《机械设计》讲义

《机械设计》讲义濮良贵§１２—１概述：一．摩擦的分类 〔详见： P.46.第四章〕㈠内摩擦： 发生在物质内部、阻碍分子间相对运动的摩擦。㈡外摩擦： 两接触物体间，阻碍两接触外表相对运动的摩擦。1．按有无相对运动分： 外摩擦可分为：静摩擦： 物体间仅有相对滑动趋势时的摩擦。动摩擦： 两接触物体间有相对运动时的摩擦。按相对运动形式分： 外摩擦可分为：1〕滚动摩擦： 两接触物体间的相对运动为滚动。2〕滑动摩擦： 两接触物体间的相对运动为滑动。又可分为四种：①干摩擦： 两物体接触面内无任何润滑剂的纯金属接触时的摩擦。反响(反响膜)而形成的一层极薄的分子膜。④混合摩擦：处于边界摩擦与流体摩擦的混合状态时的摩擦。注：a.将未经人为润滑的摩擦叫〝干摩擦〞c.0.1油分子间的内摩擦，f≈0.001～0.008，现在不存在磨损。二．轴承的类型：按摩擦性质分： 分二种1〕滚动摩擦轴承 下章介绍2〕滑动摩擦轴承 又可分三种①自润滑轴承： 工作时不加润滑剂。③液体润滑轴承： 两滑动外表处于液体润滑状态。液体动压轴承： 靠两外表间的相对运动来形成压力油膜。液体静压轴承： 统供给的压力油形成压力油膜。2．按承载方向分： 三种1〕径向轴承： 担当径向载荷2〕推力轴承： 担当轴向载荷3〕向心推力轴承： 可同时担当径、轴向载荷三．滑动轴承的要紧应用埸合：转速特高 现在，滚动轴承的寿命明显↓轴的支承位置要求特高 现在，滚动轴承因零件多，精度难保证特重型 现在，滚动轴承须单件生产，造价特地高冲击和振动特地大 现在，滚动轴承点接触，耐冲击、振动性能差按装配要求必需剖分的轴承特地工作条件处〔如：水中或腐蚀介质中〕径向尺寸受限处§１２—２滑动轴承的要紧构造型式一．整体式径向滑动轴承P.27612-1构造： 整体式轴承座，内衬减摩材料制成的整体轴套特点：1〕优： 构造简洁，本钱低廉。2〕缺： ①轴套磨损后，无法调整轴承间隙。②只能从轴颈端部装拆，重量大或中间轴颈的轴装拆困难。3．适用： 轻载、低速或间歇工作处。二．对开式径向滑动轴承P.27612-2构造： 由轴承盖、轴承座、剖分式轴瓦及双头螺柱等组成。特点： 轴承装拆便利，轴瓦磨损后可用削减剖分面处的垫片来调整轴承间隙。应用： 广泛。三．止推滑动轴承组成： 类型： 空心式、单环式、多环式§１２—３滑动轴承的失效形式及常用材料一．滑动轴承的失效形式磨粒磨损：进入轴承的硬颗粒〔如灰尘，砂粒等几何外形转变，精度下降。刮 伤：硬颗粒或轴颈外表粗糙的凸峰在轴承外表划出线状伤痕。咬 粘：过载高速或润滑差，致使轴颈、轴承的表层材料发生粘附和迁移。疲乏剥落：载荷反复作用，致使轴承衬材料疲乏开裂和脱落。腐 蚀：轴承材料受润滑剂及环境介质的腐蚀而失效。二．轴承材料轴承材料： 即轴瓦和轴承衬的材料。〔一〕轴承材料的要紧性能要求：减摩性： 具有较低的摩擦系数。抗咬粘性：指材料的耐热性和抗粘附性。2．顺应性、嵌入性和磨合性好。顺应性： 过弹塑变形补偿初始几何外形误差的力量。嵌入性： 嵌藏硬颗粒，减轻刮伤及磨损的性能。磨合性： 运转后，易形成相互吻合的外表粗糙度。3．足够的强度和抗蚀力量。4．导热性、工艺性、经济性好。〔二〕常用轴承材料：组成：是锡、铅、锑、铜的合金，分锡基、铅基二种。性能：嵌入性、顺应性、磨合性、抗咬粘性好，但强度特地低。应用：在中高速、重载或重要埸合，只能用作轴瓦的轴承衬。铜合金：种类：特地多，分黄铜、青铜二大类，其中青铜较常用。性能：比轴承合金稍差，但强度较高。应用：锡青铜：中速重载。铅青铜：高速重载〔∵抗粘附性好〕铝青铜：低速重载〔∵抗粘附性较差〕铝基轴承合金：性能：耐蚀性、减摩性好，疲强较高。应用：可单独制成轴套、轴承等，也可作轴承衬与钢衬背一起组成双金属轴瓦。4．铸铁：铸铁性脆、不易磨合，只适用于轻载低速、无冲处。多孔质金属材料：1〕使用前先把轴瓦在热油中浸数小时，使孔隙中布满油——含油轴承非金属材料：塑料，尼龙，橡胶，陶瓷等。注： 常用金属轴承材料的性能 P.280.表12-2.§１２—４轴瓦构造一．轴瓦的型式和构造：1．整体式：图12-3整体轴瓦整体轴套： 12-3

轴瓦(钢背)轴承衬图12-4卷制轴瓦卷制轴套： 卷制而成，其上有缝隙。12-42．对开式轴瓦：出榫、槽。/三金属板，再冲载、弯曲而成。大批生产，质量稳固，本钱低。轴瓦圆柱销轴瓦(钢背)

轴承衬图12-5

轴承座图12-7轴瓦的固定二．轴瓦的定位：定位：使轴瓦与轴承座保持确定的相对位置关系112-5。2．用紧定螺钉、销钉等固定。 P.283.图12-7.三．油孔及油槽：/周向油槽二种。膜厚度处。P.283.图12-8.剖分轴承：油槽开在剖分面上。 ②长度：稍短于轴承宽度。§１２—５滑动轴承润滑剂的选用：一．润滑脂及其选择： h应用：1〕要求不高，难以常常供油处。〕低速重载，或摇摆轴承中。润滑脂的针入度2〕滴点：应比轴承的工作温度高20o～30oC滴点：在规定加热条件下，脂从标准量杯口滴下第一滴时的温度3〕防水性和耐高温的要求。1．应用：最广2．选择：1〕轻载高速，宜选低粘度的油，反之亦反之。〕不完全液体润滑轴承的润滑油， P.285.表12-4.〕液体动压轴承的润滑油， P.53.表4-1.三．固体润滑剂：应用：在摩擦外表上形成的固体润滑剂膜可减小摩擦，要紧用于有特地要求处。种类：二硫化钼〔MoS2§１２—６不完全液体润滑滑动轴承设计运算适 用：工作牢靠性要求不高的低速、轻载或间歇工作的轴承。摩擦状态：混合摩擦状态。工作条件；边界膜不遭破坏，坚持粗糙外表微腔内有液体润滑存在。一．径向滑动轴承的设计：轴颈转速n,r/min F验算平均压力p:F

d轴颈直径d,mm nBp [p] MPa (12-1)dB

径向滑动轴承的计算p过大：油被从两摩擦面间挤出，边界膜裂开，两摩擦面直截了当接触，磨损↑验算pv: pv

dn

Fn

[pv] MPam/s (12-2)dB601000 19100BN=p，摩擦力F=fN=fp，摩擦功耗P=Fv∝pvf f ff验算滑动速度v：v≤[v] m/s 〔12-3〕pvppvpv超限B──轴承宽度，mm〔按宽径比B/d[p],[pv],[v]P.280.12-2.选择轴承的协作：H8/f7,或H7/f6.二．止推滑动轴承的运算： Fa构造型式： d2空心式，单环式，多环式三种。构造尺寸， P.277.表12-1.验算平均压力p:

F Fap a a

d1[p] MPa d1A z (d2d2)

止推滑动轴承的尺寸和计算4 2 1验算pv：

vn(d1

d)2

apv 4Fa

n(d1

d)2

nFa

[pv] MPam/s50%§１２—７液体动力润滑径向滑动轴承设计运算一．牛顿粘性定律及粘度。设：两平行平板A、B，AVB定，A、Bov=VAx层将随A运动，贴近50%§１２—７液体动力润滑径向滑动轴承设计运算一．牛顿粘性定律及粘度。设：两平行平板A、B，AVB定，A、Bov=VAx层将随A运动，贴近B的那么静止不动，各油层间有相对滑动。yv=0液体层流性及牛顿粘性定律B∴各层间存在剪应力τ，同时有以下牛顿粘性定律：vy〝-〞号表示v随y增大而减小。2 1 2 1式中：aP.287.表12-51〕动力粘度η：单位： P·S〔帕·秒， a a意义： 使相距1m，面积各为1m2的两层流体产生1m/s的相对速度需1N的切向力。2〕运动粘度υ： aυ=η/ρ m2/s二．流体动力润滑的差不多方程1．流体动力润滑：依靠两摩擦面在相对运动中产生1．流体动力润滑：依靠两摩擦面在相对运动中产生xAvO的压力油膜来平稳外载，并将两τdxdzz摩擦面完全分开的润滑方式。2．流体动力润滑的差不多方程：[p+pdx]dydzpdydzy1〕假设：B对粘度无阻碍。

y图12-12被子油膜隔开的两平板的相对运动状况py2〕流体动压差不多方程：p6(hhx h3

) (12-8)hh──p=po

处的流体膜厚。3〕形成流体动力润滑的必要条件：由式〔12-8〕可得①两相对运动外表必需形成收敛间假设，那么hhp/x0 )ovv三．径向滑动轴承形成流体润滑的过程径向轴承的轴颈与轴承孔间必需留有间隙。ω=0ω↑至肯定值时，带入油楔的油量形成动压油膜，使轴心左偏并浮起。4〕偏心距4〕偏心距e：2．油膜厚度：稳固运转时，轴颈中心O与轴承孔中心O间的距离,即：e1oo1χ=e/δFφφφφ、o12hφmaxωaeoo1rφ1-B/2B/2φ1hφ0φBminhRhzAopmx图12-144．ω达稳固转速时，轴颈在肯定的左偏位置上稳固运转。△FFFωDωda)ω=0b)ω≈0 c)形成油膜四．径向滑动轴承的要紧几何关系1．几个概念：用r〔12-9〕1

方向为极轴，转角φ沿轴颈转动方向量取，并设外载Foo1

方向成φ角。a1〕最小油膜厚度h： h=δ-e=δ(1-χ)=rψ(1-χ) (12-12)min min2〕任意极角φ处的油膜厚度h：R2e2(rh)22e(rh)cos11(1(e)2sin2RrhecosRe

( )2sin2 R3〕最大油压pmax

h(1cos)r(1cos) (12-13)处的油膜厚度h：o设pmax

处的极角为φ，那么oh r(1coso o

) (12-14)五．径向滑动轴承工作力量运算简介1．轴承的承载量运算和承载量系数1〕动压差不多方程：将dx=rdφ，νrωh、h代入〔12-8〕式动压差不多方程，得：odp

6(hh)dx6(coscoso

)d (12-15)h3 o

2 (1cos)32〕任意极角pφ处的油压：

(coscos)p dp 1

21 (1cos)3

d (12-16)3〕油压pφ在外载F方向上的重量p：p py

cos[180(a

φy)]p

a

) (12-17)yp 2py 1 y

r2p1

cos(a

)rd (12-18)5〕承载力量⑴轴向zpy12-18〕式的py

应修正[1-(2z/B)2]pC′yppy

C[1(2zy B

)2] (12-19)⑵承载力量F：p

FB/2pdzB/2 y

dBC2 p

(12-21)C 3B/2

(coscoso

)d][cos()d]C[1(2z)2]dz (12-22)p B/21

B(1cos)3 a BCpCp轴承的包角α：指入油口至出油口的轴承连续光滑外表包过轴颈的角度。偏心率χ： 其他不变，χ↑→C↑p轴承的宽径比B/d： pα=180°时的Cp

值， P.293.表12-6.最小油膜厚度h：min由=minhχ↑CF↑，但h不能无限缩小min p min1〕hmin

〕轴颈/承的几何外形误差。〕轴的刚性。2[h]：能确保轴承处于液体摩擦状态的临界油膜厚度。[h]=S(R+R 〔12-26〕z1 z2z1 z2

一样轴承 重要轴承Rz13.2μm1.6μm0.8μm0.2μmRz26.3μm3.2μm1.6μm0.4μmSS≥2。3〕hmin

确实定： hmin

rψ(1-χ)≥[h] 六．轴承中的摩擦系数f： 〔补充〕∵无偏心〔O与O1

重合〕时，油层厚度为δ按粘性定律，单位面积上的切向阻力： τ=η(dv/dy)=ηω/ψFfF=Aτ=πdBηω/ψf因此，按摩擦系数fFf fF

F dB f f F pdB pdB p〕边界摩擦时期：〕混合摩擦时期：3〕液体摩擦时：刚变形时，f

边界摩擦 混合摩擦非液体摩擦液体摩擦

ηω/p3．f

滑动轴承的摩擦系数变化状况承载时，OO1

↑→实际的ff经争论，实际的f可对理论算式修正而得到：fp0.55ξ──随轴承宽径比而变化的系数。轴承宽径比B/d ＜1 ξ ξ=(d/B)3/2 ξ=1七．轴承的热平稳运算：Q=fFv=fpdBv (W) (12-27a)端流的油每秒带走的热量Q：1(W) (12-27b)1 o i式中，ρ=85900kg/3c──油的比热，对矿物油：C=1675～2090J/(kg·℃)toC.o=35～40oC.i iQ：2) (W) (12-27c)2 s o i式中，πdBm2.αs热平稳条件：

中型、或一样通风条件的轴承：80W/(m2·K)冷却良好的重型轴承：Q=Q+Q (12-27)1 2即： o i s o i热平稳时油的出入口温差Δt： t

f()pt C (12-28)vSo i c( q )vSvBd 上式求得的是平均温度差，实际上轴承中各点的温度差是不同的。平均温度tm温度不同，粘度ηtm

下的粘度：=〔12-29〕m im设计步骤：，一样取

m m2〕按〔12-28〕式算出Δt.3〕运算t： i i m适宜。ii应降低t，加大轴瓦