滑动轴承计算

1、第十七章 滑动轴承基本要求及重点、难点滑动轴承的结构、类型、 特点及轴瓦材料与结构。 非液体摩擦轴承的计算。 液体动压形成原 理及基本方程， 液体动压径向滑动轴承的计算要点。 多油楔动压轴承简介。 润滑剂与润滑装 置。基本要求 :1) 了解滑动轴承的类型、特点及其应用。2) 掌握各类滑动轴承的结构特点。3) 了解对轴瓦材料的基本要求和常用轴瓦材料，了解轴瓦结构。4) 掌握非液体摩擦轴承的设计计算准则及其物理意义。5) 掌握液体动压润滑的基本概念、基本方程和油楔承载机理。6) 了解液体摩擦动压径向润滑轴承的计算要点 (工作过程、 压力曲线及需要进行哪些计算)7) 了解多油楔轴承等其他动压轴承的工

2、作原理、特点及应用。8) 了解滑动轴承采用的润滑剂与润滑装置。重点：1) 轴瓦材料及其应用。2) 非液体摩擦滑动轴承的设计准则与方法。3) 液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件。难点：液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件。主要内容：:非液体润滑轴承的设计计算。:形成动压油膜的必要条件。三：流体动压向心滑动轴承的设计计算方法，参数选择§7-1概述：滑动轴承是支撑轴承的零件或部件，轴颈与轴瓦面接触，属滑动摩擦。分类:1.按承载方向Fr径向轴承（向心轴承。普通轴承）只受推力轴承:只受组合轴承:Fa Fr52. 按润滑状态液体润滑：摩擦表面被一流体膜分开（1.5

3、2.0 m以上）表面间摩擦为液体分子间的摩擦。例如汽轮机的主轴。非液体润滑：处于边界摩擦及混合摩擦状态下工作的轴承为非液体润滑轴承。关于摩擦广干：不加任何润滑剂。边界：表面被吸附的边界膜隔开， 摩擦性质不取决于流体粘度，与边界膜的表面的吸附性质有关。液体：表面被液体隔开，摩擦性质取决于流体内分子间粘性阻力。混合：处于上述的混合状态 .相应的润滑状态称边界、液体、混合、润滑。于甲擁歳掘於攜ift合庫攥图4摩擔狀齐,a3. 液体润滑按流体膜形成原理分：1）流体动压润滑轴承：靠摩擦表面几何形状相对运动并借助粘性流体动力学作用产生力。平衡外载。2） 流体静压润滑轴承：靠外部提供压力流体，借助流体静压力

4、平衡外载荷。但开始启动时处于干摩擦，逐渐转换的，表明滑动轴承摩擦状态转化过程滑动轴承摩擦特性曲线。由德国科学家 Stribeck通过实验做出的。摩擦特性曲线3.按润滑材料分液体润滑轴承（油水）气体润滑轴承（空气、氦、氮） 塑料体润滑轴承（脂、半夜体金属 Pb 、Sn 、In ） 固体润滑轴承 （ Pb 、 Sn 、石墨，玻璃） 自润滑轴承（粉末冶金）：主要特点：v 30m/s1. 平稳， 可靠， 噪音小，高旋转精度2. 承载力大，耐冲击（油膜缓冲阻尼作用），用于高速3. 启动阻力大。§17-2径向滑动轴承的主要类型整体式 :结构简单，低速、载荷不大 , 间歇机器无法调间隙，轴颈只能从

5、端部装入。剖分式 : 见教材 P334 图 17.1-17.2 。§17 3 滑动轴承材料：即轴瓦与轴承衬材料。一：对材料要求：1. 强度塑性 顺应性 嵌藏性2. 磨合性减摩性 耐磨性磨合性 材料消除表面不平度而使轴瓦表面和轴颈表面相互吻合的性质减摩性：材料具有较低摩擦阻力的性质。耐磨性：材料具有抵抗磨粒磨损和胶合磨损的性质。3. 良好的导热性、工艺性 、经济性。：常用材料：1. 材料分类：金属材料粉末冶金材料 非金属材料2. 常用材料简介：1 ）巴氏合金（轴承合金）Cu、Sn、Pb、Sb合金，以Sn、Pb为基础， 悬浮锑锡及铜锡的硬晶粒，均匀的分布于基体内，硬晶粒起抗磨作 用软基体

6、则增加材料的塑性。2）轴承青铜：ZCuSn10P1粉末冶金：金属粉末加石墨高压成型再经高温烧制而成的多空隙结构材料。 孔隙率占总体积的 15-35% ，可预先浸满油 或脂，又称含油轴承。3 ）塑料：耐水耐酸耐碱，但导热性差耐塑性差。详见 p355 表 17.1§17 7 滑动轴承的条件性计算 用于低速轻载不重要轴承，也用于流体润滑的初算。 非液体润滑轴承计算缺乏系统理论，用一些条件性的验算来进行计算。失效形式：磨损（主要）无合适公式胶合（次要）点蚀（更次要）、径向轴承。1. 限制平均压强 P 即限制磨损失效。(17.2)轴承径向载荷NdB -_轴颈直径及有效宽mmP 许用比压Mpa表

7、17.4P3422限制pv值即限制胶合因发热量有摩擦功率损失而来,pv与功率损失成正比，因而限制pv值就可以限制发热量，进而限制了胶合。发热量f F v(m/s)式中f摩擦系数;F7( N)；v 速度上式中r 定，T 一 定，pv为变值、可控制此项即可限制胶合失效。F dn pv Bd 60 1000pvMpa2000 Bm/ s(17-3)3. 限制滑动速度v :有时由于安装误差或轴的弹性变形,使轴径与轴承局部接触,此时即使平均比压较小，p及pv皆小于许用值，但也可能由于轴颈圆周速度较高，而使轴承局部过度磨损或胶合。因此安装精度较差、轴的弹性变形较大和轴承宽径比较大时，还需验算轴径的圆周速度

8、v 。dnv m/s60 1000(17-4)材料的pv及v见教材表17.4二、推力轴承（见教材P342页，略）§7 8液体动压润滑的基本方程用润滑油把摩擦表面完全分割开的摩擦成为液体摩擦，此时摩擦性质取决于润获的黏度，而与两摩擦表面间的材料无关。一：润滑油粘度1. 润滑油在运动过程中产生内部摩擦阻力的性质叫粘性，粘性大小称粘度。粘度是表征流体流动中内摩擦性能的。2. 内摩擦阻力的计算：图是为两块平行平板被一层不可压缩的润滑油隔开，下板静止加压力拖动上板， 润滑油做层流流动。沿y坐标轴油层将以不同速度 u在移动。流动时内摩擦阻力阻止层流流动，此力 称流体内摩擦阻力。关于内摩擦阻力的大

9、小：丿速度V位置uy速度梯度，即速度在垂直方向上的变化率。u由理论分析及试验结果剪应力与速度梯度成正比。y为一常数称为动因y方向取负，负号表示 u随y的增大而减小，当温度、压力一定时, 力粘度。上述方程称牛顿方程或流体内摩擦定律2. 粘度单位v= Im/iFIN图4*25单位槪体动力粘度1丹搐的含义1）动力粘度（绝对粘度）：单位为动力学单位，称动力粘度。国际单位（工程单位）：巴斯（ Pa s）长宽高各为1m的液体如使两平行面 a .b发生1m/s相对滑动速度所需的力为1N.这样的液体粘度为1N s/m2物理单位泊P（poise）1dyn s/cm2 1P 100cP(厘泊) 0.1Pa s 或

10、1Pa s 10P 1000cP2）运动粘度动力粘度与同温度下该液体的密度的比值称运动粘度。国际单位:物理单位:蒸馏水在(m2 /sN s2_mKg3m1St斯(Stock),20.3摄氏度时运动粘度为2(Kg m/s ) s2mKg3mm2 /sdyn s/cm2(g1 g / cm2g / cm3cm/s2) s 1cm2/s 100cStcSt新标准规定机械油牌号为40摄氏度时运动粘度的厘斯数，温度上升，粘度下降压力升高，粘度上升，超过100Mpa时压力升高，粘度明显增加。二：流体动压润滑的形成（润滑油是怎样起作用的，压力如何产生的）(a) 如图所示：板b静止，板a以速度v向右移动，板上

11、无载荷，液 体速度图呈三角形分布，板ab间带进油量等于带出油量，板间油量保持不 变，板a不会下沉。(b) 板a承载，油向两侧溢出，于是板a下沉，不能承载。(c) 如图17.14 a所示，ab板不平行，板间隙沿运动方向由大到小呈收敛的楔 形，板a承受载荷P。板a运动使两端流体速度图似乎应如虚线所示的三 角形分布。如此进油多出油少，由于实际上液体不可压缩，必将在间隙内 拥挤形成压力，迫使进口端的速度图向内凹，出口端速度图形向外凸，使 进口油量等与出口带出的油量。间隙内液体形成压力，即由向上的压力与 外载荷平衡，说明在间隙内形成了动压油膜。归纳起来：获得流体动压润滑的必要条件是：1) 相对运动两表面

12、间，必须有沿运动方向由大变小的楔形间隙；2) 两表面必须有一定的相对速度3) 润滑油有一定粘度，且供油充足。进一步观察径向轴承形成动压油膜的过程:(1 ) 如图17.16 a所示，制造时轴承孔直径 D大于轴径d，二者之差称直径间隙。静止 时轴处于轴承孔最下方稳定位置。(2) 轴径开始转动时，轴承与轴径为金属相接触，为金属间直接相摩擦。轴承对轴径的摩擦力方向与轴径表面圆周速度方向相反，迫使轴径向左移动而偏移。 如图17.16 b所示(3) 当轴径速度继续增加时，楔形间隙内形成的油膜将轴径推开而与轴承脱离接触，但 此情况不持久，因为油膜内各点内压力的合力有向右推动轴径的分力存在，因而轴 径向右移动

13、。(4) 随转速的增大，轴径表面圆周速度增大，带入油楔内油量逐渐加多，则金属接触面 被润滑油分隔开的面积增大，因而摩擦阻力下降。于是轴径又向右下方移动(油膜 内各点压力的合力有向右推动轴径的分力存在)。当转速增加到一定大小达到工作 转速时，已形成足够油量将金属接触面分开，轴承开始按液体摩擦状态工作。油压 如何计算？通过雷诺方程解决。图17. 17承载油膜三：流体动压润滑的基本方程雷诺方程如图17.13所示两刚体被润滑油分开， 移动件以速度v沿x方向移动，另一刚体静止不动。假设:01743动酚槍1. z方向无穷大，（润滑油在此方向不流动）；2. 润滑油做层流流动，油不可压缩；3. 润滑油粘度不随

14、温度压力变化；4. 忽略油层重力和惯性；5. 由于工作表面吸附牢固，表面油分子随工作表面一同运动或静止。取单元微体分析，p为单位压力。因沿 z方向不流动，因而前后面压强相等。作用于微元体两侧压力pdy dz 及(Pdx) dy dz x（生 dy）dx dz作用于微元体上下两面压力为dx dz及 dy 分析x方向受力，因为等速运动，所以受力平衡:pp dy dz (p dx)dy dzdx dz ( 一 dy)dx dz 0ypdxdydz dydxdzx代入牛顿定律得:2u2y反过来分析一下平行板的情况:如图，速度分布为三角形-常数y0不能产生压力来支撑外载荷（平行油膜各处油压差等于入口及出

15、口的油压）。上式积分:i ldyxi dpCiu再积分：p y Ci)dyx2 p yx 2Ci yC2利用边界条件，当y=0 时 u（移动件）得C2_导出:CiCi yh2vCi（静止件）得C2i p h2idx 2Cihdp h将CiC2代入原式得y CJdyxy 1 phAHy)户 y(y2 xvhy)h)2 y 2Gy C2)利用润滑油连续流动的关系得出任剖面沿x方向单位宽度流量:hqxudyq0导出： qx=u （速度）x截面积=udydz=udy （因为单位宽，所以dz=1 ）hV(h y)h21 ppy(y h)dy x=Vh(a)V h23j ph2 x 312 Ph3_P设以

16、ho表示油膜中油压最大处的间隙（x =o）此截面上qx12vho(b)而式（a）应等于式（b）（因为流量必相等）12 xvh 1 , vh2 213hP6 v1 Ph31vho=26 v厂hoh31 vho26vjh3(7 7)P ，根据油压分布可算出油与粘度、速度、间隙有关，利用此公式可求出油膜上各点压力膜承载能力。下面利用一维雷诺方程分析压力沿x方向曲线分布及理由:hhohhohhoP2u2y2u_px_Px分析：在ab段：h> h°px >0 （压力沿x方向增加）2岁0個为二阶导数>0有极小值。）y（速度分布曲线凹）2u2y在 be 段：h<h00（速度

17、分布曲线凸）（因为二阶导数<0有极大值。）0，压力沿x方向逐渐降低。在b点:2u2yx =0压力达最大值,在AC段：由于油膜各点沿 X方向的油压都大于入口和出口的油压，因而能承受一定外 载荷。设计时将一维雷诺方程转换成极坐标（因轴承为圆柱形），经积分等得出任一位置压力计算式及承压区段长（压力油膜长）。载荷P、速度V已知,、B d为选定求 hmin hmine实际上也可以将轴瓦做成多油楔的，（轴只能沿一个方向移动）。对一维雷诺方程整理并对 X取偏导数得:(17.8) 若再考虑润滑油沿 z向流动，则p)z6vhh3 ( z x(17.9 )式17.9为二维雷诺动力润滑方程式，是计算液体动压轴

18、承的基本公式。§ 17 9液体动力润滑径向轴承的计算:，几何计算S17.15径向轴承几何关系° d* U-»半径间隙：R r R轴承孔半径 r为 轴颈半径相对间隙:偏心距：e 00偏心率:最小油膜厚度:hmin(1 ) (1 )(17.12)轴颈中心与轴承孔中心的连线°°与任意角处的油膜厚度为：h R r ecosecos (1 cos )(17.13)(导出：因为°°很小，所以°A AM，h (r °m) R h R r °m)二，承载能力和索氏数S° :轴承包角：即轴瓦连续包围轴颈

19、所对应的角度承载油膜角(12):压力油膜本应到hmin处结束，因为再往右不会形成动压油膜，但实际上压力油膜还拖长段至G。偏位角：外载荷F作用线和°。之夹角油膜角：从°°至任意油膜处的角,1，2分别为压力油膜起、止点角坐标,0为油膜压力为最大处的油膜角。利用一维雷诺方程计算油膜承载能力:丄6*X =h3压力最大处油膜厚度为ho(1 cos 0 )h (1 cos )将一维雷诺方程改为极坐标形式:dx rdh h再将h0、值代入，将v r代入P 6v(h he)dp 6 v (1 cos )(1 3cos 0)X= h3 ，即莎=(1 cos )dp 6 v r _c

20、oscos 0)(1cos )3(cos cos 0 ) cos )3dp 6v 呼os cos3)d 6 v (；os cos 03 d r (1 cos )2(1 cos)6 (cos cos o) d2(1 cos )3将上式积分，可得任意角处的油膜压力:(cos cos 0),"(1cos )31至2区间，沿外载荷方向单位宽度的油膜力为:Fi2P cos1801)dp耸2 (cos cos30)d cos1801(1 cos )()d将上式乘以轴承宽度B,代入r=d/2,得有限宽度轴承不考虑端泄时的油膜承载力F，经整理得:F 2Bd肾 cos，cos180 ( )rdcos

21、0)上式右端之值称索氏数So，索氏数是轴承包角（ 21）和偏心率 的函数，无量纲2数群S0F /(Bd)单位为 F N ; B, D m , Pas , -rad/s调整各参数间的关系,例如：在允许的情况下减小，增大，将使F增大。但由于端泄,实际承载力比上式低,因此在实际计算中，常采用二维雷诺动力润滑方程式的数值解提供的线图进行计算。图17.18 （ P348 ）给出轴承包角180和120度时，S°曲线。此时，索氏数为轴承包角，偏心率 和宽径比B/d的函数。B/d减小，端泄增大，s0减小。其他参考数相同时，So减小，承载力减小。对B/d 定时 增大，S°增大，承载力增大，但hmin很小，为安全运转，必满足hminhmin三，流量计算：轴承的体积流量qv可按下式计算:式中，qv 无量纲体积流量，是、B/d、函数，查图 17.19 （ P350）四，动耗计算径向轴承在承载区的摩擦动耗为:P F v F vw(17.16)式中： = 摩擦特性系数，是、B/d、的函数，查图17.20 （ P351）五，热平衡计算：摩擦力转化为热量，一部分被润滑油带走，一部分使轴承座及周围空气升温。所以控制油温及轴承温度 许用值。单位时间摩擦热=流动油带走的热量及轴承散发之热。Fv Cp qv t Bd b t式中：qv 润滑油体积流量轴承的摩擦系数cp 油的比热容 168