滑动轴承-宋宝玉版.ppt

第十二章 滑动轴承(2),2,12-5 液体动压形成原理及基本方程,液体摩擦轴承分为:,流体动压轴承,流体静压轴承,径向轴承,推力轴承,轴颈和轴承两相对运动表面间完全被一层油膜所分开,靠自身的条件产生动压油膜,靠外部的条件产生压力油膜,形成液体动压力必须满足一定条件，这些条件是什么？正是我们这次课讨论的主要问题之一。,3,液体动压滑动轴承计算模型,4,一、流体动压润滑形成原理,5,2.流体动压力的形成及承载原理,6,沿x方向力平衡条件：,7,2）求流量,边界条件：,变形式（126）,速度流量,压力流量,剪切流,沿x压力流,1）求速度,8,当压力取得极大值时，dp/dx=0,设此处间隙为h0：,各截面流量必须相等：,利用流量连续条件：,（12-7）,9,即为一维流体动压基本方程，也叫一维雷诺方程（在1886年由雷诺导出。）它描述了流体压力的变化率与流体的粘度、流动速度和间隙之间的关系，是流体动压滑动轴承设计的理论依据。,二、流体动压基本方程,形成流体动压的条件,形成流体动压的必要条件,(1) 流体必须流经收敛间隙,而且间隙倾角越大则产生的油膜压力越大；,(2) 流体必须有足够的速度；,(3) 流体必须是粘性流体。,10,流体动压力的形成和压力油膜承载原理,1）维持流量相等，导致出、入口速度分布变化：出口外凸，入口内凹。 2）速度变化导致压力变化：从入口AA到BB截面，压力为递增；从BB 到出口CC截面，压力为递减。 3）BB截面速度线性变化，压力达到最大值。,11,1）流体动压力：靠运动表面带动粘性流体以足够的速度流经收敛形间隙时,流体内所产生压力叫流体动压力。,2）流体动压油膜：间隙内具有动压力的油层称为流体动压油膜,动压承载原理讨论,（1）M平行于N板，则沿X方向处处dp/dx=0,压力无变化，两端为0，间隙内个点也为0，不能承载； （2）如M与N板形成发散间隙，流体流动不连续，间隙内形成负压，没有动压力，不能承载。,12,液体动压径向滑动轴承工作过程,12-6 液体动压径向滑动轴承的计算,13,一、径向滑动轴承的工作过程,处于边界摩擦，摩擦力使轴向右偏,处于液体摩擦，动压力使轴向左偏,轴与瓦间隙配合具备形成液体动压几何条件,14,二、几何参数及其基本方程的形式,15,滑动轴承的几何参数和压力曲线（包角180o）,极轴的初始位置,极轴与外载荷的夹角,dPy,16,几个定义,起始角：压力油膜起始的角度1 终止角：压力油膜终止的角度2 油膜角：压力油膜范围对应的角度（12） 承载区：从压力油膜的起始角到终止角的范围。 承载区的压力大于零，其他为非承载区，压力为零。 承载区的大小与油的粘度、轴颈速度、外载荷大小等因素有关 包角：轴颈被连续的轴瓦圆弧包围的部分所对应的圆心角。 包角用表示。对油膜力有一定影响。 油膜角（12 ）只为包角的一部分。,17,动压径向滑动轴承的基本方程,三、径向滑动轴承的承载系数和最小油膜厚度计算,最小油膜厚度是轴承稳定工作的重要标志之一，影响最小油膜厚度的因素很多，可以用一个表示这些因素综合影响的无量纲数承载量系数表示，为此，必须先求出垂直方向油膜力的值：对（12-8）积分整理得沿垂直方向的总油膜力,（12-8）,18,19,（12-10）,由式（12-10）可得,（12-11）,轴承稳定工作时,外载荷,和总油膜力的垂直分量P 相平衡,即,CF 称为轴承的承载量系数，它是轴承相对偏心距、包角和长径比L/d的函数。包角一定时，只与和L/d有关。,20,液体动压径向滑动轴承设计思路,先根据选定的几何参数、外载荷等条件用式(12-11)计算CF,再由下式计算得 hmin。,然后由滑动轴承 CF 图查得,21,实现液体摩擦的充分条件,最小油膜厚度必须满足,实现液体摩擦的充分条件是保证最小油膜厚度处的表面不平度高峰不直接接触，因此,轴瓦和轴径的表面不平度与加工方法有关，参照表12.4确定。,22,四、滑动轴承的热平衡计算,液体摩擦仍然有摩擦功耗，可使轴承润滑油温度升高，发热，粘度下降，可能导致轴承不能正常工作，严重时出现抱轴烧瓦事故，要进行热平衡计算，限制温升不超过许用值。,23,24,五、耗油量和摩擦功率,（1）耗油量,（2）摩擦功率,W,六、滑动轴承设计任务及主要参数选择,设计中已知条件通常是：,作用在轴颈上的径向载荷 ，轴颈直径 和轴的转速 ，以及轴承的工作条件等。,轴承的设计计算任务选择合适的参数，使轴承的最小油膜厚度（ ）满足式（12-12），使温升（ ）在规定的范围,值得注意的是：要包含非液体摩擦状态计算,25,1.选择轴承长颈比L/d，L/d= 0.51.5,(表12.5),2.选择相对间隙和轴承的配合,依据的经验公式,3.选择润滑油及其粘度(表12.6),4.确定最小油膜厚度许用值,f,相对间隙,摩擦系数,26,L/d大最小油膜厚度大承载能力大 润滑油流量减小温升增加承载能力减小,选择要合适保证足够的最小油膜厚度，又不使温升过高，同时确保压强不超过许用值。参见表12.5,高速轴承取小值，低速轴承取大值； 过大L/d的轴承，采用调心结构（参见图片）。,相对间隙 和轴承配合的选择,相对间隙增大油流量加大温升下降摩擦功降低 相对间隙增大承载量系数CF增大增加最小油膜厚度减小 相对间隙增大半径间隙C增大最小油膜厚度增加 因此，相对间隙 在一定范围内增加时最小油膜厚度增加，超过这个范围在增加，则最小油膜厚度将减小,L/d选择：,主要参数及其选择,27,轴承的配合是按间隙选择,间隙的限制导致滑动轴承不能采用基孔基轴制，多采用混合配合。选定配合后： 按大间隙计算最小油膜厚度间隙太大最小油膜厚度下降。 按小间隙进行热平衡计算使温升在允许范围,润滑油的选择及粘度的确定,粘度大最小油膜厚度大承载能力大 粘度大油摩擦发热大轴承温升大承载能力下降,载荷大时选高粘度油，速度高时选低粘度的油。参见表12.6 设计时，最小油膜不满足要求时，可选用高粘度的润滑油。,最小油膜厚度许用值的确定,主要根据轴瓦和轴颈的表面粗糙度选择。式12-12，表12.4 粗糙度选择时要考虑需要和经济性,28,七、滑动轴承摩擦特性曲线,滑动轴承工作时润滑油的内摩擦力与轴承的特性系数V/p有关，这个系数称为索莫非尔数（索氏数）Sommerfeld，其值不同，轴承所处的摩擦状态不同，摩擦系数也变化。,1886年Reynold提出雷诺方程，20世纪初Stribeck做了大量的实验，Sommerfeld巧妙的将实验和理论结合，建立了摩擦系数与索氏数的联系。揭示了滑动轴承的摩擦状态转化规律。,索氏数,29,从摩擦状态曲线分析滑动轴承的工作情况,从索氏数可以看出，在液体摩擦状态下，V 增大或p 减小可使索氏数增加，可导致f 增大，温升增加，使下降，又使索氏数减小，f 又下降，反复变化，维持某一平衡状态。 但当p增加较大时，将使hmin下降，导致f上升，以至于非液体摩擦；此外，若温度急增，粘度急剧下降，也偏离液体摩擦状态，导致烧瓦！ 所以，液体摩擦轴承不仅要验算hmin，而且还要进行热平衡计算，以保持稳定的液体摩擦状态。,索氏数,许用最小油膜厚度和热平衡是维持液体润滑的关键条件,30,12-7 多油楔动压轴承简介,一、多油楔径向滑动轴承,当轴承具有一个压力区时称单油楔轴承。补尝载荷变化能力低！,椭圆轴承（双油楔轴承）,三油楔轴承,轻载高速下，多楔轴承可以提高轴承的稳定性和油膜刚度。但是，承载力有所降低，功耗有所增大。 2个以上为多油楔。,载荷增量一定时，最小油膜厚度变化量的大小表示油膜的刚度。,双向,单向,楔角固定，固定瓦多油楔轴承,31,摆动瓦多油楔径向滑动轴承,可用于磨床主轴支承。实际中还有5块瓦轴承。,有时工况条件变化，使载荷不固定，采用固定瓦轴承很难保证油膜压力稳定，油膜支承刚度低，人们提出摆动瓦多油楔支承方案，利用轴瓦的倾角随载荷变化而变化，可以提高轴承的支承刚度。,注意：这种轴承的球形支承面要与瓦背的球形窝面对研,32,二、多油楔推力轴承,根据瓦块固定与否，也分为固定瓦和摆动瓦推力轴承,尺寸较大的推力轴承常设计成摆动瓦多油楔形状，轴承工作时，扇形瓦块可以自动调位，以适应不同的工作条件。水轮发电机转子的主轴推力轴承，使用多楔轴承。,摆动瓦,固定瓦,33,，索氏数，在转速极高（n10万r/min）时，会很大 摩擦系数也很大，摩擦损失急剧增加，温升过高，粘度下降，将 引起轴承失效。对于载荷一定的情况下，可采用气体润滑剂来降 低粘度值。气体润滑剂也可以分为：动压轴承、静压轴承及混合 轴承，其工作原理与液体滑动轴承相同。常用的气体润滑剂： 净化后的空气：不需特别制造，用过后无需回收； 氢气：粘度更低，适用于高速场合； 氮气：惰性好使零部件表面不发生氧化生锈，适用高温场合。 常用于高速、摩擦小、高温、低温等场合，比如高速磨头、高速 离心分离机、原子反应堆、陀螺仪等尖端技术上。,气体润滑轴承,34,自润滑轴承也称无润滑轴承，是在无润滑剂润滑的条件下，靠 轴承材料自身的自润滑性润滑的轴承，其磨损不可避免。故常 用磨损率低的材料制作轴瓦，如各种工程塑料、碳-石墨；而轴 颈用不锈钢或碳钢镀硬铬。 自润滑轴承的承载能力计算与非液体摩擦滑动轴承类似。 对于一般用途的自润滑轴承的承载能力，校核p值和pv值； 对于接触压强较低、相对滑动速度较高的轴承，需校核v值。 自润滑轴承适应性强、耐磨、经济，一般应用在低速重载工况条件下，或者是维护保养及加注润滑油困难的运转部位，可在使用时不保养或少保养。已广泛应用于各种机械的滑动部位,例如：印刷机、汽车、摩托车与农林机械等等,自润滑轴承,35,第12章 滑动轴承小结,一、滑动轴承的特点及分类 二、轴瓦的材料和结构 1、常见轴瓦材料及其要求 2、轴