ch滑動軸承wy解析實用

會計學1ch滑動軸承wy解析實用滑動軸承的特點適用于工作轉速特高處軸的工作位置要求特別精確處重載荷、沖擊和振動載荷處要求剖分式軸承特殊工作條件（水、腐蝕性介質）處徑向尺寸受限處第1頁/共41頁徑向滑動軸承的結構整體式（整體有襯正滑動軸承）結構簡單、成本低磨損后間隙無法調整裝拆不便適用于低速、輕載、間歇性工作處對開式（對開式兩螺柱正軸承座）裝拆方便間隙可調止推滑動軸承第2頁/共41頁失效形式、性能要求及軸承材料

失效形式：對材料的要求：良好的減摩性、耐磨性、抗咬粘性良好的摩擦順應性、嵌入性、磨合性足夠的強度和抗腐蝕能力良好的導熱性、工藝性、經濟性常用材料：軸承合金（巴氏合金、白合金）－－軸承襯銅合金、鋁基合金、灰鑄鐵及耐磨鑄鐵、多孔質金屬材料、非金屬材料等第3頁/共41頁軸瓦結構結構整體式、對開式單層、雙層、多層厚壁軸瓦、薄壁軸瓦注意：軸瓦的定位油孔、油溝（油槽）第4頁/共41頁潤滑劑的選用潤滑脂——根據(jù)壓強、軸徑圓周速度和溫度選擇。潤滑油——根據(jù)壓強、軸徑圓周速度選擇。

注意：要理解為什么根據(jù)這些指標來選擇？這些指標的變化對選擇的粘度有何影響？潤滑脂使用的圓周速度范圍極低為什么？

L-AN68是什么意思？第5頁/共41頁不完全液體摩擦滑動軸承的設計不完全液體摩擦滑動軸承的工作條件：工作要求不高、速度較低、重載荷或間歇工作等一般軸承。主要失效形式：磨損、膠合設計時應保證的最低條件：維持邊界油膜不遭破壞設計時采用條件性計算。第6頁/共41頁不完全液體摩擦滑動軸承的設計（續(xù)）徑向滑動軸承的計算驗算平均壓力p----限制過度磨損

p=F/（dB）≤[p]驗算pv值----限制膠合

pv=F/（dB）×πdn/60000≤[pv]驗算滑動速度v----v過高、軸承邊緣壓力可能很高。

v≤[v]第7頁/共41頁不完全液體摩擦滑動軸承的設計（續(xù)）止推滑動軸承的計算驗算平均壓力p：

p=Fa/A≤[p]驗算pv值：

pv≤[pv]

v是環(huán)形支承面平均直徑處的圓周速度。注意：[pv]已經很低，不需較核v。Fad2dd1第8頁/共41頁流體潤滑時油膜的形成原理流體動力潤滑利用摩擦面間的相對運動而自動形成承載油膜的潤滑。流體靜力潤滑從外部將加壓的油送入摩擦面間，強迫形成承載油膜的潤滑。彈性流體動力潤滑是將物體的彈性變形與流體動力潤滑理論相結合，來研究潤滑油膜的承載問題。第9頁/共41頁流體動力潤滑的承載原理楔效應承載機理第10頁/共41頁流體動力潤滑的承載原理（續(xù)）油層中的速度分布曲線與壓力分布曲線p=f（x）：

hminhovxypF第11頁/共41頁流體動力潤滑的承載原理（續(xù)）形成流體動力潤滑（形成動壓油膜）的必要條件：相對滑動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙；兩表面間必須有足夠的相對滑動速度，其運動方向必須使?jié)櫥蛷拇罂谶M，小口出；潤滑油必須有一定的粘度，供油要充分。第12頁/共41頁流體動力潤滑的基本方程假設條件：流體無側向流動（無限寬平板）液體為牛頓液體油膜中液體的流動是層流忽略壓力對流體粘度的影響略去慣性力及重力的影響流體不可壓縮流體膜中壓力沿膜后方向是常數(shù)第13頁/共41頁流體動力潤滑的基本方程（續(xù)）被油膜隔開的兩平板的相對運動情況：

xozy第14頁/共41頁流體動力潤滑的基本方程（續(xù)）微單元體x方向的力平衡條件為：第15頁/共41頁流體動力潤滑的基本方程（續(xù)）油層的速度分布：已知：y=0時，u=v；y=h時，u=0。上式對y積分得：第16頁/共41頁流體動力潤滑的基本方程（續(xù)）潤滑油流量q：無側漏時，單位時間內流經任意截面上單位寬度面積的流量為：第17頁/共41頁流體動力潤滑的基本方程（續(xù)）流體動力潤滑滑動軸承（流體動壓軸承）的基本方程：一維雷諾方程：潤滑油連續(xù)流動時，各截面的流量相等，有：第18頁/共41頁流體動力潤滑的基本方程（續(xù)）根據(jù)油層速度分布和一維雷諾方程分析：油層速度分布曲線和壓力分布曲線。思考：怎樣根據(jù)一維雷諾方程求得油膜的承載能力？？第19頁/共41頁徑向滑動軸承形成流體動力潤滑的過程軸徑與軸承孔間必須留有間隙ΔDdn=0FFωn≈0Fω形成油膜第20頁/共41頁徑向滑動軸承的幾何參數(shù)和油壓分布圖圖示o1oARrhhminh0pmaxωFehmax第21頁/共41頁徑向滑動軸承的幾何參數(shù)與關系直徑間隙Δ=D-d半徑間隙δ=（D-d）/2=R-r相對間隙ψ=Δ/d=δ/r偏心距e穩(wěn)定運轉時，軸徑中心O與軸承中心O1的距離。偏心率χ=e/δ最小油膜厚度hmin：hmin=δ-e=δ（1-χ）=rψ（1-χ）第22頁/共41頁徑向滑動軸承的幾何參數(shù)與關系（續(xù)）任意位置的油膜厚度h：第23頁/共41頁徑向滑動軸承的幾何參數(shù)與關系（續(xù)）在壓力最大處的油膜厚度h0：

h0=δ（1+χcosφ0）偏位角φa第24頁/共41頁承載能力計算利用一維雷諾方程公式轉換成極坐標形式dx=rdφ；v=rω；h與h0用前面的公式代入極坐標形式的一維雷諾方程為：第25頁/共41頁承載能力計算（續(xù)）任意位置的壓力：第26頁/共41頁承載能力計算（續(xù)）任意位置的壓力在外載荷方向上的分量：第27頁/共41頁承載能力計算（續(xù)）軸承單位寬度上的承載能力為：第28頁/共41頁無限寬與有限寬軸承油膜壓力圖示Z方向無窮長（無端泄）與有限長（有端泄）：xozp第29頁/共41頁考慮端泄時油膜壓力沿Z方向的分布曲線沿軸承寬度方向：opz+B/2-B/2第30頁/共41頁承載能力計算（續(xù)）考慮端泄影響，在任意角和距軸承中線為Z處的油膜壓力數(shù)學表達式為：第31頁/共41頁承載能力計算（續(xù)）有限寬軸承的油膜承載能力為：第32頁/共41頁承載能力計算公式處理令：第33頁/共41頁承載能力計算公式處理（續(xù)）困難：三重積分處理的方法采用數(shù)值積分的方法（轉換成代數(shù)方程求解）計算，并作成相應的線圖或表格。注意：軸承的承載量系數(shù)Cp是一個無量剛的量。Cp∝（B/d、χ）當軸承包角給定時（120°、180°、360°）。第34頁/共41頁液體動壓滑動軸承的設計準則保證最小油膜厚度不少于許用值：

hmin=rψ（1-χ）≥[h]hmin公式分析：軸承參數(shù)確定后，rψ為定值；偏心率χ=e/δ隨外載荷等的變化而改變。解決問題的關鍵是油膜總壓力與外載荷平穩(wěn)時的χ值。第35頁/共41頁設計準則分析X的求法：在外載荷作用下給定參數(shù)的軸承，求得承載量系數(shù)Cp。再根據(jù)Cp的線圖或表格確定x的值。[h]的確定：[h]=S（Rz1+Rz2）Rz1、Rz2是軸徑與軸瓦的表面粗糙度十點高度。S為安全系數(shù)。第36頁/共41頁軸承的熱平衡計算熱平衡時：Q1+Q2=Q單位時間內軸承摩擦所產生的熱量Q流動的油所帶走的熱量Q1軸承散發(fā)的熱量Q2液體摩擦時的摩擦系數(shù)表達公式第37頁/共41頁參數(shù)選擇寬徑比B/d：一般情況B/d=0、3~1、5。B/d小，油膜壓力p可憎大，有利于提高軸承運轉的平穩(wěn)性B/d小，端泄量增大，油的溫升降低，熱平衡容易滿足。B/d小，承載能力下降。選取的原則：高速重載，取小值；低速重載，取大值；高速輕載，若對剛性無特殊要求，取小值；對軸有較大剛性要求，取大值。第38頁/共41頁參數(shù)選擇（續(xù)）相對間隙ψ：是一個重要的幾何參數(shù)，影響承載能力、摩擦功耗和溫升。取值小，承載能力和旋轉精度高；取值大，潤滑油流量增加