滑動軸承的設(shè)計..

1、畢業(yè)論文繼續(xù)教育學(xué)院_級專業(yè)題目滑動軸承的設(shè)計學(xué)生姓名：_指導(dǎo)老師2013年3月班級：專業(yè)：學(xué)生姓名設(shè)計（論）題目滑動軸承的設(shè)計開題報告：滑軸承動的一體化結(jié)構(gòu)設(shè)計，是將傳統(tǒng)上分別屬于兩個不同裝置的潤滑與密封有機(jī)地結(jié)合在起作為個部件使用，并使用水潤滑。這給軸承的使用、安裝和維護(hù)帶來了個全新的概念。合理的密封形式對水潤滑復(fù)合橡膠軸承動密封體的性能有重要的影響。不同介質(zhì)、不同轉(zhuǎn)速、不同載荷以及不同的溫升對泄漏量有著不同的影響。為確保被試部件在不同載荷情況下的密封能力，滿足使用要求，必須對密封部件進(jìn)彳丁動態(tài)檢測，獲取詳細(xì)的性能指標(biāo)，以便對產(chǎn)品進(jìn)彳丁全面評估。指導(dǎo)教師意見：指導(dǎo)教師簽名：填表時間：201

2、3年3月南京工程學(xué)院成人教育畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書學(xué)生姓名指導(dǎo)教師設(shè)計（論文）題目滑動軸承的設(shè)計設(shè)計（論文）的工作內(nèi)容1. 查閱資料第1-2周2. 結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制裝配草圖第3-5周3. 完成全套圖紙第6-8周4撰寫論文第9-12周設(shè)計（論文）的主要技術(shù)指標(biāo)一是不斷研制新的軸承材料及結(jié)構(gòu)，以適應(yīng)軸承的工作特點(diǎn)及其負(fù)荷指標(biāo)不斷提咼的要求；二是深入地研究發(fā)生在軸承內(nèi)部的各種工作狀態(tài)，從而在設(shè)計中采取相應(yīng)的措施，保證軸承在最理想的條件下運(yùn)轉(zhuǎn)。設(shè)計（論文）的基本要求1. 字?jǐn)?shù)：60008000字。2. 字體：正文標(biāo)題用黑體、小二號打印，標(biāo)題下面不再標(biāo)明作者姓名。正文一般用仿宋體四號字打印。文章中的各段標(biāo)

3、題用黑體、四號字打印，并且前后要一致。全文的文字格式要統(tǒng)一。獨(dú)立成行的標(biāo)題后面不再加標(biāo)點(diǎn)符號。班級：07機(jī)電技師班專業(yè)：機(jī)電一體化應(yīng)收集的資料及主要參考文獻(xiàn)【1】濮良貴，紀(jì)名剛機(jī)械設(shè)計（第八版）高等教育出版社.2006年5月；【2】楊可楨，程光蘊(yùn)，李仲生機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)（第五版）高等教育出版社.2006年5月；【3】孫恒，陳作模，葛文杰.機(jī)械原理（第七版）.高等教育出版社.2006年5月；【4】機(jī)械設(shè)計手冊編委會.機(jī)械設(shè)計手冊單行本-軸承.機(jī)械工業(yè)出版社.2007年3月；國際通用標(biāo)準(zhǔn)件叢書編輯委員會.國內(nèi)外軸承對照手冊江蘇科學(xué)技術(shù)出版社.2008年10月南京工程學(xué)院成人教育畢業(yè)設(shè)計（論文）工作進(jìn)程

4、表班級：專業(yè)：學(xué)生姓名指導(dǎo)教師設(shè)計（論文）題目滑動軸承的設(shè)計時間應(yīng)完成的工作內(nèi)容檢查情況第1-2周第3-4周第5-8周第9-11周去圖書網(wǎng)和在網(wǎng)上搜集，查閱本次論文的資料結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制裝配草圖完成全部資料和設(shè)計圖開始寫論文南京工程學(xué)院成人教育畢業(yè)設(shè)計（論文）中期匯報表（學(xué)生用）業(yè)設(shè)計論文學(xué)院系部機(jī)械系姓名指導(dǎo)教師設(shè)計（論文）題目滑動軸承的設(shè)計畢業(yè)設(shè)計開題報告完成后，我在書中收集了很多有關(guān)本次設(shè)計的資料，結(jié)合以前書本上學(xué)過的知識，靈活的運(yùn)用到本次設(shè)計中，制定出了最佳的工藝方案，確定了設(shè)計的結(jié)構(gòu)形式，繪制了初草圖。在朋友的同學(xué)的幫助下,反復(fù)修畢改直至裝配圖無大礙后，進(jìn)行了沖裁件的工藝計算，包括沖壓

5、力、壓力中心，。然后根據(jù)裝配圖繪制了零件圖,包括尺寸的標(biāo)注等等，完成了初步的論文寫作。這些都是我中期完成的畢業(yè)設(shè)計內(nèi)容，現(xiàn)在把我寶貴的，完成我們在學(xué)校的最后一份作業(yè)，主要包括：1. 針對不懂問題，上網(wǎng)，去書店查閱資料；2. 論文后期的排版制作；3. 準(zhǔn)備答辯。導(dǎo)教師意見指南京工程學(xué)院成人教育畢業(yè)設(shè)計（論文）中期檢查表（教師用）學(xué)院系部機(jī)械工程系指導(dǎo)教師檢查人數(shù)工作進(jìn)度情況（對照學(xué)生的計劃進(jìn)程表和任務(wù)書）：工作態(tài)度情況（學(xué)生對畢業(yè)設(shè)計、畢業(yè)論文的認(rèn)真程度、紀(jì)律及出勤情況；指導(dǎo)教師具體指導(dǎo)情況）：質(zhì)量評價（學(xué)生前期已完成工作的質(zhì)量情況）：存在的問題與建議：填表時間：第一章引言工作對于每一位即將畢業(yè)

6、的畢業(yè)生來說都是非常重要的，它對我們以后走上工作崗位很有幫助。對于我們機(jī)電專業(yè)來說，在以后的工作中經(jīng)常要做關(guān)于夾具的設(shè)計工作，在這里，我以連桿零件為例，對它的工藝過程和夾具進(jìn)行設(shè)計。做畢業(yè)設(shè)計可以把以前所學(xué)的知識加以綜合運(yùn)用，起到鞏固學(xué)到的知識的作用，從而提高分析，解決問題的能力。因此，認(rèn)真的完成畢業(yè)設(shè)計是很有必要的。摘要動壓式滑動軸承是軸承中的一個重要類別，對其進(jìn)行分析研究在實(shí)際中具有重要的意義。徑向滑動軸承是其中的重要一類，本論文以徑向滑動軸承為研究對象，以雷諾方程的建立及求解過程為理論基礎(chǔ)，對滑動軸承的處于動態(tài)及靜態(tài)載荷下的工況情況進(jìn)行了理論分析。本文在最后通過Matlab的軟件系統(tǒng)對徑

7、向滑動軸承油膜壓力分布曲線進(jìn)行了研究。在基于流體動力潤滑理論的基礎(chǔ)上，仿真實(shí)現(xiàn)了徑向滑動軸承油膜壓力曲線;通過改變參數(shù)后壓力曲線的變化，揭示了影響油膜壓力的因素及其變化規(guī)律，從而更深刻地理解和掌握滑動軸承的承載機(jī)理。仿真曲線在形態(tài)上與實(shí)測曲線一致，說明了該方法的可行性。關(guān)鍵字：滑動軸承；雷諾方程；仿真實(shí)驗?zāi)夸浺痪w論1（一）本課題的選定2（二）滑動軸承制造和生產(chǎn)技術(shù)的發(fā)展現(xiàn)狀2（三）本課題研究的主要內(nèi)容及基本工作思路31.3.1主要內(nèi)容31.3.2本課題基本工作思路3二液體摩擦徑向滑動軸承的總體設(shè)計方案4（一）滑動軸承42.1.1滑動軸承的主要類型和結(jié)構(gòu)4（二）液體動壓潤滑的基本原理和基本關(guān)系5

8、2.2.1液體動壓油膜形成的原理52.2.2液體動壓潤滑的基本方程6（三）徑向滑動軸承液體動壓基本原理82.3.1徑向滑動軸承液體動壓潤滑的建立過程82.3.2徑向滑動軸承的幾何關(guān)系和承載能力92.3.3徑向滑動軸承的參數(shù)選擇112.3.4徑向滑動軸承的供油結(jié)構(gòu)12三液體動壓徑向滑動軸承油膜特性研究14（一）徑向滑動軸承油膜壓力分布仿真的理論基礎(chǔ)143.1.1液體動壓潤滑的基本方程143.1.2油膜承載量的計算143.1.3開設(shè)油槽時油膜壓力分布的計算15總結(jié)16參考文獻(xiàn)17致謝18一緒論滑動軸承在機(jī)械制造、大型電站、鋼鐵聯(lián)合企業(yè)以及化工聯(lián)合企業(yè)等機(jī)械設(shè)備中得到了廣泛的應(yīng)用，如何提高其壽命和工

9、作可靠性越來越成為人們普遍關(guān)注的問題。這里存在著兩方面的工作:一是不斷研制新的軸承材料及結(jié)構(gòu)，以適應(yīng)軸承的工作特點(diǎn)及其負(fù)荷指標(biāo)不斷提高的要求；二是深入地研究發(fā)生在軸承內(nèi)部的各種工作狀態(tài)，從而在設(shè)計中采取相應(yīng)的措施保證軸承在最理想的條件下運(yùn)轉(zhuǎn)。這就涉及研究諸如流體動壓潤滑軸承中的潤滑油膜的壓力分布、最小油膜厚度、潤滑膜的剛度等若干方面的問題軸承是軸系中的重要部件，其功用一是支承軸及軸上零件并保證軸的旋轉(zhuǎn)精度，二是減小轉(zhuǎn)動軸與其固定支承之間的摩擦與磨損。因此，軸承既要有小的摩擦阻力，又要有一定的強(qiáng)度。軸承分為兩大類：滾動軸承和滑動軸承。滾動軸承有很多優(yōu)點(diǎn)，例如已實(shí)現(xiàn)系列化、標(biāo)準(zhǔn)化、商品化，使用維護(hù)

10、簡單，互換性能好等，故各工業(yè)部門應(yīng)用較廣?；瑒虞S承在一般情況下摩擦損耗較大，使用維護(hù)較復(fù)雜因而應(yīng)用較少。因此，在滾動軸承和滑動軸承都能滿足使用要求時，宜先選用滾動軸承。盡管如此，但是在高速、高精度、重載、結(jié)構(gòu)上要求剖分等場合下，滑動軸承就顯示出它的優(yōu)異性能。因而在汽輪機(jī)、離心式壓縮機(jī)、內(nèi)燃機(jī)、大型電機(jī)中多采用滑動軸承。此外，在低速而帶有沖擊的機(jī)器中，如水泥攪拌機(jī)、滾筒清砂機(jī)、破碎機(jī)等也常采用滑動軸承。兩者相比，普通滑動軸承又具有比滾動軸承使用壽命長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，對沖擊和振動敏感性小等優(yōu)點(diǎn)。這些優(yōu)點(diǎn)使滑動軸承成功地應(yīng)用于機(jī)床主軸軸承，大型汽輪機(jī)軸承，內(nèi)燃機(jī)曲軸軸承。軋鋼機(jī)軸承以及簡單機(jī)械的軸承。-

11、3-一）本課題的選定隨著科技的進(jìn)一步發(fā)展，機(jī)械零件的規(guī)模越來越大，越來越完整，人們的需求越大，對物質(zhì)的需求和要求也越來越高。軸承作為一個機(jī)械零件，起著至關(guān)重要的作用。用于支撐旋轉(zhuǎn)零件（轉(zhuǎn)軸，心軸等）的裝置通稱為軸承。條件不同，軸承的分類也不同：按其承載方向的不同，軸承可分為：徑向軸承和推力軸承；按軸承工作時的摩擦性質(zhì)不同，軸承可分為：滑動軸承和滾動軸承?；瑒虞S承，根據(jù)其相對運(yùn)動的兩表面間油膜形成原理的不同，還可分為流體動力潤滑軸承（簡稱動壓軸承）和流體靜力潤滑軸承（簡稱靜壓軸承）。和滾動軸承相比，滑動軸承具有承載能力高、抗振性好，工作平穩(wěn)可靠，噪聲小，壽命長等優(yōu)點(diǎn)，它廣泛用于內(nèi)燃機(jī)、軋鋼機(jī)、大

12、型電機(jī)及儀表、雷達(dá)、天文望遠(yuǎn)鏡等方面。在動壓軸承中，隨著工作條件和潤滑性能的變化，其滑動表面間的摩擦狀態(tài)亦有所不同。通常將其分為如下三種狀態(tài)：不完全摩擦，邊界摩擦和干摩擦。完全液體摩擦是滑動軸承工作的最理想狀況。對那些重要且高速旋轉(zhuǎn)的機(jī)器，應(yīng)確保軸承在完全液體摩擦狀態(tài)下工作，這類軸承常稱為液體摩擦滑動軸承。因此我這次的設(shè)計選擇液體摩擦。軸承上的反作用力與軸心線垂直的軸承稱為徑向軸承；軸承上的反作用力與軸心線方向一致的軸承稱為推力軸承。推力滑動軸承只能承受軸向載荷，與徑向軸承聯(lián)合才可同時承受軸向和徑向載荷。綜上所述，我選擇的設(shè)計是：液體摩擦徑向滑動軸承的設(shè)計。（二）滑動軸承制造和生產(chǎn)技術(shù)的發(fā)展現(xiàn)

13、狀滑動軸承作為回轉(zhuǎn)軸支承元件在機(jī)械領(lǐng)域的應(yīng)用十分廣泛。與滾動軸承相比，滑動軸承工作平穩(wěn)、可靠、噪音較低。如果能夠保證充分的液體潤滑，使得滑動表面被潤滑油分開而不發(fā)生直接接觸，則還可以大大減少摩擦損失和表面磨損，甚至消除磨損。另外，潤滑油膜同時還具有一定的吸振能力川，這對提高軸承運(yùn)轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性和運(yùn)轉(zhuǎn)精度都是十分有益的?；瑒虞S承的種類繁多，按軸承受力方向可分為徑向滑動軸承、止推滑動軸承、徑向止推滑動軸承;按軸承所用的潤滑劑來分可分為液體潤滑滑動軸承、氣體潤滑滑動軸承、脂潤滑滑動軸承和固體潤滑滑動軸承，其中液體潤滑滑動軸承又可分為油潤滑滑動軸承、水潤滑滑動軸承及磁流體潤滑滑動軸承;按軸承軸瓦材料來分又

14、可分為金屬滑動軸承、非金屬滑動軸承和多孔質(zhì)滑動軸承等等。流體潤滑滑動軸承又可分為流體動壓潤滑滑動軸承、流體靜壓潤滑滑動軸承和流體動靜壓混合滑動軸承121。流體動壓潤滑滑動軸承有著長久的歷史，它的應(yīng)用研究己超過10年，其應(yīng)用范圍也是上述各種滑動軸承中最廣泛的。流體動壓潤滑，就是依靠被潤滑的一對固體摩擦面間的相對運(yùn)動，使介于固體摩擦面間的流體潤滑膜內(nèi)產(chǎn)生壓力，以承受外載荷而免除固體相互接觸，從而起到減少摩擦阻力和保護(hù)固體摩擦表面的作用。自從B.Tower在其著名實(shí)驗中發(fā)現(xiàn)了動壓現(xiàn)象，繼由O.Renyolds分析了動壓潤滑的機(jī)理并導(dǎo)出了描述潤滑膜壓力分布的微分方程，即著名的雷諾方程，遂奠定了流體動力

15、潤滑理論的原始基礎(chǔ)。此外，流體動力潤滑理論中還有其它的一些方程，如：流動的連續(xù)性方程、潤滑劑的狀態(tài)方程（粘度和密度方程）、表面的彈性方程、以及能量方程等。當(dāng)然應(yīng)用最廣的還是雷諾方程及其在各種具體條件下的變形形式，以及它們的求解。由于這些理論的建立使得滑動軸承的研究取得了很多成果，促進(jìn)了其在實(shí)際中的應(yīng)用。（三）本課題研究的主要內(nèi)容及基本工作思路13.1主要內(nèi)容1. 根據(jù)所給技術(shù)指標(biāo)設(shè)計液體摩擦徑向滑動軸承2. 利用Matlab軟件編程實(shí)現(xiàn)油膜壓力曲線仿真實(shí)驗1.3.2本課題基本工作思路1在徑向滑動軸承液體動壓潤滑的基本原理和雷諾方程的基礎(chǔ)上設(shè)計液體摩擦徑向滑動軸承。2計算內(nèi)容包括：承載能力，安全

16、度等方面3. Matlab編程，實(shí)現(xiàn)油膜壓力曲線仿真實(shí)驗，并通過改變參數(shù)分析各參數(shù)對油膜壓力曲線的影響。二液體摩擦徑向滑動軸承的總體設(shè)計方案（一）滑動軸承機(jī)械設(shè)計是一門培養(yǎng)學(xué)生機(jī)械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。在機(jī)械類各專業(yè)的教學(xué)計劃中，它是主要課程。機(jī)械設(shè)計課程在教學(xué)內(nèi)容方面著重基本知識、基本理論和基本方法的掌握，在培養(yǎng)實(shí)踐能力方面著重設(shè)計構(gòu)思和設(shè)計技能的基本訓(xùn)練，使學(xué)生對實(shí)際工程具有分析、解決問題的能力,在設(shè)計中具有創(chuàng)新思維?；瑒虞S承章節(jié)在整個課程的學(xué)習(xí)中又占到了很重要的部分?；瑒虞S承的承載能力大，回轉(zhuǎn)精度髙，表面能形成潤滑膜將運(yùn)動副分開，減少了磨損，滑動摩擦力也可大大降低，并且潤滑膜具有抗沖擊作

17、用，因此，在工程上獲得廣泛的應(yīng)用。2.1.1滑動軸承的主要類型和結(jié)構(gòu)按受載荷方向不同，滑動軸承可分為徑向滑動軸承和止推滑動軸承。1.徑向滑動軸承徑向滑動軸承用于承受徑向載荷。圖2一1所示為整體式徑向滑動軸承，圖2一2所示為剖分式徑向滑動軸承。剖分式徑向滑動軸承裝拆方便,軸瓦磨損后可方便更換及調(diào)整間隙，因而應(yīng)用廣泛。圖2-1整體式滑動軸承a)b)圖2-2剖分式滑動軸承2.止推滑動軸承止推滑動軸承用來承受軸向載荷。按軸頸支承面的形式不同，分為實(shí)心式、空心式、環(huán)形式三種。當(dāng)軸旋轉(zhuǎn)時，實(shí)心止推軸頸由于端面上不同半徑處的線速度不相等，因而使端面中心部的磨損很小，而邊緣的磨損卻很大，結(jié)果造成軸頸端面中心處

18、應(yīng)力集中。實(shí)際結(jié)構(gòu)中多數(shù)采用空心軸頸,可使其端面上壓力的分布明顯改善，并有利于儲存潤滑油。二）液體動壓潤滑的基本原理和基本關(guān)系2.2.1液體動壓油膜形成的原理圖2-3動壓油膜形成原理圖液體動壓油膜形成原理是利用摩擦副表面的相對運(yùn)動，將液體帶進(jìn)摩擦表面之間，形成壓力油膜，將摩擦表面隔開，如圖2一3所示。兩個互相傾斜的平板，在它們之間充滿具有一定粘度的液體。當(dāng)AB以速度V向左移動，而CD保持靜止時，液體在此楔形間隙中作層流流動。當(dāng)各流層的速度分布規(guī)律為直線時，由于進(jìn)口間隙大于出口間隙，則進(jìn)口流量必大于出口流量;但液體是不可壓縮的，因此，在楔形間隙內(nèi)形成油壓，迫使大口的進(jìn)油速度減小，小口的出油速度增

19、大，從而使流經(jīng)各截面的液體流量相等。同時，楔形油膜產(chǎn)生的內(nèi)壓將與外載荷相平衡。2.2.2液體動壓潤滑的基本方程雷諾方程是液體動壓潤滑基本方程，是研究流體動力潤滑的基礎(chǔ)。它是根Ardxdzpdydz（P+?dx）dydz（r+一dy）dxdif據(jù)粘性流體動力學(xué)基本方程出發(fā)，作了一些假設(shè)條件后簡化而得的。如圖2一4所示，兩平板被潤滑油隔開，設(shè)板A以速度v、沿x方向滑動，另一平板B靜止不動，設(shè)平板正方向尺寸為無窮大（流體沿z方向無流動），從油層中取出長、寬、髙分別為dx、dy、dz的單元體進(jìn)行力平衡分析。單元體沿x方向受四個力，兩側(cè)向壓力：p,p+如dxdx上下面剪切應(yīng)力為：t,（t+竺dy）Qy-

20、6-由x方向的力平衡條件，得pdydz+Tdxdz-（p+屯dx）dydz-（T+dx竺）dxdz=0Qy化簡得：生=-竺QxQy（2-1）根據(jù)牛頓粘性流體定律，工=-nU代入式（21）得QyQpQ2u=n-QxQy2積分后得u=丄Qpy2+Cy+C2qQx12（2-2）當(dāng)y=0時，u=v（油層隨移動件移動）；y=h（h為單元體處油膜厚度）時,u=O（油層隨靜止件不動）。根據(jù)上述條件則可以得到積分常數(shù)c，c。積分常數(shù)：C=-丄業(yè)h-v；12C=v代入式（22）得12Qxh2u=v(hy)y(h-y)xQph2nQx（2-3）由式（23）可見，油層的速度u由兩部分組成，式中前一項表示速度沿y成線

21、性分布，直接由剪切流引起；第二項表示速度沿y成拋物線分布,是由油壓沿x方向變化而引起的。不計側(cè)漏，潤滑油沿x方向通過任一截面單位寬度的流量為qx"dy=f呼-嚀2敘=Vh-擊孰00設(shè)在P=Pmax處油膜厚度為h0(即Qp=0時，h=h),Qx0在該截面處的流-8-量為由于連續(xù)流動時流量不變，故得vv1dp3h=h一h3202121dx化簡為Op廠h-h=61vodxh32-4)式(2-4)為一維雷諾流體動力潤滑方程對式(2-4)中x取偏導(dǎo)數(shù)可得dpx,dh)=6v一5x5xd(h3dx耳2-5)則dh3dpdh()=6vdx若再考慮潤滑油沿z方向的流動，dh3dp_(_丄)+_、_d

22、x1dxdz1dz(2-6)式(2-6)為二維雷諾流體動力潤滑方程式流體動力潤滑軸承的基本公式。(三)徑向滑動軸承液體動壓基本原理2.3.1徑向滑動軸承液體動壓潤滑的建立過程徑向滑動軸承的軸頸與軸承孔間留有間隙，軸頸靜止時，在自重及載荷作用下自然下沉，處于軸承孔的最低位置，并與軸瓦接觸，上表面間有直徑的間隙空間，此時，兩表面間自然形成由大到小收斂的楔形空間，所以滑動軸承滿足形成液體動力潤滑的收斂楔形的條件。當(dāng)軸頸轉(zhuǎn)動時(無論正反轉(zhuǎn))，同樣滿足使?jié)櫥蛷拇罂诘叫】诘臈l件115。因此，滑動軸承滿足形成液體動力潤滑的三個必要條件。(a)靜止時W啟動時(c)旳成動壓抽狼圖2-5徑向滑動軸承液體動壓潤滑

23、油膜形成過程徑向滑動軸承液體動壓潤滑油膜形成過程經(jīng)歷起動、不穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)、穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)三個階段。1. 起動時(n>0)剛開始啟動時，由于速度低，軸頸與軸瓦金屬直接接觸，在摩擦力作用下，軸頸沿軸瓦內(nèi)壁向右上方爬行。(由圖2-5(a)。(c)2不穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)階段隨著n增大，從油楔大口帶入小口的油逐漸增多，形成壓力油膜，把軸頸浮起推向左上方。(由圖25(b)、(c)3穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)階段逐漸增大的油膜壓力的垂直分量與外載荷廠相等時，軸頸穩(wěn)定在某一位置上運(yùn)轉(zhuǎn)。n越髙，軸頸中心穩(wěn)定位置愈靠近軸孔中心。但兩中心永遠(yuǎn)不能重合，因為當(dāng)兩心重合時，油楔消失，不滿足液體動壓潤滑油膜形成的第一個條件，油膜將失去承載能力。(如圖2

24、一5(c)2.3.2徑向滑動軸承的幾何關(guān)系和承載能力扱%圖2-6滑動軸承幾何關(guān)系圖徑向滑動軸承的幾何關(guān)系，如圖2一6所示?；緟?shù)：o一軸頸中心，o1一軸承中心，起始位置F與oo重合，11軸頸直徑d，軸承孔直徑D根據(jù)以上基本參數(shù)可以直接計算出：（Dd）/直徑間隙：4=04半徑間隙：5=R-r=相對間隙：屮=為=5：偏心距：e=°°i偏心率：*=e/5以oo為極軸，對應(yīng)油膜厚度為h，h為p處油膜厚度，P為p處的0max0max壓力角，申、P為壓力油膜起始角和終止角，其大小與軸承包角有關(guān)。2在AAOO中，根據(jù)余弦定律可得1-10-R2=e2+(r+h)2一2e(r+h)cos申

25、=(r+h)一ecos申2+e2sin2申略去髙階微量e2sin2申，再引入半徑間隙5=R-r，并兩端開方得S+r=h+r-eco5整理得任意位置時油膜厚度為h=5+ecos申=5(1+scos申)=ry(1+£cos申)壓力最大處p時油膜厚度maxh=5(1+scosw)=ry(1+scos屮)000當(dāng)申=兀時，油膜最小厚度hminh=5(1-s)=ry(1-s)=5-emin2.3.3徑向滑動軸承的參數(shù)選擇影響滑動軸承油膜壓力的因素很多，根據(jù)液體動壓潤滑理論，影響壓力分布的參數(shù)主要有軸承寬徑比、相對間隙、油槽開設(shè)形式、徑向載荷、潤滑油主軸轉(zhuǎn)速等。1. 寬徑比B/d軸瓦寬度與軸頸直

26、徑之比B/d稱為寬徑比。B/d小時，軸承軸向尺寸減小，p增大，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，端泄量增大，摩擦功耗減小，軸承承載能力減小。髙速重載軸承溫升髙，B/d應(yīng)取小值；低速重載軸承為提髙支承剛性，B/d應(yīng)取大值；髙速輕載軸承為提髙支承剛性，B/d應(yīng)取小值。2. 相對間隙屮=5/r=A/d改變軸承的相對間隙班并不影響軸承的總體尺寸，但對軸承的靜動特性影響很大。若想改變W，只有通過改變軸與軸承的配合公差來實(shí)現(xiàn)。一般可根據(jù)軸承所受載荷和軸頸速度選取。速度髙時，y值應(yīng)取大一些，可減少發(fā)熱；載荷大時，y值應(yīng)取小一些，可以提髙承載能力。配合間隙是靜壓和動壓軸承裝配、調(diào)整中最重要的一個環(huán)節(jié)，過大的間隙會降低承載能力和剛度，

27、而過小的間隙可能引起溫升過髙。一般按經(jīng)驗關(guān)系式估算：屮=（0.61.0）x10-34v（其中v是軸頸圓周線速度，單位m/s），最后在綜合考慮軸承材料、工作狀態(tài)等因素來決定。3. 軸承的平均比壓P=F/BdP較大，有利于提髙軸承平穩(wěn)性，減小軸承的尺寸；但P過大，油膜變薄對軸承制造安裝精度要求提高，軸承工作表面易破壞。4. 軸承的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速是影響滑動軸承油膜壓力分布的參數(shù)之一。5. 粘度潤滑油的粘度是建立流體潤滑的關(guān)鍵，它對軸承承載能力、功率損失和軸承的溫升起著不可忽視的作用。粘度是通過選擇潤滑油來選定的。當(dāng)轉(zhuǎn)速髙、壓力小時，應(yīng)選粘度較低的油；反之，當(dāng)轉(zhuǎn)速低、壓力大時，應(yīng)選粘度較髙的油，這樣就盡可能

28、地減小實(shí)驗誤差，得到較為準(zhǔn)確的油膜壓力分布圖。2.3.4徑向滑動軸承的供油結(jié)構(gòu)在流體動壓徑向滑動軸承中，充足的供油量是產(chǎn)生動壓油膜的必要條件。向軸瓦內(nèi)供油最常用的結(jié)構(gòu)要素是油孔和油槽。油槽主要有兩種形式軸向油槽和周向油槽。油孔和軸向油槽可以設(shè)計一個或兩個。軸向油槽為與直線平行的直線形油槽，其深度比軸承半徑間隙大得多，它能使?jié)櫥洼^均勻地分布在整個軸瓦寬度上，適用于載荷方向不變或變化不大，軸瓦比較寬的場合;周向油槽為環(huán)形槽，它能使?jié)櫥脱杆俜植嫉捷S瓦的整個圓周，適用于載荷方向變化超過180度，甚至載荷旋轉(zhuǎn)的場合。當(dāng)軸瓦較窄可以不開設(shè)油槽，只設(shè)置供油孔。油槽（孔）的開設(shè)形式主要有以下幾種：1.單軸

29、向油槽（孔）單軸向油槽（孔）的位置最好在最大油膜厚度處，但是，因為偏位角隨載荷轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向變化，所以只有在穩(wěn)定工況下最大油膜厚度的位置方向穩(wěn)定。為此常把單軸向油槽（孔）設(shè)在載荷方向的反方向，該位置與最大油膜位置比較接近，沒有很不利的影響。當(dāng)載荷方向不變時，可在與載荷作用方向垂直、靠近最大油膜厚度一側(cè)的半徑方向設(shè)供油槽（孔）。剖分軸瓦通常把-12-該位置作為剖分面，這時供油槽就設(shè)在剖分處。這樣的單軸向油槽（孔）供油的軸承，軸頸只能按指定方向旋轉(zhuǎn)，2雙軸向油槽（孔）雙軸向油槽或雙油孔一般設(shè)在垂直于載荷方向的直徑上，這種軸承只能允許軸頸正、反兩個方向旋轉(zhuǎn)。通常軸向油槽應(yīng)較軸承寬度稍短，以便在軸瓦兩端流

30、出封油面，防止?jié)櫥蛷亩瞬看罅苛魇В鐖D2一8所示。収軸向洎槽進(jìn)油扎圖2-8雙軸向油槽3.周向油槽周向油槽一般設(shè)在沿寬度方向軸瓦中央的圓周上，有全周油槽和半周油槽。周向油槽適用于載荷方向變動范圍超過180。的場合，它常設(shè)在軸承寬度中部，把軸承分為兩個獨(dú)立的部分；當(dāng)寬度相同時，設(shè)有周向油槽軸承的承載能力低于設(shè)有軸向油槽的軸承，如圖2一9所示。用向油榊對訕斥哦我世力的迄響圖2-9周向油槽對軸承承載能力的影響三液體動壓徑向滑動軸承油膜特性研究（三）徑向滑動軸承油膜壓力分布仿真的理論基礎(chǔ)3.1.1液體動壓潤滑的基本方程從數(shù)學(xué)的觀點(diǎn)來看，各種流體潤滑計算的基本內(nèi)容就是對動壓潤滑的基本方程一雷諾方程的應(yīng)用

31、與求解。從十九世紀(jì)，人們開始對液體動壓現(xiàn)象的研究以來，液體動壓油膜產(chǎn)生機(jī)理現(xiàn)在已經(jīng)趨于成熟，現(xiàn)代液體潤滑理論已經(jīng)得到長足的發(fā)展。3.1.2油膜承載量的計算式（33）中的P是無量綱值，所以要得出真實(shí)壓力值應(yīng)乘以系數(shù)，即p'=2PHW/屮2，其中耳為潤滑油動力粘度（Pa-s）,®為軸徑轉(zhuǎn)速（rPm）,屮為半徑相對間隙班屮=6/r。在油膜區(qū)，沿外載荷方向的承載量為：jfrP'cos（兀-（9+0）d申dl竹0式中：0為偏位角；丫=d/2。偏位角0值的求解是根據(jù)軸徑在水平方向受力平衡，求解方程F丿JrPcos（兀（申+0）d®dl=0得到的。申03.1.3開設(shè)油槽時油膜壓力分布的計算無油槽軸承計算中油膜壓力分布主要取決于軸頸的偏心率;而在開設(shè)油槽軸承中，壓力分布還與軸心相對油槽位置，油槽的開設(shè)形狀等有關(guān)，需要綜合考慮