)的熱量    （W） （13-31）Ks 軸承表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，由軸承結(jié)構(gòu)和散熱條件而定 50W/（m2）輕型結(jié)構(gòu)軸承Ks80W/（m2）中型結(jié)構(gòu)，一般散熱條件 1400W/（m2）重型結(jié)構(gòu)，加強(qiáng)散熱條件熱平衡時(shí)：H=H1+H2，得（13-32） 將F=dLP代入得達(dá)熱平衡潤(rùn)滑油的溫升    （13-33）由于軸承中各點(diǎn)溫度不同，從入口（ti）到出口（to

11、）溫度逐漸開高的，因而軸承中不同處潤(rùn)滑油粘度不相同，計(jì)算承載能力時(shí)，采用潤(rùn)滑油平均tm時(shí)的粘度。潤(rùn)滑油平均溫度tm（計(jì)算 時(shí)用）（13-34） 為保證承載要求to<6070，一般取tm=50設(shè)計(jì)時(shí)：先給定tm，求出t后ti一般ti常大于環(huán)境溫度，依供油方法而定，通常要求ti=3545另為不使 下降過多，保證油膜有較高的承載能力，要求出口溫度to70°(一般油)或100（重油）a)若ti>>(3545),表示熱平衡易建立，軸承的承載能力尚未充分發(fā)揮，則應(yīng)降低tm，并充許加大軸瓦和軸頸的表面粗糙度，再行計(jì)算。b)若t1<(3545) ，則說明軸承不易達(dá)到熱平衡狀態(tài)

12、（措施）適當(dāng)加大間隙、降低軸頸和軸瓦表面的粗糙度重新計(jì)算。c)t2>80軸承易過熱失效，（措施）改變相對(duì)間隙和油的粘度 重新計(jì)算直至ti、to滿足要求為止。六、軸承參數(shù)選擇1、軸承的平均比壓p較大，有利于提高軸承平穩(wěn)性，減小軸承的尺寸但p過大，油層變薄，對(duì)軸承制造安裝精度要求提高，軸承工作表面易破壞。2、長(zhǎng)（寬）徑比L/dL/d小，軸承軸向尺寸小，端泄Q1上升摩擦功耗和下降，且能減輕軸頸與軸瓦邊緣接觸。但承載能力下降。高速重載軸承溫升高，L/d應(yīng)取小值（防止過高和邊緣接觸）低速重載軸承為提高支承剛性，L/d應(yīng)取大值高速輕載軸承為提高支承剛性，L/d應(yīng)取小值  0.30

13、.8汽輪機(jī)、鼓風(fēng)機(jī)一般L/d=0.61.2電動(dòng)機(jī)、發(fā)電機(jī)、離心泵0.81.5機(jī)床、拖拉機(jī) 0.60.9軋鋼機(jī)3、相對(duì)間隙1）速度高，取大值； 載荷小，取小值；2）直徑大，寬徑比小，調(diào)心性能好，加工精度高，取小值；反之，取大值。三、材 料GBT 11741992 鑄造軸承合金GBT 183262001 滑動(dòng)軸承 薄壁滑動(dòng)軸承用金屬多層材料JBT 79211995(原GB 1044889) 滑動(dòng)軸承 單層和多層軸承用鑄造銅合金JBT 79221995(原GB 1044989) 滑動(dòng)軸承 單層軸承用鍛造銅合金JBT 79231995(原GB 1045089) 滑動(dòng)軸承 單層軸承用鋁基合金J

14、BT 79241995(原GB 1045189) 滑動(dòng)軸承 薄壁軸承用金屬多層材料QCT 5161999 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)軸瓦 錫基和鉛基合金金相標(biāo)準(zhǔn)四、產(chǎn)品技術(shù)要求GBT 11511993 內(nèi)燃機(jī)主軸瓦及連桿軸瓦技術(shù)條件GBT 26851981 滑動(dòng)軸承 粉末冶金筒形軸承型式、尺寸與公差 GBT 26861981 滑動(dòng)軸承 粉末冶金帶擋邊筒形軸承型式、尺寸與公差 GBT 2687一1981 滑動(dòng)軸承 粉末冶金球形軸承型式、尺寸與公差 GBT 26881981 滑動(dòng)軸承 粉末冶金軸承技術(shù)條件GBT 31621991 滑動(dòng)軸承薄壁軸瓦尺寸、結(jié)構(gòu)要素與公差GBT 73081987 滑動(dòng)軸承薄壁翻邊軸瓦尺

15、寸、公差及檢驗(yàn)方法 GBT 104451989 滑動(dòng)軸承 整體軸套的軸徑 GBT 104461989 滑動(dòng)軸承 整圓止推墊圈 尺寸和公差GBT 104471989 滑動(dòng)軸承 半圓止推墊圈 要素和公差 GBT 12613.12002 滑動(dòng)軸承 卷制軸套 第1部分：尺寸 GBT 12613.22002 滑動(dòng)軸承 卷制軸套 第2部分：外徑和內(nèi)徑的檢測(cè)數(shù)據(jù) GBT 12613.32002 滑動(dòng)軸承 卷制軸套 第3部分：潤(rùn)滑油孔、潤(rùn)滑油槽和潤(rùn)滑油穴GBT 12613.42002 滑動(dòng)軸承 卷制軸套 第4部分：材料 GBT 129491991 滑動(dòng)抽承 覆有減摩塑料層的雙金屬軸套 GBT 13345一1992 軋機(jī)油膜軸承通用技術(shù)條件GBT 149101994 滑動(dòng)軸承 厚壁多層軸承襯背技術(shù)要求GBT 183232001 滑動(dòng)軸承 燒結(jié)軸套的尺寸和公差GBT 183242001 滑動(dòng)軸承 銅合金軸套JBT 25601991 整體有襯正滑動(dòng)軸承座 型式與尺寸JBT 25611991 對(duì)開式二螺柱正滑動(dòng)軸承座 型式與尺寸JBT 256