第11章滑动轴承..ppt

1、第11章 滑动轴承,基本要求: 了解轴承的各种摩擦状态及特点。 了解轴承的各种结构型式、轴瓦结构及轴承材料。 掌握润滑剂的特性指标，了解轴承的润滑方法。 掌握动压润滑的基本原理。 掌握非液体及液体动压润滑滑动轴承的设计方法及步骤。,重点与难点: 重点：非液体及液体动压润滑滑动轴承的设计方法及步骤。 难点：动压润滑的基本原理及液体动压润滑滑动轴承的设计。,第11章 滑动轴承,11-1 概述,11-2 滑动轴承的结构形式及轴瓦结构,11-3 滑动轴承的失效形式和常用材料,11-4 滑动轴承的润滑剂和润滑方法,11-5 不完全液体润滑滑动轴承的设计计算,11-6 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算,

2、11-7 其它形式滑动轴承简介,轴承的作用是支承轴。轴在工作时可以是旋转的，也可以是静止的。,根据轴承中摩擦的性质，可分为滑动轴承和滚动轴承。,一、滑动轴承的分类,根据能承受载荷的方向，可分为向心轴承、推力轴承、向心推力轴承。 (或称为径向轴承、止推轴承、径向止推轴承）。,根据润滑状态，滑动轴承可分为：不完全液体润滑滑动轴承。 完全液体润滑滑动轴承。,11-1 概 述,二、滑动轴承的特点和应用,优点：寿命长、适于高速；油膜能缓冲吸振，耐冲击、承载能力大；回转精度高、运转平稳无噪音；结构简单、装拆方便、成本低廉。,缺点：非液体摩擦轴承摩擦损失大，磨损严重；液体动压润滑轴承当起动、停车、转速和载荷

3、经常变化时，难于保持液体润滑，且设计，制造、润滑和维护要求较高。,应用：高速、高精度、重载、特大冲击与振动、径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装(如曲轴的轴承)、以及需在水或腐蚀性介质中工作等条件下的轴承。,要正确地设计滑动轴承，必须合理地解决以下问题： 1)轴承的型式和结构； 2)轴瓦的结构和材料选择； 3)轴承的结构参数； 4)润滑剂的选择和供应； 5)轴承的工作能力及热平衡计算。,112 滑动轴承的结构形式及轴瓦结构,一、常见滑动轴承的结构,()整体式径向滑动轴承,特点：结构简单，成本低廉。,应用：低速、轻载或间歇性工作的机器中。,因磨损而造成的间隙无法调整。,只能从沿轴向装入或拆出。,径

4、向滑动轴承的主要结构形式,（）对开式径向滑动轴承,特点：结构复杂、可以调整磨损而造成的 间隙、安装方便。,应用场合：低速、轻载或间歇性工作的机器中。,对开式轴承(剖分轴套),2、止推滑动轴承的结构,止推滑动轴承由轴承座和止推轴颈组成。常用的轴颈结构形式有：, 空心式：轴颈接触面上压力分布较均匀，润滑条件较实心式的改善。, 单环式：利用轴颈的环形端面止推，结构简单，润滑方便，广泛用 于低速、轻载的场合。, 多环式：不仅能承受较大的轴向载荷，有时还可承受双向轴向载荷。 由于各环间载荷分布不均，其单位面积的承载能力比单环式低50%。,空心式,单环式,多环式,需从轴端安装和拆卸，可修复性差。,可以直接

5、从轴的中部安装和拆卸，可修复。,节省材料，但刚度不足，故对轴承座孔的加工精度要求高 。,强度足够的材料可以直接作成轴瓦，如黄铜，灰铸铁。,轴瓦衬强度不足，故采用多材料制作轴瓦。,铸造工艺性好，单件、大批生产均可，适用于厚壁轴瓦。,只适用于薄壁轴瓦，具有很高的生产率。,二、轴瓦结构,1、轴瓦的形式和结构,厚壁轴瓦用铸造方法制造，内表面可附有轴承衬，常将轴承合金用离心铸造法浇注在铸铁、钢或青铜轴瓦的内表面上。,单材料、整体式 厚壁铸造轴瓦,多材料、整体式、薄壁轧制轴瓦,多材料、对开式厚壁铸造轴瓦,多材料、对开式薄壁轧制轴瓦,虚拟现实中的轴瓦,图11-6 轴瓦内表面上的沟槽形状,图11-7 对开式薄

6、壁轴瓦（GB/T31621991）,为使轴承合金与轴瓦贴附得好，常在轴瓦内表面上制出各种形式的沟槽。,2、轴瓦的定位, 目的：防止轴瓦相对于轴承座产生轴向和周向的相对移动。, 方法：对于轴向定位有：,对于周向定位有：,4、轴瓦的油孔及油槽, 目的：把润滑油导入轴颈和轴承所构成的运动副表面。,原则： 对于液体动压径向轴承，有轴向油槽和周向油槽两种形式可供选择。 油槽应开在非承载区内，否则会破坏润滑油膜的连续性，降低轴承的承载能力。,轴向油槽分为单轴向油槽及双轴向油槽。轴向油槽不能开通至轴承端部，应留有适当的油封面。,周向油槽 轴向油槽,油孔及油槽,原则：对于周向油槽，当轴承水平放置时，最好开半周

7、，不要延伸到承载 区，如必须开全周时，应开在靠近轴承的端部；当轴承竖直放置时，应开 在轴承的上端。,对于不完全液体润滑径向轴承，必要时可以将油槽从非承载区延伸到承载区。如果载荷方向经常变化，油槽可以开在轴颈上,油槽的截面形状，应避免边缘有锐边及棱角，以便油能顺畅地流入摩擦表面间。,单轴向油槽开在最大油膜厚度位置,双轴向油槽开在轴承剖分面上,113 滑动轴承的失效形式和常用材料,汽车用滑动轴承故障原因的平均比率,轴承表面的磨粒磨损、刮伤、咬粘(胶合)、疲劳剥落和腐蚀。,一、滑动轴承的失效形式,滑动轴承还可能出现气蚀、电侵蚀、流体侵蚀和微动磨损等失效形式。,详细说明,二、对滑动轴承材料的要求,轴承

8、材料是指在轴承结构中直接参与摩擦部分的材料，如轴瓦和轴承 衬的材料。轴承材料性能应满足以下要求：, 减摩性：材料副具有较低的摩擦系数。, 耐磨性：材料的抗磨性能，通常以磨损率表示。, 抗咬粘性：材料的耐热性与抗粘附性。, 摩擦顺应性：材料通过表层弹塑性变形来补偿轴承滑动表面初始配合不 良的能力。, 嵌入性：材料容纳硬质颗粒嵌入，从而减轻轴承滑动表面发生刮伤或磨 粒磨损的性能。,此外还应有足够的强度和抗腐蚀能力、良好的导热性、工艺性和经济性。, 磨合性：轴瓦与轴颈表面经短期轻载运行后，形成相互吻合的表面形状 和粗糙度的能力（或性质）。,三、轴承材料,滑动轴承材料是指轴瓦及轴承衬材料。,一、润滑脂

9、及其选择, 特点：无流动性，可在滑动表面形成一层薄膜。, 适用场合 ：要求不高、难以经常供油，或者低速重载以及作摆动运动的 轴承中。, 选择原则： 当压力高和滑动速度低时，选择针入度小一些的品种；反之，选择 针入度大一些的品种。,所用润滑脂的滴点，一般应较轴承的工作温度高约2030，以免 工作时润滑脂过多地流失。,在有水淋或潮湿的环境下，应选择防水性能强的钙基或铝基润滑脂。 在温度较高处应选用钠基或复合钙基润滑脂。,114 润滑剂和润滑装置,润滑脂牌号表,二、润滑油及其选择, 特点： 有良好的流动性，可形成动压、静压或边膜界润滑膜。, 适用场合：不完全液体滑动轴承和完全液体润滑滑动轴承。, 选

10、择原则：主要考虑润滑油的粘度。,转速高、压力小时，油的粘度应低一些；反之，粘度应高一些。,高温时，粘度应高一些；低温时，粘度可低一些。,三、固体润滑剂及其选择, 特点：可在滑动表面形成固体膜。, 适用场合：有特殊要求的场合，如环境清洁要求处、真空中或高温中。, 常用类型：二硫化钼，碳石墨，聚四氟乙烯等。, 使用方法：涂敷、粘结或烧结在轴瓦表面；制成复合材料，依靠材料自 身的润滑性能形成润滑膜。,润滑油牌号表,四、润滑方式及其选择 向轴承供给润滑油或润滑脂的方法很重要，尤其是油润滑，轴承的润滑状态与润滑油的供给方法有关。各种润滑方式参见第十章。 滑动轴承的润滑方式可根据轴承平均载荷系数K来选择,

11、式中 p=F/(dB)轴颈的比压，单位为MPa； v轴颈的圆周速度，单位为m/s。 K值越大，表示轴承载荷大或温度高，需充分供油；并应选择粘度较高的润滑剂才能保证好的润滑效果。根据K值推荐的润滑方式见表11-5。,115 不完全液体摩擦滑动轴承设计计算,一、不完全液体润滑滑动轴承的设计方法及步骤, 工作状态：因采用润滑脂、油绳或滴油润滑，故无法形成完全的承载油 膜，工作状态为边界润滑或混合摩擦润滑。, 失效形式：边界油膜破裂。, 设计准则：保证边界膜不破裂。 因边界膜强度与温度、轴承材料、轴颈和轴承表面粗糙度、 润滑油供给等有关，目前尚无精确的计算方法，但一般可作 条件性计算。, 设计步骤：根

12、据使用要求和工作状况，选定轴承结构类型；选择轴瓦材料 和轴瓦结构；校核滑动轴承的工作能力，确定结构尺寸；选择 轴颈与轴瓦的配合(向心轴承通常为 )；选择润滑 剂，润滑方式和润滑装置。, 校核内容： 验算平均压力 p p，以保证强度要求。,验算摩擦发热pvpv，fpv是摩擦力，限制pv即间接限制摩擦发热。,验算滑动速度vv ，安装误差和轴的弹性变形，使轴颈与轴承局部接触，此时，p，pv虽小于许用值，也可能由于轴颈圆周速度过高使得轴承局部过度磨损或胶合。故应校核滑动速度v 。,不完全液体润滑滑动轴承的设计计算2,二、径向滑动轴承的设计, 已知条件：外加径向载荷F (N)、轴颈转速n(r/mm)及轴

13、颈直径d (mm), 验算及设计 ：,验算轴承的平均压力p (MPa),B轴承宽度，mm（根据宽径比B/d确定）p轴瓦材料的许用压力，MPa。,验算摩擦热,v轴颈圆周速度，m/s； pv轴承材料的pv许用值，MPam/s,验算滑动速度v (m/s),v材料的许用滑动速度,选择配合,p、v、 pv 的选择,一般可选H9/d9或H8/f7、H7/f6,二、推力滑动轴承,推力滑动轴承的工作能力校核与径向滑动轴承相似，但通常只校核其平均压力p及pv值；,p,1、校核轴承平均压力p,2、校核轴承的pv值,因轴承的环形支承面平均直径处的 圆周速度,(m/s)，故,pv,对于多环止推轴承，考虑到各环受载不均

14、匀，表11-6中的数值应降低50。,一、流体动压润滑基本方程及油膜承载机理,对流体平衡方程（NavierStokes方程）作如下假设，以便得到简化形式的流体动力平衡方程。这些假设条件是 ：, 流体为牛顿流体，即 。, 流体的流动是层流，即层与层之间没有物质和能量的交换；, 忽略压力对流体粘度的影响，实际上粘度随压力的增高而增加；, 略去惯性力及重力的影响，故所研究的单元体为静平衡状态或匀速直线运动，且只有表面力作用于单元体上；, 流体不可压缩，故流体中没有“洞”可以“吸收”流质；, 流体中的压力在各流体层之间保持为常数。,116 液体动压润滑径向滑动轴承设计计算,根据x方向的平衡条件，得,整理

15、后得,由牛顿粘性流体摩擦定律,因此,该式表示了压力p沿x轴方向的变化与流体速度u沿y轴方向的变化关系。,将上式对y积分两次（压力沿y轴方向无变化， 为常数），得,式中 c1、c2积分常数，可由边界条件确定。,将以上两边界条件代入上式，得：,当y=0时，u=v；,当y=h 时，u=0；,油层的速度u由两部分组成：式中前一项表示速度呈线性分布，这是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这是由油流沿x方向的变化所产生的压力流所引起的（如图所示）。,当无侧漏时，润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为,设最大油压pmax处的油膜厚度为h0（即 时，h= h0），则通过该截面单位宽

16、度的流量为,根据流体的连续性原理，当润滑油连续流动时，各截面的流量必定相等，由此得,液体动压润滑基本方程，又称一维雷诺方程,由雷诺方程可以看出：油膜压力的变化与润滑油的粘度、表面滑动速度和油膜厚度及其变化有关。这种油膜压力是由于两板相对运动而形成的液体动压力，故这种油膜称为动压油膜。,获得液体动压润滑的必要条件是：,1）相对运动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；,2）两运动表面要有足够大的相对滑动速度，其运动方向必须使润滑油由大口 流进，从小口流出；,3）润滑油必须有一定的粘度，且供应要充分。,在ab(hh0)段： 0(即速度分布曲线呈凹形)，所以 0，即压力沿x方向逐渐增大； 而在bc(hh

17、0)段， 0(即速度分布曲线呈凸形)，即 0，这表明压力沿x方向逐渐降低。,二、液体动压润滑径向滑动轴承的工作状况, 轴承的孔径D和轴颈的直径d名义尺寸相等；直径间隙是公差形成的。, 轴颈上作用的液体压力与F相平衡，在与F垂直的方向，合力为零。, 轴颈最终的平衡位置可用a和偏心距e来表示。, 轴承工作能力取决于hlim，它与、和F等有关，应保证hlimh。,初始状态,稳定工作状态,演示,1、几何关系,轴承和轴颈的连心线OO1与外载荷Fr的方向形成一偏位角,轴承孔和轴颈直径分别用D和d表示，半径分别用R 和 r 表示,直径间隙,=Dd,半径间隙,=Rr =/2,相对间隙, =/d=/r,偏心率,

18、=e/= e/( Rr),hmin=e = (1) =r (1),最小油膜厚度,三、液体动压润滑向心滑动轴承的几何关系和承载能力,取轴颈中心O为极点，连心线OO1为极轴，对应于任意角 的油膜厚度为h可在AOO1中应用余弦定理求得,R2=e2+(r+h)22e(r+h)cos,解上式并略去微量,适用于轴承为无限宽的情况,压力最大处的油膜厚度 h0= (1+cos 0),h= (1+cos )=r(1+cos ),将雷诺方程改写成极坐标表达式，即dx=rd ，v=r及h、h0之值代入后,得极坐标形式的雷诺方程,将上式从油膜起始角 1 到任意角 进行积分，得任意位置的压力：,2、轴承的承载量计算,由

19、此可得,或,把所有 在外载荷方向的分量相加(积分)，即可得单位宽度的油膜承载能力。再把全宽度上的承载能力相加(积分)，可得总承载能力Fr 。考虑轴承有端泄，即两端的油压为零，油压沿宽度呈抛物线分布，且最大油压也有所降低。,式中 CP承载量系数；是一个无量纲的量，表示三重积分项； 润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，单位为N.s/m2； B轴承宽度，单位为m； Fr外载荷，单位为N； v轴颈圆周速度，单位为m/s。,四、最小油膜厚度 hmin,在其它条件不变的情况下，hmin愈小则偏心率愈大；轴承的承载能力就愈大。然而，最小油膜厚度是不能无限缩小的，因为它受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性及轴

20、承与轴颈的几何形状误差等的限制。为确保轴承能处于液体摩擦状态，最小油膜厚度必须等于或大于许用油膜厚度h，即,hmin=r(1)h,式中 Rz1、Rz2轴颈和轴瓦表面微观不平度十点高度(表11-8)。对一般轴 承，可分别取Rz1、Rz2值为3.2m和6.3m，或1.6m和 3.2m； 对重要轴承可取为0.8m和1.6m，或0.2m和 0.4m。 S安全系数，常取S2。,h=S(Rz1+Rz2),五、轴承的热平衡计算,轴承工作时，摩擦功耗将转变为热量，使润滑油温度升高，导致润滑油粘度下降，降低轴承承载能力。因此，设计液体动压润滑轴承时，必须计算润滑油的温升，并将其限制在允许的范围内。,摩擦功耗转变

21、的热量，一部分被润滑油带走，一部分通过轴承壳体散逸。轴承运转时达到热平衡状态的条件是：单位时间内轴承摩擦所产生的热量Q等于同时间内流动的油所带走的热量Q1与轴承壳体散逸的热量Q2之和，即,Q=Q1+Q2,式中 q润滑油流量，单位为m3/s，按润滑油流量系数求出； 润滑油的密度，单位为kg/m3，对矿物油为850900kg/m3； c润滑油的比热容，单位为J/(kg.)，对矿物油为 16752090J/(kg.)； t0、ti油的出口温度和入口温度，单位为。通常由于冷却设备的限 制， 取为ti=3540。 s轴承的表面传热系数，单位为W/(m2.)，随轴承结构和散热条件 而定。 对于轻型轴承或不

22、易散热的环境中工作的轴承， 取 s=50W/(m2.)； 中型轴承及一般通风条件下工作的轴承，取s=80W/(m2.)； 在良好冷却条件下工作的重型轴承，取s=140W/(m2.)。,轴承中的热量是由摩擦损失的功转变而来。每秒钟在轴承中产生的热量Q(W),Q = f Frv,由流出的油带走的热量Q1(W),轴承壳体的金属表面通过传导和辐射散发的热量,Q1=qc(t0ti),Q2=sdB(t0ti),热平衡时，有,于是得出,f Fr v = qc ( t0ti ) +s d B( t0ti ),润滑油流量系数，是一个无量纲数，可根据轴承的宽径比 B/d及偏心率由图查出；,f摩擦系数，可由下式确定

23、：,式中 随轴承宽径比而变化的系数。 对于B/d1的轴承，=(d/B)1.5； 对于B/d1的轴承，=1； 轴颈角速度，单位为rad/s； p=Fr/(dB)轴承的平均压力，单位为Pa； 润滑油的动力粘度，单位为Pa.s。,式中 t润滑油的温升，通常要求t30；,润滑油从入口到流出轴承，温度逐渐升高，因而在轴承中不同之处的油的粘度也将不同。研究结果表明，计算轴承的承载能力时，可以采用润滑油平均温度时的粘度。润滑油的平均温度tm=(t0+ti)/2，而温升t=t0ti，所以润滑油的平均温度tm按下式计算：,若ti3540，则表示轴承热平衡易于建立，轴承承载能力尚未用尽。此时应降低给定的平均温度，

24、并允许适当地加大轴瓦及轴颈的表面粗糙度，再行计算。,建议平均温度一般在4560内选取，最高不超过75。,设计时，通常是先给定平均温度tm，按求出的温升t来校核油的入口温度ti,若ti3540，则表示轴承不易达到热平衡状态。此时需加大间隙，并适当地降低轴瓦及轴颈的表面粗糙度，再作计算。,六、设计参数的选择,1.宽径比B/d 宽径比越小，油压也越小。这主要是因为润滑油在自身压力作用下，要向两端流失，即产生所谓端泄现象而造成的。反之，如宽径比越大，则油的压力也越大，轴承的承载能力也就越高。但是从另一方面来看，端泄虽然会降低油压，但也同时带走轴承中的一部分摩擦热，从而使轴承的温度不致升得太高，润滑油的

25、粘度也就不会降得过低。,一般说来，宽径比小，有利于增大平均压力p，提高运转稳定性；并可增大端泄量以降低温升；亦可减轻轴承端部边缘接触现象；还可使轴向尺寸较小。但宽径比过小，轴承承载能力降低太多。反之，若宽径比大，则轴承承载能力也大；但宽径比太大，则端泄带走的摩擦热也少，轴承温升就会加大，油的粘度也要降低，结果反而使轴承的承载能力降低。因此，宽径比的选择要适当，不能过大，也不能过小。一般轴承的B/d在0.31.5范围内。,一般机器常用的B/d值为：汽轮机、鼓风机B/d=0.31；电动机、发电机、离心泵、齿轮变速器B/d=0.61.5；机床、拖拉机B/d=0.81.2；轧钢机B/d=0.60.9。

26、,六、设计参数的选择,2.相对间隙 相对间隙主要根据载荷和速度选取。速度愈高，值应愈大，可以减少发热；载荷愈大，值应愈小，可以提高承载能力。此外，直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时，值取小值，反之取大值。,一般机器中常用的值为：汽轮机、电动机、齿轮减速器=0.0010.002；轧钢机、铁路车辆=0.00020.0015；机床、内燃机=0.00020.00125；鼓风机、离心泵=0.0010.003。,3.粘度 这是轴承设计中的一个重要参数。它对轴承的承载能力、功耗和轴承温升都有不可忽视的影响。轴承工作时，油膜各处温度是不同的，通常认为轴承温度等于油膜的平均温度。平均温度的计算是否准确，将直接影响到润滑油粘度的大小。平均温度过低，则油的粘度较大，算出的承载能力偏高，反之，则承