第12章-机械零件润滑设计

华南理工大学第12章机械零件润滑设计12.2液体动力润滑径向滑动轴承设计计算12.3典型机械传动中的润滑12.4密封件与密封12.1非液体摩擦滑动轴承设计计算滑动轴承广泛应用在航空发动机、工业仪表、机床、内燃机、铁路机车车辆、轧钢机、雷达、卫星通信地面站及天文望远镜等方面。它的主要应用场合有：工作转速很高、对轴的支承位置要求特别精确、特重载荷、承受巨大的冲击和振动载荷、需要做成剖分式、特殊工作条件和在安装轴承处的径向空间尺寸受到限制等。滑动轴承的类型很多。按承受载荷方向可分为径向轴承和止推轴承。按滑动表面间润滑状态可分为液体润滑轴承、不完全液体润滑轴承和无润滑轴承。按液体润滑承载机理又可分为液体动力润滑轴承和液体静压润滑轴承。12.1非液体摩擦滑动轴承设计计算12.1.1非液体摩擦滑动轴承的失效形式与计算准则非液体摩擦滑动轴承一般是指采用润滑脂、油绳或滴油润滑的径向滑动轴承。由于在这些轴承中，工况条件不足以在相对运动表面间产生一个完全的承载润滑剂膜，因此，它们只能在混合润滑状态（即边界润滑和液体润滑同时存在的状态）下运转。这类轴承正常工作的条件是：边界润滑膜不破裂，维持粗糙表面微腔内有液体润滑存在。因此，这类轴承的承载能力不仅与边界膜的强度及其破裂温度有关，而且与轴承材料、轴颈与轴承表面粗糙度、润滑油的供给量等因素有着密切的关系。通常非液体摩擦滑动轴承的主要失效形式有：载荷过大时，轴承的表面压力也大，由于轴承材料一般抗压强度不是很大，因此过大的压力可能使表面压变形，从而造成运动精度降低、产生振动或材料压溃的失效。另外当载荷较大时，由于载荷的反复作用，轴承表面出现与滑动方向垂直的疲劳裂纹，当裂纹向轴承衬与衬背结合面扩展后，造成轴承衬材料的剥落。它与轴承衬和衬背因结合不良或结合力不足造成轴承衬的剥离有些相似，但疲劳剥落周边不规则，结合不良造成的剥离则周边比较光滑。1．过载2．胶合若轴承因表面的温升过高而导致油膜破裂时，或在润滑油供应不足的条件下，轴颈和轴承的相对运动表面材料发生粘附和迁移，从而造成轴承损坏、咬粘，有时甚至可能导致相对运动中止。3．磨粒磨损当硬颗粒（如灰尘、砂粒等）进入轴承间隙中，有的会嵌入轴承表面，有的则在间隙中并随摩擦副一起运动并存在相对运动，这都将对轴颈和轴承表面起研磨作用。进入轴承间隙中的硬颗粒，在轴承上划出线状伤痕，导致轴承因刮伤而失效。这种磨粒磨损称为三体磨损。另外，在起动、停车或非液体润滑等过程中由于润滑膜不能有效形成，因此轴颈与轴承会发生接触，从而加剧轴承磨损，导致几何形状改变、精度丧失，轴承间隙加大，使轴承性能在预期寿命前急剧恶化；另外摩擦副的粗糙峰或边缘也会引起轴承磨损，这种磨粒磨损称为二体磨损。虽然，非液体滑动轴承的失效还包括其他一些形式，如疲劳剥落和腐蚀等，但设计时主要根据上述三种摩擦失效形式进行。因此，其设计准则是：1．要求轴承表面的平均压强不大于材料的许用压强，以避免材料过载，即:pp2．要求轴承的摩擦功耗不大于材料的许用值，以防止表面温升过高产生胶合，即:3．要求表面的相对速度不大于材料的许用值，防止轴承表面严重磨损，即:pVpVVV12.1.2非液体摩擦滑动轴承的设计计算1．径向滑动轴承校核当已知轴承所受径向载荷F、轴颈转速n、轴承宽度B及轴颈直径d，可以对该轴承进行校核。FBd图12.1径向轴承的参数（1）校核轴承的平均压力ppdBFpMPa（12.1）式中，［p］——轴瓦材料的许用压力，其值见附表6.1。（2）验算轴承的pv值轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗fpv成正比，其中f是摩擦系数。限制pv值的目的就是限制轴承的温升。pVBFndnBdFpV19100100060（12.2）式中，v——轴颈圆周速度，即滑动速度；[pv]——轴承材料的pv许用值，其值见附表6.1。（3）校核滑动速度v对于p和pv的验算均合格的轴承，仍可能由于滑动速度过高，而加速磨损致使轴承报废，因此必须验算滑动速度V。[]vv（12.3）式中，[v]——许用滑动速度，其值见附表6.1。滑动轴承所选用的材料及尺寸经验算合格后，应选取恰当的配合，一般可选或。99dH6778fHfH、2．止推滑动轴承的校核止推轴承的校核内容主要包括压力[p]及[pv]值等。（1）校核轴承平均压力ppddzFAFpaa21224（12.4）式中：Fa——轴向载荷；z——轴环的数目；d1和d2——轴环的外径和内径；[p]——许用压力，见附表6.5。图12.2非液体润滑止推轴承（a）实心式dd0L1（b）单环式dd2d0（c）空心环式dd0d1L1（d）多环式d0R1dd2bK（2）校核轴承的pv值轴承的p和v值分别为100060dnV式中，n——轴颈的转速。pv值的校核按下式进行[]pVpV（12.5）式中，[pv]——pv的许用值，见附表6.5。上述是不完全液体润滑径向轴承的通常验算方法，对重要的不完全液体润滑径向轴承的验算可参考有关文献。3．非液体摩擦滑动轴承的设计（1）径向滑动轴承设计如果已知轴承的工况（载荷F、转速n），需要进行非液体轴承的设计时，则首先要根据轴承的工况选择轴颈和轴瓦的材料。从而，可以得到[p]和[pv]等。另外，需要根据实际情况选取宽径比B/d（一般取0.5~2.0）。然后，利用式（12.1）按下式求得d][pBFd再对式（12.2）和式（12.3）进行验算即可。若不满足，则应当减小轴径d、增大轴承宽度B。（2）止推滑动轴承设计如果已知轴承的工况（载荷Fa、转速n），则首先也要根据轴承的工况选择轴颈和轴瓦的材料。从而，可以得到[p]和[pv]等。另外，需要根据实际情况选取环数z和环径比=d2/d1（一般1/=d1/d2=0.4~0.6）。然后，利用式（12.4）按下式求得d1])[1(421pzFda再对式（12.5）进行验算即可。若不满足，则应当增大环宽b或增加环数z。12.2液体动力润滑径向滑动轴承设计计算流体动力润滑的承载机理已经在第10章作过介绍，本节将利用流体动力润滑理论的基本方程（即雷诺方程）进行液体动力润滑径向滑动轴承设计。虽然液体动力润滑径向滑动轴承设计过程推导较复杂，但是其实际设计主要是通过已有表格和曲线来选择轴承宽度、轴承相对间隙和润滑油，然后对最小膜厚和温升进行校核。12.2.1径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程在径向滑动轴承中，轴颈与轴承孔之间存在间隙。当轴颈静止时，轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。此时，两表面间自然形成一收敛的楔形空间。O图12.3径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程（a）n=0静止O'F当轴颈开始转动时，速度极低，进入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升。nOO'F图12.3径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程（b）n＞0启动随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐加多。这时，右侧楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈向左浮起。当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏心位置上，楔形油膜产生的压力与外载荷相平衡，轴颈中心稳定在轴承孔中心左下方某一位置上，轴承在液体摩擦状态下工作。FO'Ohminn图12.3径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程（c）形成油膜不稳定运行此时，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。理论和实践证明，在其它条件不变时轴颈转速愈高，轴颈中心愈接近轴承孔中心。nO'图12.3径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程（d）n0稳定运行OF12.2.2径向滑动轴承的几何关系和承载量系数1．几何关系与膜厚计算图12.4径向滑动轴承几何参数与压力分布轴承中心和轴颈中心的连线OO1与载荷F（作用在轴心）形成的夹角a称为偏位角。轴承孔和轴颈直径分别用D和d表示，则轴承直径间隙为：=D–d。半径间隙为轴承孔半径R与轴颈半径r之差：=R–r=/2。直径间隙与轴颈公称直径之比称为相对间隙，以表示：rd（12.6）当轴颈稳定运转时，轴心O与轴承中心O1的距离，称为偏心距，用e表示。而偏心距e与半径间隙的比值，称为偏心率，并以表示：e最小油膜厚度为11minreh采用极坐标进行分析。取轴颈中心O为极点，连心线OO1为极轴，对应于任意角（包括0，1，2均由OO1算起）的油膜厚度为h。h的大小可在AOO1中应用余弦定理从下式求得，即2222cosRerherh解上式得rReReh22sin1cos若略去上式中的小量（）2sin2，并取根式的正号，则得任意位置的油膜厚度为Recos1cos1rh（12.11）设0为相应于最大压力处的极角，则压力最大处的油膜厚度h0为00cos1h（12.12）2．Reynolds方程求解将式（10.30）改写成极坐标表达式，即dx=rd，V=r及h、h0之值代入式（10.30）后得极坐标形式的雷诺方程302cos1coscos6ddp（12.13）从油膜起始角1到任意角进行积分得任意位置的压力，即需要指出：式（12.13）应给出两个边界条件。对式（12.14）做定积分时，已经利用了的初始边界条件。而另一个边界条件可以用来确定0。从而可以确定压力分布。01p压力p在外载荷方向上的分量为aaypppcos180cos（12.15）3．承载力计算把式（12.15）的压力在1到2的区间内积分，就得出在轴承单位宽度上的油膜承载力，即2121cosrdrdpPayy211coscos1coscos6302ddra为了求出油膜的承载能力，理论上只需将Py乘以轴承宽度B即可。但在实际轴承中，由于油可能从轴承的两个端面流出，故必须考虑端泄的影响。这时，压力沿轴承宽度的变化呈抛物线分布，而且其油膜压力也比无限宽轴承的油膜压力低（图12.5）。2'21BzCPPyy（12.17）13121ωFz图12.5不同宽径比时轴向压力分布情况因此必须乘以系数C，C值取决于宽径比B/d和偏心率的大小。这样，在角和距轴承中线为z处的油膜压力的数学表达式为14Bd因此，对有限长轴承，油膜的总承载能力为2/2/3022/2/'211cos1coscos6BBBBydrdzPFdzBzCda221cos（12.18）4．承载量系数由式（12.18）得式中pCdBF2（12.19）2/2/30211cos1coscos3BBpdBCdzBzCda221cos·（12.20）又由式（12.19）得式中，Cp——承载量系数；——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，Pas；B——轴承宽度，m；F——外载荷，N；V——轴颈圆周速度，m/s。VBFdBFCp222（12.21）Cp的积分非常困难，因而采用数值积分的方法进行计算，并作成相应的线图或表格供设计应用。由式（12.20）可知，在给定边界条件时，Cp是轴颈在轴承中位置的函数，其值取决于轴承的包角（指轴承表面上的连续光滑部分包围轴颈的角度，即入油口和出油口所包轴颈的夹角）、相对偏心率()和宽径比B/d。e由于Cp是一个无量纲的量，故称之为轴承的承载量系数。当轴承的包角（=120，180或360）给定时，经过一系列换算，Cp可以表示为dB