华科 机械设计 第7章-滑动轴承设计 - 录像用

,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