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文档简介

,第七章滑动轴承设计,7-1概述,按承载方向分,向心滑动轴承,推力滑动轴承,主要承受径向载荷Fr,主要承受轴向载荷Fa,一、滑动轴承分类:,按摩擦状态分非液体摩擦滑动轴承和液体摩擦滑动轴承;,按结构形式分整体式、剖分式和自动调心式等;,第七章滑动轴承设计概述,二、滑动轴承的摩擦状态:,1、干摩擦状态,应避免此种摩擦状态。,摩擦面间无润滑剂,功率损失严重,磨损剧烈,温升高,轴瓦易破坏。,摩擦面微观现象,2、边界摩擦状态,摩擦表面间有润滑油存在,油中的极性分子吸附在金属表面上,形成了一层极薄的边界油膜。,但仍有尖峰部分直接接触。,摩擦系数f0.010.1,边界油膜,第七章滑动轴承设计概述,3、液体摩擦状态,两摩擦表面完全被润滑油分隔开,形成了一定厚度的压力油膜。,是润滑油分子之间的摩擦,摩擦系数极小,f0.0010.008。,重要轴承采用这种摩擦状态。,压力油膜,4、混合摩擦状态,半干摩擦、边界摩擦、半液体摩擦、液体摩擦状态混合,多数滑动轴承处于这种摩擦状态。,非液体摩擦滑动轴承边界摩擦或混合摩擦状态,液体摩擦滑动轴承液体摩擦状态,静压轴承,动压轴承,第七章滑动轴承设计概述,滑动轴承的适用场合:,低速轻载、精度不高,非液体摩擦滑动轴承,高速,滚动轴承寿命大为降低,重载,滚动轴承造价高,承受巨大冲击和振动载荷,油膜的缓冲和阻尼作用,支承精度特别高,滑动轴承零件少,某些特殊场合,径向尺寸受限制、曲轴轴承等,三、滑动轴承的主要特点:,工作平稳,无噪声;,适合于高速(液体摩擦);,液体摩擦时功率损失小;,径向尺寸小而且可剖分。,连杆,第七章滑动轴承设计概述,体中内摩擦阻力的大小。,常用润滑剂(第十四章):,润滑油,1、润滑油的性能及选择,黏度:,四、滑动轴承的润滑,润滑脂,固体润滑剂,表征了流动的液,牛顿流体黏性定律:,动力黏度,油层间的剪应力,速度梯度,移动件,O,静止件,平行平板间油的流动,液体层流,液体,用途最广泛;,半固体,一般用于中、低速;,主要用作油、脂的添加剂,也可单独使用。,黏度越高内摩擦力越大,第七章滑动轴承设计概述,黏度是最重要的性能指标,是选择润滑油的主要依据。,黏度的单位:,动力黏度,运动黏度,单位PaS(帕秒),1PaS1NS/m2,主要用于流体动力学计算,同温下流体的密度(kg/m3),运动黏度单位换算,国际单位制,工业用润滑油的黏度用运动黏度,单位用cSt(厘斯)。,第七章滑动轴承设计概述,注意:润滑油的黏度并不是定值,,随温度和压力的变化而变化,温度的影响最大。,温度升高,黏度下降,压力升高,黏度上升,但压力对黏度的影响较小,通常忽略不计。,油性:,也称润滑性,表征油,国标规定,40时黏度的平均值为该润滑油牌号的黏度。,中的极性分子对金属表面的吸附性能。油性好则摩擦系数小,黏温曲线,第七章滑动轴承设计概述,润滑油的选择原则:,凝点,反映润滑油的低温工作性能。,闪点,反映润滑油高温下工作的安全性。,载荷大难以形成油膜,,速度高摩擦力大,,工作温度高黏度下降,,2、润滑脂的性能及选择,根据黏度选择润滑油的牌号,压强大油易被挤出,,钙基润滑脂,抗水性好、耐热性差、价廉,钠基润滑脂,抗水性差、耐热性好、防腐性较好,锂基润滑脂,抗水性和耐热性好,铝基润滑脂,抗水性好、耐热性差、有防锈作用,选黏度高的油,选黏度低的油,选黏度高的油,选黏度高的油,第七章滑动轴承设计概述,针入度,表征润滑脂的稀稠度,类似于油的黏度;,滴点,表征润滑脂耐高温的性能。,润滑脂的选择原则:,工作环境有水汽,选钙基润滑脂或铝基润滑脂;,工作温度高,选钠基润滑脂;,有水汽而且工作温度高,则应选锂基润滑脂。,润滑脂的主要性能指标:,润滑脂越稠,针入度,承载能力,摩擦阻力,润滑脂工作温度一般应低于滴点2030,润滑脂常用于低速、轻载的非液体摩擦滑动轴承中,第七章滑动轴承设计非液体摩擦滑动轴承,一、失效形式,1、磨损,导致轴承配合间隙加大,影响轴的旋转精度,甚至使轴承不能正常工作。,1、限制轴承的压强p,高速重载且润滑不良时,摩擦加剧,发热多,使轴瓦表面上的材料焊粘在轴颈表面而出现胶合。,二、设计计算准则(近似计算),7-2非液体摩擦滑动轴承的设计,2、胶合(烧瓦),目的防止轴瓦过度磨损。,向心滑动轴承:,平均压强,(径向滑动轴承),第七章滑动轴承设计非液体摩擦滑动轴承,z推力环的数目,k考虑油槽使支承面积减小,常取0.80.9,2、限制轴承的pv值,目的控制轴承的发热量,防止胶合破坏。,pv,f,单位面积上的摩擦功率损失,所以,pv值表征了轴承发热量的大小。,pv,发热量,温升,润滑效果,胶合失效,推力滑动轴承:,向心滑动轴承:,f摩擦系数,v轴颈线速度,第七章滑动轴承设计非液体摩擦滑动轴承,pp,vv,防止胶合:,pvpv,防止磨损:,许用线速度查表7-2,3、限制滑动速度v,目的防止滑动速度过高而引起磨损,推力滑动轴承:,vm端面平均线速度,dm平均直径,第七章滑动轴承设计非液体摩擦滑动轴承,三、非液体摩擦滑动轴承设计步骤,确定轴承结构形式,确定轴承宽度l和孔径d,验算p、pv、v,选择轴承的配合,选择润滑剂与润滑装置,选择轴瓦材料,选择宽径比l/d:,l/d=0.51.5,l/d,承载能力,散热性能,且易偏载,l/d,油易流失,承载能力,润滑装置一针阀式油杯,润滑装置二油芯式油杯,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,两摩擦表面平行,不会产生动压油膜,两摩擦表面成楔形间隙,产生了动压油膜,一、动压油膜的形成机理,压力油膜形成,相对运动(动压油膜),外界提供压力油(静压油膜),7-3液体摩擦动压向心滑动轴承设计,拥挤使进口流速减慢、出口流速加快,间隙内的润滑油形成了拥挤,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,二、液体动压润滑的基本方程雷诺方程,两刚性板形成楔形间隙,,间隙内连续充满润滑油。,假设:,1)z方向润滑油无流动;,2)润滑油处于层流状态;,3)油压p不随y值变化;,4)黏度不随压力变化;,5)润滑油不可压缩。,从油膜中取出微单元体,边长分别为dx、dy、dz,受力如图,由x方向力的平衡得:,根据流体黏性定律:,p沿x的变化率取决于该点速度梯度的导数,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,对y积分:,边界条件:,任意截面上单位宽度(z=1)的流量(x方向):,设油膜压力最大处的间隙为h0,,润滑油是连续、不可压缩的,各截面流量应相等,移动板速度,间隙高度,C1、C2积分常数,由假设3知,关于y是常数。,此处的=0,故,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,若考虑油的z向流动,可导出二维雷诺方程:,二维雷诺方程常用数值法求解,如有限差分法。,设计时通常用一维雷诺方程近似计算油膜压力。,得一维雷诺方程:,即:,因假设p只与x相关,故一维雷诺方程可写成:,据此,可求解出间隙内各点的油膜压强p,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,讨论之一,动压油膜承载机理,两板不平行,因hh0,,故dp/dx0。,若外界提供的油无压力,,则p0,不能形成动压油膜。,流速线性分布,由于拥挤而产生了压力。,dp/dx0时为负;dp/dx0时为正,雷诺方程,两板平行,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,讨论之二,形成动压油膜的必要条件,若hh0,,则dp/dx0,,油压无变化。,间隙内必须连续充满具有一定黏度的润滑油或其他流体;,两工作表面必须具有一定的相对滑动速度;,运动方向应保证润滑油从大口流进、小口流出。,为了使油膜压力与外载平衡,还必须使黏度、滑动速度v、间隙大小等匹配适当。,注意:,否则会产生负压。,两工作表面必须形成收敛的楔形间隙;,两工作表面相互吸引,不能承受外载,动画演示,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,油膜压力,偏心距e,n,轴心线会产生漂移,多油楔轴承可提高旋转精度,讨论之三,向心滑动轴承动压油膜的形成过程,弯曲的楔形间隙,满足必要条件之一,n时,e=0?,多油楔滑动轴承图片,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,1、半径间隙,三、动压向心滑动轴承的主要参数及其选择,=Rr,R与r公称值相等,,的值取决于配合公差。,例:,轴承配合:,孔偏差:,轴偏差:,最小半径间隙:,最大半径间隙:,则半径间隙在3055m之间,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,或查表7-3,2、相对间隙,油膜压力,摩擦阻力,承载能力,回转精度,温升,选取原则:,载荷大、回转精度要求高取小些;,转速高取大些。,选定值计算选择配合公差,,(间隙的相对大小),使minmax,线速度,此r为公称尺寸,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,但承载能力小、耗油量大。,滑动轴承工作时,常在0.50.95之间。,在01之间变化,反映了轴承的承载能力,,3、轴承的宽径比l/d,l/d,油膜压力,易偏载,承载能力,散热差,温升,l/d,温升,选择:,查表7-4,4、偏心率,=e/,载荷、转速,偏心率,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,以O1-O2的连线为极坐标轴;,5、最小油膜厚度hmin,在任意角处:,h+ecos(1+cos),在0处:,h0(1+cos0),当时,油膜厚度最小:,hmine(1)r(1),a外载荷偏位角;,1动压油膜的起始角;,2动压油膜的终止角;,0油膜压力最大处;,任意位置角;,载荷油膜角;,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,hminr(1),hmin(即),油膜压力,承载能力,但hmin受表面粗糙度、形状误差、轴变形等因素的限制,不能太小。,为使动压轴承正常工作,设计时,应使,hminhmin,轴瓦表面粗糙度,轴颈表面粗糙度,四、动压向心滑动轴承承载能力计算,目的:,在一定的外载荷作用下,确定轴承参数,计算油膜压力,并使最小油膜厚度hmin符合设计要求。,假定:,轴承无限宽,润滑油无轴向(z向)流动,,故采用一维雷诺方程。,若hmin过小,可能形成不了动压油膜。,Rz2比Rz1低一个等级,Rz11.6,Rz23.2,(23)(Rz1+Rz2),第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,需将直角坐标转化成极坐标:,则dx=rd,并将h、h0代入,得极坐标表达式:,任意点(处)的油膜压力(如M点):,沿F方向油膜压力分量之和(单位宽度):,p,Py,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,考虑“端泄”,沿轴承宽度方向(z),油膜压力呈抛物线分布。,任意横截面内y向压力按下式计算:,轴向坐标,端泄修正系数,轴承宽度,则与外载F平衡时沿F方向油膜总压力:,则:,或,Py,Py,动压向心轴承模拟,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,各参数单位:,lm;,Pa.s;,vm/s;,承载量系数Cp无量纲,与l/d、的关系见图。,若轴承参数已定,由,计算承载能力F,若已知外载F并选定主要参数,l/d,查Cp,由,确定最小油膜厚度hminr(1),l/d,Cp,查,则计算:,验算hminhmin?,注意,1、轴承承载能力随的增加而迅速增大,,但同时hmin将减小,要求更高的制造精度。,2、润滑油黏度与承载能力成正比,,但黏度过大,功耗增加,温升高。,3、相对间隙的平方与承载能力成反比,,但过小,散热效果差,温升高。,动压向心轴承模拟,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,将分子、分母同除以dlv,目的:防止温升过高黏度降低而使动压油膜破裂。,五、动压向心滑动轴承热平衡计算,热平衡时:轴承的发热量散热量,计算公式:,摩擦发热量,流动油带走的热量,轴承座散热量,液体摩擦系数(并非常量),润滑油的比热,润滑油的密度,轴承的耗油量,润滑油的温升,轴承的散热系数,轴承座散热面积Adl,温升:,t1进油口油温,t2出油口油温,平均压强(单位Pa),第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,初定,tm50左右,应75,,t不得超过30,据此确定油的实际黏度,因润滑油的黏度与温度有关,,所以动压轴承工作时,,从进油口到出油口,油温逐渐升高,而黏度逐渐降低。,故设计时,采用平均温度下的黏度。,平均温度:,热平衡计算时:,t140左右,应控制在3545之间,,若t1要求过低,则外部冷却困难(循环润滑),计算,(实际的平均温度),若|tm-tm|5,则说明热平衡不合要求,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,若热平衡计算不符合要求,则需重新选择轴承参数。,若tm过高,加大相对间隙,减少发热量,适当减小轴颈及轴瓦的表面粗糙度值,若tm过低,能力未充分发挥,,可减小初定的tm,重新设计,可同时加大粗糙度值,以降低加工精度要求,计算半径间隙:r,计算最小半径间隙min和最大半径间隙max,确定配合公差:间隙配合如H7/e6,若minmax,则配合选择适当,最后,根据计算结果,确定轴承配合:,第七章滑动轴承设计液体摩擦滑动轴承,确定轴承结构形式,确定轴承宽度l和孔径d,计算平均压强p、pv、v,计算Cp、查、计算hmin,选择轴瓦材料及润滑油,六、动压向心滑动轴承设计步骤(已知外载F),验证hmin是否满足要求,热平衡计算,选定轴承配合公差,作业要做到这一步!,第七章滑动轴承设计设计示例,例:发动机用动压向心滑动轴承设计实例,已知:d=90mm、F=30000N、n=970r/min、要求轴承剖分、入口油温40,1选结构型式正剖分轴承、剖分面两侧供油、包角为180,2选取宽径比l/d(表7-4)l/d1.2,3轴承宽度l(m)l1.290mm0.108m,4平均压强p(Pa)pF/(dl)3.08MPa3.08106Pa,5线速度v(m/s)vdn/(601000)4.57,6pv值(MPa.m/s)pv14.08,7选轴瓦材料查表7-2,选ZCuSn10P1,8选择润滑油牌号查表14-2,选L-AN46,9初定平均温度tm(C)tm50,p、pv、v均符合要求,第七章滑动轴承设计设计示例,10按tm查运动黏度(mm2/s)查图14-2,得28,11动力粘度(Pa.s)取87010-60.024,12确定相对间隙(式7-25)取0.0009,13选择轴颈表面粗糙度(m)查表7-5,取Rz11.6,14选择轴瓦表面粗糙度(m)比轴颈低一级Rz23.2,16查偏心率查图7-16取0.48,17计算最小油膜厚度hmin(mm)hminr(1)0.02106,18计算hmin(23)(Rz1+Rz2)值hmin0.00960.0144,19最小油膜厚度是否足够hmin0.0144故足够,15计算承载量系数式7-19,Cp=1.025,第七章滑动轴承设计设计示例,20查摩擦特性系数Cf查图7-16得Cf2.4,21查流量系数CQ查图7-17得CQ0.105,热平衡计算:,24计算润滑油温升t(C)由式7-23得t32,25已知入口温度t1(C)t140,26计算实际平均温度tm(C)tmt1t/256,27热平衡计算是否合格?|tmtm|5C,不合格,22比热c,密度,取中间值c=1850J/kg,=870kg/m3,23散热系数s,中型轴承,通风一般,取s=80J/m2S,第七章滑动轴承设计设计示例,再设计:,增大值(0.000880.00146)取0.0012,重新计算:,Cp=1.823,0.65,hmin0.0189,Cf1.8,CQ0.123,润滑油温升t(C)t22.7,计算平均温度tm(C)tm51与初定值接近,合适,28计算半径间隙(mm)r0.0012450.054,min0(0.072)/2=0.036mm;,29定配合公差:间隙配合H7/e6,孔为,轴为,0.054,在0.0360.065之间,故配合选择适当,选配合公差:,max0.035(0.094)/2=0.065mm,设计完毕,查机械设计课程设计,第七章滑动轴承设计小结,本章

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