华理工机械设计教案13.5~13.6滑动轴承的条件性计算、液体动力润滑径向轴承的计算

课程名称：《机械设计》第23讲次授课题目第十二章滑动轴承13-5滑动轴承的条件性计算13-6液体动力润滑径向轴承的计算【目的要求】熟练掌握各种滑动轴承的滑动轴承的设计方法；【重点】滑动轴承的设计；【难点】滑动轴承的设计；内容第十三章滑动轴承13-5滑动轴承的条件性计算滑动轴承条件计算的准则（或内容）为：对混合润滑轴承，只需进行这种条件性计算，以确定轴承尺寸。（维持边界膜不破坏）。对于液体动力润滑轴承。由于在启动和停车时，也处于混合摩擦状态，所以设计时，也需进行这种条件性计算，以保证工作中，轴承的最低润滑水平维持在边界润滑状态。通常，只用类作为初步计算，确定轴承的结构尺寸。此外，还要进行液体动力润滑的计算。径向轴承BdBdF（Mpa）式中:F—轴承的径向载荷：ND、B—轴颈直径和有效宽度：mm[P]—许用压强：Mpa（注：低速轴或间歇转动的轴，其轴承只须进行压强校核。）2．滑动速度：（m/s）式中：n—轴颈的转速：r/min＊当p很小时，而v很大时，也会产生较大的磨损，所以也需对v加以限制。3．PV值：（Mpam/s）注：轴承材料的许用[p]、[v]、[pv]值。对于混合润滑轴承的设计通常是：先由轴的设计确定轴颈直径d→确定（选择）宽径比B/d→确定B→条件性计算→选择配合＊注：通常取B/d=0.8-1.5选配合时：较精密的可选：H8/f7一般的可选：H8/e7H9/e8粗糙的可选：H9/d8二、推力轴承止推面的形式有：实心端面、空心轴颈和环状轴颈实心端面推力轴颈：由于边缘速度大，磨损快，中心部分则磨损小。边缘磨损后，则会使中心部分凸出，压强增大很多。这是它的缺点。所以实际中，常采用空心轴颈和环状轴颈，以便克服实心轴端的缺点。FdFd0d222（Mpa）（Mpam/s）式中：[p]、[pv]值见表（13-3）：对多环轴承，各环受力不均匀。[p]、[pv]值应降低50％。13-6液体动力润滑径向轴承的计算液体动力润滑的计算：就是要验算是否能够实现液体润滑。径向滑动轴承是具有间隙的轴颈和孔的配合。孔就是滑动轴承的圆柱孔。如下图：开始启动时，轴受到的摩擦力使轴出现上爬现象。随轴的转动，把油不断带入收敛的间隙，逐渐形成压力。随着转速的升高，轴颈不断的把油带入间隙，使间隙内油的压力越来越高，最后靠油的压力把轴颈托起来。但是在油压的作用下，轴很快被推向左侧。当轴转速稳定时，形成了稳定的压力油膜，轴位于偏左的位置，油膜的压力分布如图所示。垂直方向的合力与外载F平衡，水平方向的分力，左、右自行抵消。形成油膜以后，轴心与轴承上孔的中心O不重合。则称为偏心距，用e表示。在其他条件相同时，转速越高，则e越小。注意；分析轴颈逆时针转动时，轴心位置和动膜压力分布曲线的形状。稳定运转状态稳定运转状态Foo1hmineθpmaxpmaxBRr二、液体动力润滑径向轴承的计算1．几何关系（见P321）直径间隙：半径间隙：相对间隙：偏心率：最小油膜的厚度（即最小间隙）： 偏位角：θ（由e和θ确定轴颈在轴承孔中的平衡位置。）轴瓦包角：α即轴瓦完整表面所占的中心角。在此：F—实际上是油膜所承受的外载荷。它的大小表示了动压油膜的承载能力的大小。（所能承受的外载荷F，则承载能力增大）。实际的滑动轴承，η、v、B、ψ都是确定的系数。工作中，不变化。那么当外载荷F增大时，轴将下沉，则最小油膜厚度hmin减小。当hmin减小到一定程度时，两表面就可以直接接触，而不能实现液体润滑。那么，当达到稳定状态时，到底能否实现液体润滑呢？这就需要计算hmin的大小。具体的计算过程如