2022年滑动轴承计算 .docx

精选学习资料 - - - - - - - - - 第十七章 滑动轴承基本要求及重点、难点滑动轴承的结构、类型、特点及轴瓦材料与结构；非液体摩擦轴承的运算；液体动压形成原理及基本方程, 液体动压径向滑动轴承的运算要点；多油楔动压轴承简介；润滑剂与润滑装置；基本要求 : 1 明白滑动轴承的类型、特点及其应用；2 把握各类滑动轴承的结构特点；3 明白对轴瓦材料的基本要求和常用轴瓦材料,明白轴瓦结构；4 把握非液体摩擦轴承的设计运算准就及其物理意义；5 把握液体动压润滑的基本概念、基本方程和油楔承载机理；6 明白液体摩擦动压径向润滑轴承的运算要点工作过程、 压力曲线及需要进行哪些运算；7 明白多油楔轴承等其他动压轴承的工作原理、特点及应用；8 明白滑动轴承采纳的润滑剂与润滑装置；重点：1 轴瓦材料及其应用；2 非液体摩擦滑动轴承的设计准就与方法；3 液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件；难点：液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件；主要内容：一：非液体润滑轴承的设计运算；二：形成动压油膜的必要条件；三：流体动压向心滑动轴承的设计运算方法,参数挑选§ 17-1 概述：滑动轴承是支撑轴承的零件或部件,轴颈与轴瓦面接触,属滑动摩擦；一 分类：1. 按承载方向径向轴承向心轴承；一般轴承只受rF按润滑状态推力轴承：只受Fa组合轴承：Fa,Fr. 2.液体润滑：摩擦外表被一流体膜分开m以上外表间摩擦为液体分子间的摩擦；例如汽轮机的主轴；非液体润滑： 处于边界摩擦及混合摩擦状态下工作的轴承为非液体润滑轴承；名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 关于摩擦干：不加任何润滑剂；边界： 外表被吸附的边界膜隔开,摩擦性质不取决于流体粘度,与边界膜的外表的吸附性质有关；液体：外表被液体隔开, 摩擦性质取决于流体内分子间粘性阻力；混合：处于上述的混合状态 . 相应的润滑状态称边界、液体、混合、润滑；3. 液体润滑按流体膜形成原理分：1 流体动压润滑轴承：靠摩擦外表几何外形相对运动并借助粘性流体动力学作用产生力；平稳外载；2流体静压润滑轴承：靠外部供应压力流体,借助流体静压力平稳外载荷；但开头启动时处于干摩擦,逐步转换的, 说明滑动轴承摩擦状态转化过程滑动轴承摩擦特性曲线；由德国科学家 Stribeck 通过试验做出的；3. 按润滑材料分名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 液体润滑轴承油、 水气体润滑轴承空气、氦、氮塑料体润滑轴承脂、半夜体金属P b、S n、nI固体润滑轴承P b、S n、石墨,玻璃自润滑轴承粉末冶金二 ：主要特点：1. 平稳,牢靠,噪音小,高旋转精度v30 m/s2. 承载力大,耐冲击油膜缓冲阻尼作用,用于高速3. 启动阻力大；§ 17-2 径向滑动轴承的主要类型整体式 : 结构简洁,低速、载荷不大 , 间歇机器无法调间隙,轴颈只能从端部装入；剖分式 : 见教材 P334 图 17.1-17.2；§ 173 滑动轴承材料：即轴瓦与轴承衬材料；一：对材料要求：1. 强度塑性 顺应性 嵌藏性2. 磨合性减摩性 耐磨性磨合性 材料排除外表不平度而使轴瓦外表和轴颈外表相互吻合的性质减摩性：材料具有较低摩擦阻力的性质；耐磨性：材料具有抗击磨粒磨损和胶合磨损的性质；3. 良好的导热性、工艺性、经济性；二：常用材料：1. 材料分类：金属材料粉末冶金材料非金属材料2.常用材料简介：Cu、Sn、P b、S b合金,以Sn、P b为基础,1）巴氏合金 轴承合金悬浮锑锡及铜锡的硬晶粒,匀称的分布于基体内,硬晶粒起抗磨作用软基体就增加材料的塑性；2轴承青铜：ZCuSn 10P 1 粉末冶金：金属粉末加石墨高压成型再经高温烧制而成的多间隙结构材料；孔隙率占总体积的 或脂,又称含油轴承；3塑料：耐水耐酸耐碱,但导热性差耐塑性差；15-35%,可预先浸满油名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - § 177 滑动轴承的条件性运算用于低速轻载不重要轴承,也用于流体润滑的初算；非液体润滑轴承运算缺乏系统理论,用一些条件性的验算来进行运算；失效形式：磨损主要无合适公式 胶合次要点蚀更次要一、径向轴承；1.限制平均压强P 即限制磨缺失效；PdFBP17.2 pv F- 轴承径向载荷Npv值就可以限dB -轴颈直径及有效宽mm P-许用比压 Mpa表 17.4 P342 值即限制胶合因发热量有摩擦功率缺失而来,pv与功率缺失成正比,因而限制制发热量,进而限制了胶合；名师归纳总结 v发热量HfFvm/s fBdpvp第 4 页,共 18 页式中 f 摩擦系数； F 力N；v速度上式中 B 、d 肯定, f 肯定,pv为变值、可掌握此项即可限制胶合失效；pvF60dnFnBpvMpam/sBd1000200017-3 ：有时由于安装误差或轴的弹性变形,使轴径与轴承局部接触,此时即使平均比压较小,p及pv皆小于许用值,但也可能由于轴颈圆周速度较高,而使轴承局部过度磨损或胶合；因此安装精度较差、轴的弹性变形较大和轴承宽径比较大时,仍需验算轴径的圆周速度v；- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - v60dnvm/s100017-4 材料的 pv 二、推力轴承见教材 P342页,略§ 178 液体动压润滑的基本方程用润滑油把摩擦外表完全分割开的摩擦成为液体摩擦,而与两摩擦外表间的材料无关；一：润滑油粘度此时摩擦性质取决于润获的黏度,1. 润滑油在运动过程中产生内部摩擦阻力的性质叫粘性,粘性大小称粘度；粘度是表征流体流淌中内摩擦性能的；2. 内摩擦阻力的运算：图是为两块平行平板被一层不行压缩的润滑油隔开,下板静止加压力拖动上板,润滑油做层流流淌； 沿 y 坐标轴油层将以不同速度 u 在移动； 流淌时内摩擦阻力阻挡层流流淌,此力称流体内摩擦阻力；关于内摩擦阻力v的大小：速度u位置y速度梯度, 即速度在垂直方向上的变化率；u由理论分析及试验结果剪应力与速度梯度成正比；y因 y 方向取负,负号表示 u 随 y 的增大而减小,当温度、压力肯定时,为一常数称为动力粘度；上述方程称牛顿方程或流体内摩擦定律2. 粘度单位1） 动力粘度肯定粘度：单位为动力学单位,称动力粘度；名师归纳总结 国际单位工程单位：巴斯Pas第 5 页,共 18 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 长宽高各为1m的液体如使两平行面a .b发生 1m 1 Ns/m2物理单位泊P poisecP厘泊）0.1 Pas或1 dyns/cm21 P1001 Pas10 P1000 cP2） 运动粘度动力粘度与同温度下该液体的密度的比值称运动粘度；m2/sNsKgm/s2sm2/sm2m2KgKg国际单位：m3m3gcm/2 ss2 1 cm/s100 cSt1 Stdyns/2 cm物理单位：斯Stock ,1 g/2 cmg/3 cm蒸馏水在时运动粘度为1cSt新标准规定机械油牌号为40 摄氏度时运动粘度的厘斯数,温度上升,粘度下降; 压力上升,粘度上升,超过100Mpa时压力上升,粘度明显增加；二：流体动压润滑的形成润滑油是怎样起作用的,压力如何产生的（a）如图 17.14.b所示：板 b 静止,板a 以速度 v 向右移动,板上无载荷,液体速度图呈三角形分布,板 变,板 a 不会下沉；ab 间带进油量等于带出油量,板间油量保持不（b）板 a 承载,油向两侧溢出,于是板 a 下沉,不能承载；（c）如图 17.14 a 所示, ab 板不平行,板间隙沿运动方向由大到小呈收敛的楔形,板 a 承担载荷 P；板 a 运动使两端流体速度图好像应如虚线所示的三名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 角形分布；如此进油多出油少,由于实际上液体不行压缩,必将在间隙内 拥挤形成压力,迫使进口端的速度图向内凹,出口端速度图形向外凸,使 进口油量等与出口带出的油量；间隙内液体形成压力,即由向上的压力与 外载荷平稳,说明在间隙内形成了动压油膜；归纳起来：获得流体动压润滑的必要条件是：1） 相对运动两外表间,必需有沿运动方向由大变小的楔形间隙；2） 两外表必需有肯定的相对速度 3） 润滑油有肯定粘度,且供油充分；进一步观看径向轴承形成动压油膜的过程：（1）如图 17.16 a所示,制造时轴承孔直径D大于轴径 d,二者之差称直径间隙；静止时轴处于轴承孔最下方稳固位置；（2）轴径开头转动时,轴承与轴径为金属相接触,为金属间直接相摩擦；轴承对轴径的 摩擦力方向与轴径外表圆周速度方向相反,迫使轴径向左移动而偏移；如图 17.16 b 所示 当轴径速度连续增加时,楔形间隙内形成的油膜将轴径推开而与轴承脱离接触,但（3）此情形不长久,由于油膜内各点内压力的合力有向右推动轴径的分力存在,因而轴 径向右移动；（4）随转速的增大,轴径外表圆周速度增大,带入油楔内油量逐步加多,就金属接触面 被润滑油分隔开的面积增大,因而摩擦阻力下降；于是轴径又向右下方移动油膜 内各点压力的合力有向右推动轴径的分力存在；当转速增加到肯定大小到达工作 转速时,已形成足够油量将金属接触面分开,轴承开头按液体摩擦状态工作；油压 如何运算？通过雷诺方程解决；名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 三：流体动压润滑的基本方程-雷诺方程如图 17.13 所示两刚体被润滑油分开,移动件以速度假设：v 沿 x 方向移动,另一刚体静止不动；名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 1. z 方向无穷大,润滑油在此方向不流淌；2. 润滑油做层流流淌,油不行压缩；3. 润滑油粘度不随温度压力变化；4. 忽视油层重力和惯性；5. 由于工作外表吸附坚固,外表油分子随工作外表一同运动或静止；取单元微体分析,p 为单位压力；因沿 z 方向不流淌,因而前后面压强相等；p作用于微元体两侧压力 pdy dz 及（px dx）dy dzdp dy dx dz作用于微元体上下两面压力为 dx dz 及 dy分析 x 方向受力,由于等速运动,所以受力平稳：x 0p dy dz p p dx dy dz dx dz dy dx dz 0x ypdxdydz dydxdz 0x ypx y代入牛顿定律得：u得p2uxy2y反过来分析一下平行板的情形：如图,速度分布为三角形,u常数y即2u0p0y2x不能产生压力来支撑外载荷平行油膜各处油压差等于入口及出口的油压；名师归纳总结 上式积分：u11ldy1dp dxypC 1C 1yC2第 9 页,共 18 页yxupyC 1dy1y2xx2再积分：- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 利用边界条件,当y=0 时uv移动件得C2=v当yh时u0静止件得C11phvx2h导出：u1py2C 1yC2u1ph2C 1hvdz=1x2x2C11ph2v1dphvx2hdx2h将C1、C 2代入原式得u1pyC 1 dy1py2C 1yC2xx21py21phyvy vx2x2hvhy1pyyhh2x利用润滑油连续流淌的关系得出任一剖面沿x 方向单位宽度流量：qxhudy 导出：qx=u速度 x 截面积 =udydz=udy 由于单位宽,所以0 =hVhy 1pyyhdy0h2x =VhVh21ph31phh2h22x32x2V1ph3212xa设以h 0表示油膜中油压最大处的间隙p=0x此截面上qx1 vh 02b名师归纳总结 而式 a应等于式 b由于流量必相等第 10 页,共 18 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - V1Ph3=1 vh 02212xP=vh1 2vh06v6vh01vh 06vhhh 0 7721h2h323h312是运算流体动压润滑的基本方程,x此为一维雷诺流体动压润滑方程,从公式可看出油压变化与粘度、速度、间隙有关,利用此公式可求出油膜上各点压力 膜承载才能；P ,依据油压分布可算出油下面利用一维雷诺方程分析压力沿x 方向曲线分布及理由：hh 0hh 0hh0名师归纳总结 分析：2u02up2 u02u0p0第 11 页,共 18 页y2y2y200ppxxxxy2在 ab 段： h>h 0- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - px>0压力沿 x 方向增加由于二阶导数>0 有微小值；2u0速度分布曲线凹y2在 bc 段： h<h0 2u0<0 有极大值；y2速度分布曲线凸由于二阶导数p0,压力沿 x 方向逐步降低；x在 b 点：2u0y2px =0 压力达最大值 , 在 AC段：由于油膜各点沿 载荷；X 方向的油压都大于入口和出口的油压,因而能承担肯定外设计时将一维雷诺方程转换成极坐标因轴承为圆柱形,经积分等得出任一位置压力运算式及承压区段长压力油膜长；载荷 P、速度 V 已知,、Bd为选定求h minhminc. 实际上也可以将轴瓦做成多油楔的,轴只能沿一个方向移动；对一维雷诺方程整理并对X 取偏导数得：xh3p6 vhxx假设再考虑润滑油沿hz 向流淌,就hxh3pzh3p6vxxzx式 17.9 为二维雷诺动力润滑方程式,是运算液体动压轴承的基本公式；名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - § 17 9 液体动力润滑径向轴承的运算：一,几何运算半径间隙：Rr R 轴承孔半径 r 为 轴颈半径相对间隙：r偏心距：eo oh m in 1ee偏心率：Rr最小油膜厚度：h m ine 1轴颈中心与轴承孔中心的连线o o与任意角处的油膜厚度为：hRrecosecos1cos名师归纳总结 导出：由于oo很小,所以OAAM,hrom RhRrom 第 13 页,共 18 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 二,承载才能和索氏数S o：轴承包角：即轴瓦连续包围轴颈所对应的角度承载油膜角1 2：压力油膜本应到 hmin处终止,由于再往右不会形成动压油膜,但实际上压力油膜仍拖长一段至 G；偏位角：外载荷 F 作用线和o o之夹角,2分别为压力油膜起、止点角坐标,0为油膜油膜角：从o o至任意油膜处的角,1压力为最大处的油膜角；利用一维雷诺方程运算油膜承载才能：p=6v hh 0 1cos0h 1cosh3x压力最大处油膜厚度为h 0将一维雷诺方程改为极坐标形式：dxrd再将h0、h值代入,将vr代入dp=6vhh 0,即dp=6 v 1cos13cos031cos3 hxrddp=6vcoscoscos06vcoscos03133 1cos3rdp6vrcoscos0d6vrcoscos0d6coscos0d2 1cos32 1cos3 2 1cos3将上式积分,可得任意角处的油膜压力：P12dp6v12coscos30d21cos在1至2区间,沿外载荷方向单位宽度的油膜力为：F 112Pcos 180dp6v12coscos30dcos 18021cos将上式乘以轴承宽度B, 代入 r=d/2,得有限宽度轴承不考虑端泄时的油膜承载力F,经整理得：名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - F23122coscos30dcos 180rdBd1 1cos上式右端之值称索氏数So,索氏数是轴承包角21和偏心率的函数,无量纲数群S 0F2/Bd单位为 F N；B,Dm,Pa· s ,-rad/s 调整各参数间的关系,实际承载力比上式低,例如： 在答应的情形下减小,增大,将使 F 增大；但由于端泄,因此在实际运算中,常采纳二维雷诺动力润滑方程式的数值解供应的线图进行运算；P348给出轴承包角180和 120 度时,S0曲线；s0 减此时,索氏数为轴承包角,偏心率和宽径比 B/d 的函数； B/d 减小,端泄增大,小；其他参考数相同时,So减小,承载力减小；h minSo 增大,承载力增大, 但 hmin很小,为安全运转, 必满意h min对 B/d 肯定时增大,三,流量运算：轴承的体积流量vq可按下式运算：、B/d 、函数,查图 P350qvd3qvm3s式中,qv无量纲体积流量,是四,动耗运算径向轴承在承载区的摩擦动耗为：PFvFv W 式中：=摩擦特性系数,是、B/d 、的函数,查图P351五,热平稳运算：摩擦力转化为热量,一部分被润滑油带走,一部分使轴承座及四周空气升温；所以掌握油温及轴承温度 许用值；单位时间摩擦热 =流淌油带走的热量及轴承散发之热；Fv C p q v t Bd b t式中：qv润滑油体积流量轴承的摩擦系数名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - t润滑油的温升C,流入及流出间隙的温差；Cp油的比热容16802100J /kgCp轻：b=50W/m2C中：b=80W/m2C重：油密度850kg/m3Cb轴承的外表传热系数,W/m2b=1400W/m2CCF2 Cppb从而求出tFvFvvBdBdCpq vBdbCpqvBdbq vbd Bq vt=vBdvBdvBdvv平均温度tm1t1t2CC75C取t 13040C2又由于t=t2t1所以tm1t1tt1t1t22b轴承的发热量主要由流淌的油带走,故散热项v 忽视；六,向心滑动轴承获得流体动压润滑的条件是：1 有连续而充分的润滑油供应到轴承间隙；2 使相对滑动外表能自动形成收敛的油楔；3 最小油膜厚度处外表的平度高峰不直接接触,即hmin 1ds RZ 1R Z2106 m 2七,参数挑选名师归纳总结 轴承和轴颈直径名义尺寸相同,轴颈直径由轴尺寸和结构而定；此外, 仍应满意润滑及散热第 16 页,共 18 页条件；仍需要挑选B/d,、等参数；- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - B/d 越小,占空间越小, 有利于增大比压 挑选可参考手册类比法 高速2,相对间隙：由载荷,速度选取v 大,选 大,使流量增大,降低温升载荷增大,取小些,可提高承载力可由 v 按以下体会公式运算：=0.61 1034v3,平均压强 p: p353 p 大,尺寸小,运转平稳 p 再增大,轴承易损坏；h m inq vt mp 摩擦功率p, 提高轴颈运转稳固性 高速轻载 ,承载力越小；重载 取 B/d 小,防止温升过高；低速重载： B/d 大,提高轴承刚性当取最正确opt时,h m in增加,tm下降,p下降§ 17-11 其他轴承简介常见的多油楔滑动轴承如以下图所示：名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 仍有液体静压轴承、气体轴承等见教材 P358,此处不多介绍；名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页,共 18 页