第十二章.滑動軸承課件

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）結構簡單、成本低 2）軸套磨損后，間隙無法調整 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、自動調心式 R (球)四、調隙式徑向滑動軸承 圖例123 滑動軸承的材料及軸瓦結構 一、滑動軸承的材料 主要失效形式：磨損和膠合、疲勞破

2、壞 1、對軸承材料的要求 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）多孔質金屬材料（粉末冶金） 非金屬材料塑料、橡膠 二、軸瓦結構 1、軸瓦的形式與結構 剖分式軸瓦2、油孔、油槽和油室 整體式軸瓦 油孔、油槽開設原則 ：1、潤滑油應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)，全周油槽應開在靠近軸承端部處。FOO油槽有油槽無油槽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 （

3、1）壓力大、溫度高、載荷沖擊變動大 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 19100100060vpBF

4、ndndBFvp3、限制滑動速度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 dFadd0FaFadd0Fadd0( a )( b )( c )( d )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計計算 一、流體動力潤滑基本方程 d zzvxyOdyp d y d z d x d zd x( + d y ) d x d z( p + d x ) d y d z靜止件移動件pxy前后向壓力dxxppdyy上下面剪切應力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

5、，u=v ； y=h 時，u=0， 得積分常數(shù)c1、c2 xpyhyhyhvu2)()(不計側漏，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：02hvqx3012122hxphvhv306hhhvxpxhvxphx6)(3xhvzphzxphx6)()(33一維雷諾流體動力潤滑方程對x取偏導數(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h0v移 動 件靜 止 件h=h0p =0=0v移 動 件xyh0O靜 止

6、件hh0h00pm axxppxxpxp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。 （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dDFFF( a )( b )( c )2、不穩(wěn)定運轉階段 3、穩(wěn)定運轉階段 四、徑向滑動軸承的幾何關系和承載能力 1、幾何關系 eF、a

7、hm a xO1O1rR02h0hm inh Apma x極 軸直徑間隙： 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 dDFz=1Bd=1413=12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)內積分（求和），得到軸承單位寬度上的油膜承載能力 引入修正系數(shù)A，考慮端泄的影響 221BZAppyy2/2/BBydZpF油膜能承

8、受的載荷 2/2/32122116BBdZfdfdfrFCdBF2 2/2/3212113BBFdZfdfdfBCCF承載量系數(shù) 表12-4hmin越?。▁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內的發(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

9、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)()()(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B/d B/d小 端泄Q1 摩擦功耗和溫升 減輕軸頸與軸瓦邊緣接觸但承載能力 高速重載軸承 B/d應取小值低速重載軸承 B/d應取大值3、相對間隙 dr/大Qb大 溫升小 但承載能力和運轉精度低 小易