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文檔簡介
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
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