47滑动轴承

滑动轴承滑动轴承是用来支撑轴颈的零件，主要用在如下场合：1、有较大的冲击和振动载荷；2、要求对轴的支承位置特别精确；3、工作转速特别高；4、根据装配要求必须做成剖分式；5、径向尺寸受到限制；6、某些特殊工作条件（如在水或腐蚀性的介质等）。工作表面的摩擦状态液体摩擦滑动轴承非液体摩擦滑动轴承：轴颈和轴瓦被润滑油膜完全隔开；只有分子间的内摩擦轴颈和轴瓦间虽有润滑油，但凸起部分仍直接接触，摩擦系数较大非液体滑动轴承的设计一、失效形式1、磨损金属间的摩擦和磨损导致轴承配合间隙的加大，影响轴的旋转精度，甚至使轴承不能正常工作。2、胶合高速重载且润滑不良时，摩擦加剧，发热多，使轴承上较软的金属粘焊在轴颈表面而出现胶合。设计准则失效形式磨损防止过度磨损发热引起胶合防止胶合][pp][vv][pvpv滚动轴承滚动轴承的优、缺点与滑动轴承相比，滚动轴承具有下列优点、缺点：1、摩擦系数小，启动力矩小，效率高；2、轴向尺寸（宽度）较小；3、某些轴承能同时承受径向和轴向载荷，可使机器结构简化、紧凑；4、径向间隙小，还可用预紧方法消除间隙，因此运转精度高；5、润滑简单，耗油量少，维护保养方便；6、它是标准件，易于互换。抗冲击能力较差，高速时噪声大，工作寿命不及液体摩擦滑动轴承，径向尺寸比滑动轴承大滚动轴承的代号前置代号基本代号后置代号类型代号尺寸系列代号内径代号用数字或字母表示0—深沟球轴承1—调心球轴承3—圆锥滚子轴承6—角接触球轴承7—圆锥滚子轴承8—推力球轴承由轴承的宽度系列和直径系列代号（2位数字）组成。宽度系列：直径系列：0—窄；0—特轻；1—正常；1—特轻；2—宽；2—轻；3、4—特宽；3—中；5、6—特宽。4—重。内径尺寸代号100012011502170320-495d/522、28、32、500及500以上/内径前置代号：用于表示轴承的分部件，字母表示；后置代号：用于表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求，字母或数字表示；如：接触角为150、250和400的角接触轴承，分别用C、AC和B表示内部结构的不同。又如：轴承的公差等级分别为2级、4级、5级、6级、6x级和0级，共6个级别，依次由高级到低级，其代号分别为：/P2、/P4、/P5、/P6、/P6x和/P0。滚动轴承的选择一、滚动轴承所受负荷的大小、方向和性质球轴承：轻载、高速、负荷波动较小且旋转精度要求较高滚子轴承：重载、低速、负荷波动较大且旋转精度要求较低纯径向载荷：深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承径向、轴向均较大：角接触球轴承或圆锥滚子轴承纯轴向载荷：推力轴承主要受径向载荷：深沟球轴承主要受轴向载荷：推力调心滚子轴承、深沟球轴承与推力轴承联合使用、圆柱滚子轴承与推力轴承联合使用A、类型的选择二、滚动轴承的调心性能1、多支点轴2、支点跨距大3、轴的中心线与轴承座中心线不重合而有较大的角度误差4、轴受力大有很大的弯曲或倾斜时宜采用调心球轴承或调心滚子轴承三、经济性的要求B、型号的选择1、一般情况下，直径系列先选轻系列或中系列，待校核后再根据具体情况进行调整。宽度系列先选正常系列。2、内径根据轴径确定，公差等级若无特殊要求，一般选用0级。滚动轴承的主要失效形式和设计准则一、主要失效形式1、疲劳点蚀径向载荷通过轴径作用于内圈，接触点处的弹性变形使内圈沿R方向下移，上半圈滚动体不受载，下半圈滚动体承受载荷不等。因此当轴承工作时，内圈、外圈及滚动体均受变应力的作用。2、塑性变形过大静载荷或冲击载荷作用下，会使轴承滚道和滚动体接触处的局部应力超过材料的屈服极限，从而出现表面塑性变形。二、设计准则3、其它失效形式：磨损、胶合、轴承元件破裂等中速轴承疲劳点蚀足够疲劳寿命高速轴承疲劳点蚀、过度磨损和烧伤足够疲劳寿命转速低于极限值低速轴承或不转动轴承塑性变形静强度校核，防止过大塑性变形滚动轴承的寿命计算轴承寿命：轴承中任一滚动体或内、外圈滚道上出现疲劳点蚀以前所经历的总转数或在一定转速下所经历的工作小时数。轴承的基本额定寿命：一批相同的轴承，在相同的条件下运转，其中90%的轴承不发生疲劳点蚀前所转过的总转数或在一定的转速下运转的总小时数。一、滚动轴承寿命计算的基本公式轴承寿命的疲劳曲线：常数LPP—当量动负荷，N；L—额定寿命，106；—寿命指数，球轴承=3，滚子轴承=10/3轴承的基本额定动负荷：在基本额定寿命L=1（106），可靠度为90%时的轴承负荷。用C表示。hPCnLh60106610CLPrPCL61061060hnLPCC——基本额定动负荷，衡量轴承工作能力的主要指标。基本额定动负荷有两种：1、径向额定动负荷—主要承受径向负荷的向心轴承（深沟球轴承、角接触球轴承、圆锥滚子轴承），用Cr表示；2、轴向额定动负荷—主要承受轴向负荷的推力轴承,用Ca表示。正常工作温度（1200C）时的额定动负荷C值可查有关手册。当工作温度（1200C）时的额定动负荷C值需用温度系数ft进行修正。即：Ct=Cft，ft可查表。二、滚动轴承的当量动负荷滚动轴承可同时承受径向和轴向负荷，为了计算寿命时与基本额定动负荷在相同条件下比较，需将实际工作负荷转化为当量动负荷。向心轴承为Pr，推力轴承为Pa。在当量动负荷作用下，轴承寿命与实际复合负荷下轴承的寿命相同。当量动负荷的计算公式为：R为名义径向负荷，A为名义轴向负荷，X、Y为径向、轴向系数。P=XFr+YFa对于只能承受径向负荷的向心轴承，如圆柱滚子轴承、滚针轴承：对于只能承受轴向负荷的推力轴承，如推力轴承：考虑到在工作中的冲击、振动及转动零件不平稳等所产生的动负荷对轴承寿命的影响，用动负荷系数fp对当量动负荷进行修正：X、Y和e均由表8-7查得，e—轴向负荷影响系数。Fa/Fre时，表示轴向负荷的影响较大，计算P时必须考虑Fa的影响。Fa/Fre时，表示轴向负荷的影响不大，计算P时可忽略Fa的影响。P=FrP=FaP=fp(XFr+Yfa)P=fpFrP=fpFaC0r—轴承的径向额定静负荷，由标准手册查取。三、角接触球轴承及圆锥滚子轴承轴向负荷Fa的计算由于滚动体负荷方向与轴承径向平面成一接触角，所以要产生派生轴向力S。对角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受径向负荷时：计算当量动负荷时，必须考虑此派生轴向力。S的计算公式见表8-9，方向总是沿着内圈和滚动体对外圈脱离的方向。1、如果21SFSA21SFSA轴承2被压紧，轴承1放松，根据力的平衡关系，作用在轴承2的外圈上的力应是S2’+S2,且有：S1+FA=S2+S2’S2’=S1+FA-S2Fa1=S1Fa2=S2+S2’=S1+FA2、如果21SFSA21SFSA此时，轴有向左移动的趋势，轴承1被压紧，轴承2放松，根据力的平衡关系，在轴承1的外圈上必有一个向右平衡力S1’作用，与上述同样分析，可得：S1+FA+S1’=S2S1’=S2-FA-S1Fa1=S1+S1’=S2-FAFa2=S2结论：1、根据轴承的安装方式（即“面对面”或“背对背”）及轴承类型，确定轴承派生轴向力S1、S2的方向和大小；2、确定作用于轴上的轴向外载荷的合力FA的方向和大小；3、判明轴上全部轴向载荷的合力指向，再根据轴承的安装方式找出被“压紧”的轴承及被“放松”的轴承；4、被“压紧”轴承的轴向载荷等于除本身派生轴向载荷以外的其他所有轴向载荷的代数和；5、被“放松”轴承的轴向载荷等于轴承自身的派生轴向载荷。示例2.如果图示轴承改为“面对面”排列时，求Fa1，Fa2又各为多少？1.如上图示轴承为“背对背”排列，求Fa1，Fa2各为多少？3.如果图示轴承排列方式不变，将FA的方向改变，则Fa1，Fa2各为多少？滚动轴承部件的组合设计一、轴承的轴向固定1、两端固定式2、一端固定、一端游动式二、轴承的轴向定位1、轴肩2、轴环3、套筒4、弹性卡圈5、螺母6、轴承座端盖三、轴承组合的调整1、轴承间隙的调整1）调整垫片2）调节螺钉2、轴承的预紧3、轴承组合位置的调整四、轴承的配合及装拆1、滚动轴承的配合内圈与轴颈的配合采用基孔制，外圈与座孔的配合采用基轴制2、滚动轴承的装拆五、轴承的润滑与密封低速时用脂润滑，高速时用油润滑蜗杆传动设计一、特点：类型及其特点用于空间交错轴间的传动，通常Σ=90°(1)传动比大i=10~80，分度机构中可达到1000；从运动关系看，蜗杆传动相当于螺母与螺杆传动；从传动看，蜗杆传动与交错轴斜齿轮传动有密切联系。(2)结构紧凑，传动平稳，噪声小；(4)但s摩擦发热大、传动效率低，且制造成本高等。(3)有自锁性（蜗杆导程角≤当量摩擦角v）按蜗杆形状分圆柱蜗杆传动蜗杆传动的类型：环面蜗杆传动锥面蜗杆传动普通圆柱蜗杆传动圆弧圆柱蜗杆传动普通圆柱蜗杆传动阿基米德蜗杆传动渐开线蜗杆传动法向直齿廓蜗杆传动锥面包络齿廓蜗杆传动蜗轮加工—滚刀滚制，其几何参数及直径与相配的蜗杆相同普通圆柱蜗杆传动的主要参数主要参数(阿基米德蜗杆)●模数m和压力角α中间平面—包含蜗杆轴线并垂直与蜗轮轴线的平面在中间平面内相当于齿条与齿轮的啮合正确啮合条件：mx1=mt2=mαx1=αt2=α=20°蜗杆轴面模数蜗轮端面模数标准模数蜗杆轴面压力角蜗轮端面压力角●蜗杆导程角γ与蜗轮螺旋角β2之关系Σ=β1+β2=90°时：γ=90°－β1=β2，且旋向相同γβ2●蜗杆直径系数q及分度圆直径d1d1—标准系列值(表4-1)限制蜗轮滚刀数量，便于刀具标准化蜗杆直径系数：q=d1/m→d1=mqq与导程角γ之关系：1dptgzmqmz1qz1导程ZP111dpzzx周节xP1q的大小对传动的影响？●齿面间相对滑动速度vssincos21vvvs由此可见，vsv1、v2所以蜗杆传动摩擦发热多，损失大，效率低。z1=1~4●蜗杆头数z1、蜗轮齿数z2及传动比ii=n1/n2=z2/z1=d2/d1?≠d2/d1但z1少，效率低重载时取z11要求自锁z1=1z1过多,制造困难z2=28~80＜100常取z2=32~63=普通圆柱蜗杆传动与斜齿轮传动的区别：斜齿轮传动蜗杆传动传动比i—i=d2/d1i≠d2/d1m、α—法面为标准值中间平面为标准值β—β1=-β2γ=β2,旋向相同d1—d1=mnz1/cosβd1=mq,且为标准值蜗杆传动的强度计算设计准则：闭式传动控制点蚀和胶合：齿面接触强度条件HPH控制折断(Z280)：轮齿弯曲强度条件FPF控制温升：热平衡计算此种材料强度稍低一、失效形式和设计准则齿面点蚀—蜗轮材料为铸锡青铜时，齿面胶合—蜗轮材料为铸铝青铜或铸铁时齿面磨损轮齿折断—蜗轮齿数过多或强烈冲击载荷由于蜗轮材料强度低，失效通常发生在蜗轮轮齿上；蜗杆主要是控制轴的强度或刚度。对于大多数蜗杆传动，其承载能力主要取决于接触强度—开式传动或润滑油不清洁，控制折断FPF关系：方向：二、受力分析Ft、Fr同斜齿轮Fa1—用主动轮左右手定则判断，一般蜗杆主动。大小：1121/2000dTFFattgFFFtrr2212221/2000dTFFtacoscos/2tnFF1）强度计算主要针对蜗轮轮齿（材料原因）2）中间平面内相当于齿条与齿轮啮合，蜗轮类似斜齿轮三、蜗轮齿面接触疲劳强度计算特点：因此，蜗轮轮齿的强度计算与斜齿轮相似，其强度公式可仿照斜齿轮的计算方法推导。说明：计算蜗轮齿面强度，且效率低，故用蜗轮转矩，T2=ηiT1设计时，m、d1均未知，故计算m2d1，m2d1求出后，查表4-1选择合适的m、d1蜗轮齿面接触强度条件——设计式——弹性系数——青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆组合时，)(922122MPazdmTKZHPAEHMPaZE160使用系数，同齿轮传动，见表3-1)()(9322212mmzZTKdmHPEA利用赫兹公式、考虑蜗杆传动特点四、蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算由于齿形的原因，通常蜗轮轮齿的弯曲强度比接触强度大得多，所以只是在受强烈冲击、z2＞80或开式传动中计算弯曲强度才有