机械设计第十二章内蒙古工业大学

第十二章滑动轴承§12－1概述一、轴承的类型二、滑动轴承的应用场合在一些特殊场合下，不便于使用滚动轴承时才使用滑动轴承。1、转速极高的轴承；2、载荷特重的轴承；3、冲击很大的轴承；4、要求特别精密的轴承；5、剖分式轴承；6、有特殊要求的轴承（特大尺寸，特殊介质）。三、滑动轴承类型止推轴承（推力轴承）：承受轴向载荷Fa1、按承受载荷的方向分：液体润滑轴承：径向轴承（向心轴承）：承受径向载荷Fr2、按润滑状态：自润滑轴承：工作时不加润滑剂不完全液体润滑轴承：滑动表面间处于边界润滑或混合润滑状态液体动压轴承液体静压轴承四、滑动轴承设计的主要问题1、轴承的形式和结构2、轴瓦的结构和材料选择3、轴承的结构参数4、润滑剂的选择和供应5、轴承的工作能力及热平衡计算§12－2径向滑动轴承的主要结构型式一、整体式径向滑动轴承1、组成：轴承座、整体轴套1）结构简单、成本低2、特点：2）轴套磨损后，轴承间隙无法调整3）装拆不便（只能从轴端装拆）适于低速、轻载或间隙工作的机器。名称：整体有衬正滑动轴承座轴承座：设有安装润滑油杯的螺纹孔轴套：开有油孔，并在内表面开有油槽二、对开式径向滑动轴承1、组成：轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦、双头螺柱1）结构复杂、成本高2、特点：2）轴套磨损后，可以用减少剖分面处的垫片厚度调整轴承间隙（调整后应修刮轴瓦内孔）3）装拆方便名称：对开式二螺柱正滑动轴承座斜剖式调心滑动轴承三、止推滑动轴承组成：轴承座、止推轴颈结构型式：见表12-1实心式单环式空心式多环式不采用实心式轴颈的原因：轴颈圆周速度大，磨损严重，造成中心处的压力大，对润滑不利。§12－3滑动轴承的失效形式及常用材料一、滑动轴承的失效形式1、磨粒磨损2、刮伤3、咬粘（胶合）4、疲劳剥落5、腐蚀故障原因不干净润滑油不足安装误差对中不良超载腐蚀制造精度低气蚀其它比率/%38.311.115.98.16.05.65.52.86.7摩擦顺应性是指材料通过表层弹塑性变形来补偿轴承滑动表面初始配合不良的能力。嵌入性是指材料容纳硬质颗粒嵌入，从而减轻轴承滑动表面发生刮伤或磨粒磨损的性能。磨合性是指轴瓦与轴颈表面经短期轻载运转后，易于形成相互吻合的表面粗糙度。4）良好的导热性、工艺性、经济性1、轴承材料的要求二、轴承材料轴瓦和轴承衬的材料统称为轴承材料。1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性3）足够的强度和抗腐蚀能力减摩性是指材料副具有低的摩擦系数。耐磨性是指材料的抗磨性能。抗咬粘性是指材料的耐热性和抗粘附性。2、常用材料1）金属材料：A、轴承合金B、铜合金C、铝基合金2）多孔质金属材料（粉末冶金）3）非金属材料——工程塑料、碳－石墨、橡胶D、铸铁1、轴承合金（通称白合金、巴氏合金）有锡基轴承合金，铅基轴承合金两大类具有良好的塑性，具有良好的耐磨性，顺应性和嵌入性非常好，很容易与轴相跑合，具有良好的抗胶合性。轴承合金的缺点是强度低，不能单独制作轴瓦，只能贴附在青铜、刚或铸铁轴瓦上作轴承衬。价格高，通常只用于中高速重载的场合（内燃机曲轴和连杆轴承）2、铜合金铜合金具有较好的强度、减摩与耐磨性、导热性。顺应性和嵌入性不如轴承合金用于重载及中速的场合常用青铜材料：减摩性和耐磨性最好，应用广泛铅青铜：铝青铜：抗粘附能力强用于重载及高速的场合强度及硬度较高，抗粘附能力较差用于重载及低速的场合锡青铜：3、铝基轴承合金具有良好的耐蚀性和较高的疲劳强度，摩擦性较好。石墨能吸附碳氢化合物，有助于提高边界润滑性能。用于低速轻载和不受冲击载荷的场合具有一定的减摩性和耐磨性4、灰铸铁及耐磨铸铁5、多孔质金属材料是将金属粉末经压制、烧结而成的材料。材料内部包含孔隙。（含油轴承）在不容易润滑位置使用这种轴承可以很好的工作。用于平稳无冲击载荷及中低速的场合6、非金属材料塑料的化学性质稳定，抗腐蚀性强，具有一定的自润滑性，质地软，具有较好的嵌入性，减磨性和耐磨性均较好。具有较大的弹性，能减轻振动使运转平稳，可以用水润滑。塑料的导热性能差，热膨胀系数大，为防止受热膨胀后卡死，必须在设计中留有较大的间隙。塑料：橡胶：常用金属轴承材料性能见表12-2§12－4轴瓦结构轴瓦要求：具有一定的强度和刚度，在轴承中的定位可靠，便于输入润滑剂，容易散热，并且装拆、调整方便。常用结构：整体式、对开式一、轴瓦的型式和构造1、整体式轴瓦：按材料及制法不同整体轴套：卷制轴套：单层、双层或多层2、对开式轴瓦：厚壁轴瓦、薄壁轴瓦轴瓦内表面结构为节约贵重材料，同时为提高轴承整体的强度，通常将剖分式轴瓦做成双层或三层式结构，双金属轴瓦用强度较好的材料作瓦背（钢或铸铁），将减摩性好的材料附着在轴瓦内表面，作为轴承衬。为使轴承衬与瓦背结合紧密，防止脱落，常在瓦背内表面做出螺纹、凹槽及榫头结构。轴瓦结构：由1－3层材料制成。二、轴瓦的定位为防止轴瓦与轴承座的相对运动可将轴瓦制出凸缘，也可以加装紧定螺钉或防转销。开设目的：把润滑油导入整个摩擦面。三、油孔及油槽分类：（液体动压径向滑动轴承）轴向油槽、周向油槽油孔、油槽开设原则：1、润滑油应从油膜压力最小处输入轴承2、油槽（沟）开在非承载区，否则会降低油膜的承载能力3、油槽轴向不能开通，以免油从油槽端部大量流失无油槽有油槽油槽O'OF4、水平安装轴承油槽开半周，不要延伸到承载区，全周油槽应开在靠近轴承端部处。§12－5滑动轴承的润滑剂的选用润滑剂的选择依据：一、润滑脂及其选择：工作载荷、相对滑动速度、工作温度和工作环境1）压力高和滑动速度低，选择针入度小一些的品种。2）所用润滑脂的滴点，应较轴承的工作温度高20～30℃，以免工作时润滑脂过多地流失。3）在有水或潮湿的环境下，选择防水性强的钙基或铝基润滑脂，在温度较高处应选择钠基或复合钙基润滑脂。应用场合：工作要求不高、难以经常供油，或者低速重载以及作摆动运动处的轴承选择润滑脂品种的一般原则：常用润滑脂的选择参见表12-32）滑动速度大——粘度较低的润滑油3）粗糙或未经跑合的表面——粘度较高的润滑油二、润滑油及其选择：1）压力大、温度高、载荷冲击变动大——粘度大的润滑油不完全液体润滑轴承润滑油的选择参考表12-4完全液体润滑轴承润滑油的选择参考表4-1三、固体润滑剂§12－6不完全液体润滑滑动轴承设计计算可靠工作条件：（1）维持边界油膜不受破坏；（2）维持粗糙表面微腔内有液体润滑存在。影响因素：（1）边界膜的强度及其破裂温度（2）轴承材料（3）轴颈与轴承表面粗糙度（4）润滑油的供给量][pdBFp][19100100060pvBFndndBFpv一、径向滑动轴承1、验算轴承的平均压力p目的：避免在载荷作用下润滑油被完全挤出2、验算轴承的pv值目的：限制pv是控制轴承温升，避免边界膜的破裂][100060vdnv3、验算滑动速度v目的：当p较小时，避免由于v过高而引起轴瓦加速磨损BFdn][)(42122pddzFpa][)(3000012pvzddnFpva1、验算轴承的平均压力p2、验算轴承的pv值二、止推滑动轴承的计算§12－7液体动力润滑径向滑动轴承设计计算假设条件：一、流体动力润滑的基本方程（雷诺方程）流体为牛顿液体；流体膜中流体的流动是层流；忽略压力对流体粘度的影响；略去惯性力及重力的影响；流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向不变。左右面的压力：dxxppdyy上下面剪切应力：pdzzvxyOdypdydzdxdzdx静止件移动件dydzdxxppdxdzdyy由x方向的力平衡条件，得：yxp0)()(dydzdxxppdxdzdyydxdzpdydz代入牛顿粘性流体定律：22yuy22yuxpyu压力沿x轴方向的变化与流速沿y轴方向的变化关系。21221CyCyxpu边界条件：y=0时，u=v；y=h时，u=0，得积分常数xpyhyhyhvu2)()(1、油层的速度分布xpyu122对y积分：11CyxpyuhvxphC21油层速度u由两部分组成：1）前一部分由剪切流引起；2）后一部分由沿x方向变化的压力流引起。vC2不计侧漏，沿x方向，任一截面单位宽度的流量为hudyq0p=pmax处油膜厚度为h0，流量：20vhqxphvhvh122230306hhhvxp一维雷诺流体动力润滑方程2、润滑油流量xphvh1223vvxy油压p分布曲线FabchminOh0润滑油连续流动，各截面的流量相等：306hhhvxp影响油膜压力变化的因素：润滑油的粘度η表面滑动速度v油膜厚度h全部油膜压力之和即为油膜的承载能力油楔承载机理vvxy油压p分布曲线FabchminOh0油膜呈收敛楔形，油楔内各处油压都大于入口和出口处的压力，产生正压力以支承外载。306hhhvxp（1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形；（2）被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度，其运动方向必须使润滑从大口流进，小口流出；（3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。形成流体动力润滑（动压油膜）的必要条件：h0v移动件静止件h=h0p=0=0v移动件xyh0O静止件hh0hh0=000pmaxxppxxpxp两滑动表面平行。平行油膜各处油压与入口、出口处相等，不能产生高于外面压力的油压支承外载。306hhhvxp二、径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程3、稳定运转阶段(c)(b)(a)FFFDd1、起动(c)(b)(a)FFFDd2、不稳定运转阶段(c)(b)(a)FFFDd三、径向滑动轴承的主要几何关系直径间隙：dD半径间隙：2rR相对间隙：rdψ偏心距：1ooe偏心率：/e极轴pmaxAhhminh020Rr1OO1hmaxa、、、Fe最小油膜厚度hmin：ehmin)1()1(r根据余弦定律可得：1AOO)cos1()cos1(rh1）压力最大处油膜厚度2）油膜最小厚度hmin)cos1(00heF、、、ahmaxO1O1rR02h0hminhApmax极轴cos)(2)(222hrehreR任意位置的油膜厚度：)1(minrh四、径向滑动轴承工作能力计算简介径向滑动轴承的工作能力计算是在轴承的结构参数和润滑油参数初步选定后进行，目的是校核参数选择的合理性。径向滑动轴承工作能力计算内容：1、轴承的承载能力计算；2、最小油膜厚度确定；3、热平衡计算等。1、轴承的承载量计算和承载量系数极坐标形式的雷诺方程：rddxrv302)cos1()cos(cos6ddp)cos()](180cos[0aayppp306hhhvxp积分：dp1302)cos1()cos(cos6在外载荷方向上的分量：eF、、、ahmaxO1O1rR02h0hminhApmax极轴2112121)]cos([)cos1()cos(cos6)cos(302ddrrdprdppaayy221'BzCppyyZ方向的分布：12==1314=Bd=1=∞zFDd将上式在压力区内积分（求和），得到轴承单位宽度上的油膜承载能力：2/2/BBydzpF有限宽轴承，油膜能承受的载荷：2/2/230221121'])cos([)cos1()co