第7章滑動軸承.ppt

1、滑動軸承,概述 徑向滑動軸承的主要結構型式 軸瓦的材料和結構 滑動軸承潤滑劑的選擇 不完全液體潤滑滑動軸承設計計算 液體動力潤滑徑向滑動軸承設計計算 其它型式滑動軸承簡介,1 概述,一、軸承的功用和分類 1功用：用于支承軸，并且實現軸的旋轉運動（承受載荷和相對運動） 2根據摩擦性質分為：滑動摩擦軸承（滑動軸承）和滾動摩擦軸承（滾動軸承）。 二、滑動軸承的分類 1根據承受載荷分 徑向軸承：承受徑向載荷，例如直齒輪軸承（Fr）； 止推軸承：承受軸向載荷，例如斜齒輪軸承（Fa）。 2根據滑動表面的潤滑狀態(tài) 液體潤滑軸承： 非液體潤滑軸承（邊界潤滑或混合潤滑狀態(tài)）： 無潤滑軸承：,3根據液體潤滑承載機

2、理 液體動潤滑軸承（液體動壓軸承）： 液體靜壓潤滑軸承： 本章主要討論液體動壓潤滑軸承，工程中一般設計成或。 三、滑動軸承的特點和應用 1優(yōu)點： 軸頸與軸瓦靠面接觸，可用于承受載荷特殊的情況（重載、振動載荷、沖擊載荷等）：內燃機、汽輪機等； 用于支承剛度要求高的情況：機床； 用于旋轉運動精度高的場合：儀表； 用于轉速特別高的場合：電機； 用于徑向尺寸受到限制的場合：（曲軸的軸承）,2缺點： 液體動壓軸承，設計復雜，結構較繁，在起動和止動時存在非液體摩擦； 非液體潤滑軸承，磨損嚴重，易出現膠合； 軸向尺寸較大。 四、設計內容 1）軸承的型式和結構； 2）軸瓦的結構和材料選擇； 3）軸承的結構參數

3、； 4）潤滑劑的選擇和供應； 5）軸承的工作能力及熱平衡計算。,2 徑向滑動軸承的主要結構型式,（1）整體式徑向滑動軸承 組成 優(yōu)點 缺點 用途,（2）剖分式徑向滑動軸承 組成、特點與用途,（3）自動調心式徑向滑動軸承 組成 特點 用途,（4）間隙可調式徑向滑動軸承 組成 特點 用途,3 軸瓦材料和結構,3.1 軸瓦的材料 滑動軸承的失效形式 磨料磨損 膠合：重載、油膜破裂或潤滑不良，產生粘附和遷移； 點蝕（疲勞剝落） 腐蝕,磨 粒 磨 損,咬粘（膠合）,疲勞剝落,腐蝕,氣蝕、流體侵蝕、電侵蝕和微動磨損,對軸承材料的要求 良好的減摩性（摩擦系數低）、耐磨性（抗磨損）和抗咬粘性（耐熱性和抗粘附）

4、； 良好的摩擦順應性、嵌入性和磨合性； 足夠的強度和抗腐蝕能力； 良好的導熱性、工藝性、經濟性等。 常用軸承材料 （1）軸承合金（巴氏合金，以錫或鉛為基體） 滿足要求，價格貴，多用于重載、中高速； （2）銅合金 廣泛應用，滿足要求，對用于高、中速，中等、重載； （3）鋁合金 滿足要求，要求軸頸淬火； （4）灰鑄鐵及耐磨鑄鐵 用于輕載、低速，不受沖擊載荷的場合； （5）粉末冶金 （6）非金屬材料：塑料、石墨等。,3.2 軸瓦的結構 一、軸瓦的型式和構造 整體式：,剖分式軸瓦：厚壁軸瓦和薄壁軸瓦,二、軸瓦的定位,三、油孔及油槽 目的及原則 對液體動壓徑向軸承 軸向油槽（適用于軸頸單向旋轉、載荷變化

5、不大的場合，通常油槽寬度比軸承稍短，防止?jié)櫥蛷亩瞬看罅苛魇В?整體式徑向軸承：單軸向油槽，開在最大油膜厚度位置，以保證潤滑油從壓力最小的地方輸入軸承； 剖分式徑向軸承：雙軸向油槽，開在軸承剖分面上。,周向油槽：適用載荷方向變動范圍超過1800的場合，開在軸承寬度中部。,非液體潤滑徑向軸承：油孔可開在承載區(qū)； 油槽的寬度軸承寬度的80%，油槽尺寸可查手冊。,4 滑動軸承潤滑劑的選擇,4.1 滑動軸承潤滑劑的選擇 4.2 潤滑方式與供油裝置 潤滑方式的選擇 潤滑裝置,采用潤滑脂進行潤滑時，一般使用黃油杯，杯內貯滿潤滑脂，定時或隨時旋轉杯蓋，即可將潤滑脂擠入軸承。,低速和間歇工作的軸承，可以定期

6、用油槍向軸承的油孔內注油。為防止污物進入軸承，可以在油孔上加裝壓注油杯。,黃油杯,壓注油杯,(a)針閥式油杯 （b）油繩式油杯,中速中載的軸承：應采用連續(xù)供油的潤滑方式。 對于高速重載或變載荷的滑動軸承：采用壓力循環(huán)潤滑。它是利用油泵經油路系統將潤滑油壓到軸承表面，油泵的供油壓力通常為0.10.5MPa。,5 不完全液體潤滑滑動軸承設計計算,1、失效形式和設計準則 1失效形式：磨損、膠合 2設計準則：邊界油膜不破裂 通常采用條件性計算（驗算）：適用于可靠性要求不高的低速、重載或間歇工作的軸承。 2、徑向滑動軸承的計算 已知：軸承所受徑向載荷Fr、軸頸轉速n及軸頸直徑。 設計內容：確定軸承結構、

7、材料等，驗算工作能力。,設計步驟 根據工作條件和使用要求，確定軸承的結構型式，選擇軸承材料； 確定寬徑比（B/d，B為軸承寬度）； B/d太?。河鸵讖膬啥肆魇?，使軸瓦過快磨損； B/d過大：散熱差，溫升高，易引起軸瓦邊緣的局部磨損。一般取B/d0.51.5。 根據寬徑比B/d和d，可確定軸承寬度B，在確定軸承寬度時，還應考慮到機器結構尺寸的限制。, 驗算軸承的工作能力 （1）平均壓力p的驗算 式中 p為軸瓦材料的許用壓力。 （2）pv的驗算 式中 v為軸頸圓周速度，pv軸承材料的pv許用值。 （3）滑動速度v的驗算：對壓力p較小的軸承 vv 式中 v許用滑動速度。,選擇軸承的配合：H9/d9、

8、H8/f7、H7/f6。 選擇潤滑劑和潤滑裝置 3、止推滑動軸承的結構形式,a)實心式 b)空心式 c)單環(huán)式 d)多環(huán)式,4、止推滑動軸承的計算,6 液體動力潤滑徑向軸承設計計算,6.1 液體動力潤滑的承載機理,6.2 液體動力潤滑的基本方程 基本假設,利用y=0和y=h（為所取單元體處的油膜厚度）處的速度邊界條件，即可求出油層的速度分布，進而可得到 式中h0兩表面間油壓最大處的間隙； h任一載面處的間隙； 潤滑油粘度。 形成流體動力潤滑的必要條件 1.潤滑油有一定粘度，供油 要充分； 2.表面間有相對運動速度； 3.有收斂的油楔。,6.3 徑向滑動軸承形成液體動力潤滑的過程,a)靜止 b)

9、啟動 c)穩(wěn)定運轉,6.4 徑向滑動軸承的幾何關系和承載量系數,1.幾何關系 （1）建立坐標系 o為極點，oo1為極軸 a： 1：h1： 2：h2： 0：h0 ：h,（2）基本概念 直徑間隙：=D-d 半徑間隙：=R-r=/2 相對間隙：=/d=/r 偏心距：e 偏心率：=e/ 任意極角的油膜厚度h： h=+ecos=(1+cos) 最小油膜厚度： hmin=-e=(1-)=r(1-) 壓力最大處的油膜厚度h0： h0=(1+cos0) 包角：入油口到出油口間所包軸頸的夾角。,2. 軸承的承載能力 有限長軸承油膜的總承載能力 F=dB/（2Cp） Cp軸承的承載量系數 Cp(，B/d),不同寬

10、徑比時沿軸承周向和軸向的壓力分布圖,6.5 最小油膜厚度 hmin=-e=(1-)=r(1-) 若其他條件不變，hmin愈小則偏心率愈大，軸承的承載能力就愈大。 最小油膜厚度受到軸頸和軸承表面粗糙度、軸的剛性、以及軸承與軸頸的幾何形狀誤差等因素的限制。 為了保證軸承獲得完全液體摩擦，避免軸頸與軸瓦的直接接觸 hminRz1+Rz2=hmin 再綜合考慮到軸頸和軸瓦的制造和安裝誤差，以及軸的變形的影響，一般要使安全系數 Shmin/（Rz1+Rz2）=23 校核：hminCp F=dB/（2Cp） 若F外載荷，合格。,6.6 軸承的熱平衡計算 1. 目的 2. 熱平衡條件 fFv=cQt+sAt

11、 式中 f液體摩擦系數；F軸承承載能力，即載荷（N）； v軸頸圓周速度（m/s）；c潤滑油比熱，一般為 1 680-2 100J/（kg.）；潤滑油密度，一般為 850-900g/m3；Q軸承耗油量（m3/s）；A軸承散熱 面積（m2），A=/dB；t潤滑油的出油溫度t2與進 油溫度t1之差（溫升），t=t2-t1（）；s軸承 的散熱系數，依軸承結構尺寸和通風條件而定。輕型 軸承或散熱困難的環(huán)境，s=50J/（m2s）；重型軸 承或散熱條件良好時，s=140J/(m2s）。,3. 說明 潤滑油從入口至出口，溫度是逐漸升高的，因而各處油的粘度不等。計算軸承承載能力F=dB/（2Cp）時，用平均溫

12、度下的粘度。 平均溫度tm=t1+t/2 平均溫度一般不應超過75。 設計時，先假定tm（5075）t校核入口溫度t1。 進油溫度t1一般控制在35-45（t1太低，外部冷卻困難； 若t1 3540，則易于建立熱平衡，承載能力尚未用盡。）。,6.7 設計方法 （1）參數選擇 相對間隙：相對間隙是影響軸承工作性能的一個主要參數。 寬徑比B/d：寬徑比對軸承承載能力、耗油量和軸承溫升影響很大。 潤滑油粘度：粘度大，則軸承承載能力高，但摩擦功耗大，油流量小，軸承溫升高。 軸承表面粗糙度：軸承最小油膜厚度hmin受軸承表面粗糙度的限制。,（2）設計方法 1）初步確定設計方案 根據軸頸直徑d、轉速n及軸上外載荷F等工作條件，參考有關經驗數據，初步確