机械设计CH8-2滑动轴承

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第8章滑动轴承计划学时：4h制作人：向敬忠基本要求及重点、难点8.1轴承的分类8.2滑动轴承的结构形式8.3轴承材料及轴瓦结构8.4润滑剂和润滑装置8.5不完全液体滑动轴承的计算8.6动压润滑的基本原理8.7液体动力润滑径向轴承的计算 基本要求:1）掌握摩擦的几种状态。2）了解滑动轴承结构及轴承材料。3）掌握不完全液体润滑轴承的计算。4）掌握动压油膜形成的原理。5）了解液体动力润滑轴承的计算。重点：1）压油膜形成的原理。2）不完全液体润滑轴承的计算。作业:习题与思考题：8.1；8.2；8.9；8.11难点：1）压油膜形成的原理。2）液体动力润滑轴承的计算。 轴承的功能：轴承是支承轴的部件，它可以保持轴的旋转精度，又可减少轴与支承之间的摩擦和磨损。8.1轴承分类1.根据轴承所承受载荷的方向分向心轴承只承受径向载荷或同时承受少量的轴向载荷的轴承。推力轴承只承受轴向载荷的轴承。向心推力轴承同时承受径向和轴向载荷的轴承。 2.根据轴承工作时的摩擦性质分滚动轴承以滚动代替滑动，故具有摩擦阻力小、启动灵敏、润滑密封简便、互换性能好等优点。但相应的承载能力和抗冲击能力差、高速时噪音大、工作寿命低。广泛应用于一般机器中。滑动轴承滚动轴承虽具有一系列优点，在一般机器中获得了广泛应用，但是在高速、高精度、重载、结构上要求剖分等场合下，滑动轴承就显示出它的优异性能。此外，在低速而带有冲击的机器中，也常采用滑动轴承。 滑动轴承分类1）液体润滑轴承两摩擦面完全液体隔开的摩擦。摩擦性质主要取决于润滑油的粘度，此时的摩擦为液体内部的摩擦，摩擦系数很小，一般为0.001～0.01。简称动压轴承。当满足动压油膜形成条件，且相应参数相互匹配时，即可形成承载油膜。按液体滑动轴承承载机理不同可分为液体动力润滑轴承液体静压润滑轴承简称静压轴承。靠油泵及整个油路系统供给的压力油承受外载荷的。 2）不完全液体润滑轴承轴颈与轴承工作表面虽有润滑油存在，即存在边界油膜，但表面凸起部分仍有金属的直接接触，此时的摩擦处于边界摩擦或混合摩擦状态下工作。相应的摩擦系数为0.01～0.1。3）无润滑轴承不加任何润滑剂，摩擦处于干摩擦状态，两摩擦表面直接接触。摩擦性质取决于相配对材料的性质。此时，有大量的摩擦功耗和严重的磨损。在滑动轴承中表现为强烈的温升，甚至把轴瓦烧毁。在传统的滑动轴承中是不允许出现干摩擦的。随着材料科学的发展，新材料的不断出现，才使无润滑轴承成为可能。 一般机器通常处于不完全液体润滑状态下工作。显然，液体润滑可以避免摩擦表面的磨损，是最理想的摩擦状态。无润滑轴承不仅结构简单，而且无润滑油的污染。广泛应用于轻工业机器，如食品机械中。8.2滑动轴承的结构形式向心轴承只承受径向载荷或同时承受少量的轴向载荷的轴承。推力轴承只承受轴向载荷的轴承。按承载方向的不同，滑动轴承常用的有： 8.2.1向心滑动轴承1.整体式向心滑动轴承优点：结构简单，成本低廉。缺点：轴套磨损后，轴承间隙过大时无法调整；另外，只能从轴颈端部装拆，对于重量大的轴或具有中间轴颈的轴，装拆很不方便，甚至在结构上无法实现。适用范围：多用在低速、轻载或间歇性工作的机器中。1——轴承座；2——整体轴套；3——油孔；4——螺纹孔 2.剖分式向心滑动轴承1——轴承座；2——轴承盖；3——双头螺柱；4——螺纹孔；5——油沟；6——油槽；7——剖分式轴瓦轴承盖和轴承座的剖分面常做成阶梯形，以便对中和防止横向错动。轴承盖上部开有螺纹孔，用于安装油杯或油管。剖分式轴瓦由上下两半组成，通常是下轴瓦承受载荷。在轴瓦内壁非承载区的表面上开设油槽。轴承剖分面最好与载荷方向近于垂直，多数轴承的剖分面是水平的，也有斜着布置。优点：这种轴承装拆方便，且轴瓦磨损后可以用减少剖分面处的垫片厚度来调整轴承间隙，同时，调整后应修刮轴承内孔。 3.调心轴承为了弥补轴的位置误差，适应轴的变形，常采用调心滑动轴承。 8.2.2推力滑动轴承1.固定式推力轴承轴上的轴向力应采用推力轴承来承受。不完全液体滑动轴承 上轴采用推力头。支承沿轴承止推面均匀分布着若干个扇形块，并做成楔形，楔形的倾斜角固定不变，在楔形顶部留出平台，用来承受停车后的轴向载荷。液体滑动轴承注意：两平行平面之间不能形成动压油膜。 2.可倾式推力轴承扇形块的倾斜角能随载荷、转速的变化而自行调整，性能更为优越。 扇形块数一般为6~12。 8.2.3滑动轴承的主要应用1）工作转速特高时，采用液体滑动轴承；2）对轴承支承位置要求特别精确时，采用液体滑动轴承；3）载荷特大时；4）承受巨大冲击或振动时；5）根据装配要求必须作成剖分式的轴承；如曲轴处；6）特殊工作条件下，如在水中或腐蚀介子中工作的轴承；7）径向尺寸受限制的地方。 8.3轴承材料及轴瓦结构轴瓦材料应具有的性能：①摩擦系数小；②导热性好，热膨胀系数小；③耐磨、耐蚀、抗胶合能力强；④具有良好的跑合性和相容性；⑤有足够的机械强度和可塑性。通常用两层不同的金属做成轴瓦，两金属在性能上取长补短。在工艺上可以用浇铸或压合的方法，将薄层材料粘附在轴瓦基体上，并称其为轴承衬。不完全液体润滑轴承的工作能力与使用寿命在很大程度上取决于轴瓦或轴承衬的材料。8.3.1轴承材料 1.轴承合金（又称巴氏合金或白合金）1）锡锑轴承合金摩擦系数小，抗胶合能力强，耐蚀性好，对油的吸附性强，易跑合，是优良的轴承材料。常用于高速、重载的轴承中。但其价格较贵且机械强度较差，只能作为轴承衬材料而浇铸在钢、铸铁或青铜轴瓦上。为了较好的帖合，可在轴瓦上开出燕尾槽或螺旋槽。2）铅锑轴承合金各方面性能与锡锑轴承合金相近，但这种材料较脆，不宜承受较大的冲击载荷。它一般用于中速、中载的轴承。 2.青铜优缺点：1）锡青铜用于中速重载的轴承上。2）铝青铜用于低速重载的轴承上。3）铅青铜用于中速中载的轴承上。青铜即可单独制成轴瓦，又可将其浇铸在钢或铸铁轴瓦内壁上。强度高，承载能力大，耐磨性与导热性都优于轴承合金。但它的可塑性差，不易跑合，与之相配的轴颈必须淬硬。 3.具有特殊性能的轴承材料1）粉末冶金用铁粉和石墨粉或铜粉和石墨粉调匀后，直接压制成轴瓦，然后在高温下烧结，即成为多孔性的陶瓷结构形状的金属。含油轴承——将其浸在润滑油中，使烧结微孔中充满润滑油，便成了含油轴承。粉末冶金韧性较小，只适用于平稳的无冲击载荷及中小速度的情况下。2）橡胶轴承衬用硬化橡胶制成的，它具有较大的弹性，能减轻振动使运转平稳，并可以用水润滑。3）塑料轴承具有摩擦系数低，可塑性、跑合性好，耐磨、耐蚀，可以用水、油及化学溶液润滑等优点。但它的导热性差，膨胀系数较大，容易变形。为改善此缺陷，可将薄层塑料作为轴承衬材料粘附在金属轴瓦上使用。 4）碳-石墨碳-石墨是由不同量的碳和石墨组成的材料，石墨材料越多，材料越软，摩擦系数越小。是电机电刷的常用材料，也是不良环境中的轴承材料。5）灰铸铁或耐磨铸铁价格低，但品质不宜控制。用于不重要或低速轻载的轴承中。 8.3.2轴瓦结构1.整体式轴瓦 2.剖分式轴瓦 轴瓦油沟开设原则为了使润滑油能更好的分布到轴瓦的整个工作表面，在轴瓦的非承载区或压力较小的区域开设油沟和油孔，以利供油，同时避免降低轴承的承载能力。王字油沟螺旋槽式油沟宽槽油沟纵向油沟 8.4润滑剂和润滑装置8.4.1润滑剂润滑剂的功用：降低摩擦功耗、减少磨损、冷却、吸振和防锈等。润滑剂分类：液体润滑剂——润滑油、半固体润滑剂——润滑脂和固体润滑剂等。1.润滑油粘度——表征液体流动的内摩擦性能。它是液体流动时内摩擦阻力的量度。润滑油的粘度越大，内摩擦阻力越大，流动性越差，因此，在压力作用下，油不易被挤出，易形成油膜，承载能力强，但摩擦系数大，效率较低。 动力粘度：运动粘度：——液体密度国际单位制：粘-温曲线：润滑油的粘度随着温度的升高而降低。润滑油的粘度随着压力的升高而增大，但压力不太高时（小于10MPa），变化极小，可忽略不计。绝对单位制： 牌号：我国的石油产品是用运动粘度（cSt）标定的，GB443—89规定采用润滑油在40ºC时的运动粘度中心值作为润滑油的牌号选用润滑油的原则：考虑速度、载荷和工作情况。对于载荷大、温度高的轴承易选用粘度大的油；载荷小、速度高的轴承宜选粘度较小的润滑油。 2.润滑脂特点及应用：密封简单，不需经常添加，不易流失，所以在垂直的摩擦表面上也可以应用。润滑脂对载荷和速度的变化有较大的适应范围，受温度的影响不大，但摩擦功耗较大，机械效率较低，故不宜用于高速。因此润滑脂主要用于低速或带有冲击的机器。由润滑油和各种稠化剂（如钙、钠、铝、锂等金属皂）混合稠化而成。分类：1）钙基润滑脂具有耐水性，常用于60°C以下的各种机器中的轴承润滑，是目前使用最多一种润滑脂。2）钠基润滑脂可用于115～145°C以下，但不耐水。 3）锂基润滑脂性能优良，耐水，适用在-20～150°C范围内工作，并可代替钙基、钠基润滑脂。2.固体润滑剂分类：1）石墨性能稳定，在350°C以上才开始氧化，并可在水中工作。2）聚四氟乙稀摩擦系数低，只有石墨的一半。3）二硫化钼与金属表面吸附性强，摩擦系数低，使用温度范围也广（-60～300°C），但遇水则性能下降。应用：一般在超出润滑油和润滑脂使用范围才使用。常将固体润滑剂调合在润滑油中使用，也可以涂覆、烧结在摩擦表面形成覆盖膜，或者用固结成型的固体润滑剂嵌装在轴承中使用，或者混入金属或塑料粉末中烧结成型。 8.4.2润滑装置1.间歇润滑可用于小型、低速或间歇运动的轴承。对于重要的轴承，必须采用连续供油的方法。1）压配式注油杯2）旋套式注油杯3）旋盖式油脂杯 2.连续润滑1）滴油润滑①针阀油杯；②油芯油杯 2）油环润滑 3）飞溅润滑 4）压力循环润滑 8.5不完全液体润滑轴承的计算不完全液体润滑轴承润滑方式：润滑油润滑，润滑脂润滑。润滑原理：靠吸附在金属表面上的一层很薄的边界油膜保护金属不发生粘着破坏，这种边界油膜大大改善了两金属表面的摩擦状况。但仍不能完全避免磨损。设计依据：维持边界油膜不遭破破裂，是不完全液体滑动轴承设计的依据。 由于边界油膜的强度和破裂的温度受多种因素的影响，十分复杂，其规律尚未完全被人们掌握。因此目前只能采用间接的条件性的计算方法加以限制。实验表明，若能限制p≤[p]，可以防止润滑油从两表面间挤出，造成过度磨损；限制p≤[p]，可以限制单位面积上的摩擦功耗fp，即控制温升，防止边界油膜的破裂，造成胶合；限制≤[]，可以防止局部p值过大，加速轴承磨损。 8.5.1向心滑动轴承已知轴承所受径向载荷F(N)、轴颈转速n(rpm)及轴颈直径d(mm)，轴承有效宽度B(mm)。1.轴承的压强P2.轴承的p值 3.轴承的滑动速度宽径比B/d：——轴瓦宽度与轴颈直径之比。对于液体润滑滑动轴承，常取B/d=0.5～1；对于不完全液体润滑滑动轴承，常取B/d=0.8～1.5，有时可取更大些。4.轴承的配合根据不同的使用要求，为了保证轴具有一定的旋转精度，必须合理的选择轴承的配合，以保证一定的间隙。常用的配合有：H9/d9，H8/f7，H7/f6。式中：[p]，[p]，[]查书中表8.1。综合应用： 8.5.2推力滑动轴承实心式：空心式： 式中：z为轴环数；m为轴环的平均速度其中dm为平均直径2.轴承的p值[p]，[p]查表。1.轴承的压强P 8.6动压润滑的基本原理获得液体润滑的主要方法：利用轴颈本身回转时的泵油作用，把油带入摩擦面间，建立压力油膜而把两表面分开，用这种方法来实现液体润滑的轴承称为液体动压轴承。1.液体静压轴承在滑动表面间用足以平衡外载的压力输入润滑油，人为地将两表面分开，用这种方法来实现液体润滑的轴承称为液体静压轴承。2.液体动压轴承 8.6.1动压油膜形成的机理 图a）所示A，B两板平行，板间充满具有一定粘度的润滑油，若板B静止不动，板A以速度沿χ向左运动，这将造成其中的液体层层错动。由于润滑油的粘性及它与平板间的吸附作用，与板B紧贴的流层与板B一致静止不动，与板A紧贴的流层的流速等于板速，其他各流层的流速则按直线规律分布。这时板A，B之间带进的油量等于带出的油量，因此两板间油量保持不变，板A不会下沉。若板A上承受载荷F时，油向两侧挤出(图b)，于是板A逐渐下沉，直到与板B接触。这说明两平行板之间不可能形成压力油膜。 当两板相互倾斜，板间的间隙沿运动方向由大到小呈收敛的楔形，如图c）所示。当板A运动时，两端的速度若按照虚线所示的三角形分布，则必然进油多而出油少。由于液体的不可压缩性，必将在间隙内“拥挤”而形成压力，迫使进口端的速度曲线向内凹，出口端的速度曲线向外凸。只要连续充分地提供一定粘度的润滑油，并且A，B两板相对速度值足够大，间隙内形成的液体压力是能够稳定存在并与外载F平衡的。这种借助相对运动而在轴承间隙中形成的压力油膜称为动压油膜。图c）还表明从截面a-a到c-c之间，各截面的速度图各不相同，但必有一截面b-b，油的速度呈三角形分布，此处的油膜厚度为h0，且压力达到最大值pmax。 8.6.2液体动压润滑的基本方程------雷诺方程1、液体动压润滑基本方程——雷诺方程（1）建模研究对象：被润滑油隔开作相对运动的两刚体，一个以v运动，一个静止。为方便研究，作如下假设： 1）忽略p-η效应（压粘效应）一般情况适用，对高副不适用（如齿轮）2）油沿z方向无流动，即无限宽轴承B→∞（无限宽）：一维方程3）层流（一般中高速情况；特高速“湍流”、“紊流”）4）油与表面吸附，一起运动或静止即：油层流速y=0，u=v(板速)y=h，u=0(静止板)5）不计油的惯性力和重力6）油不可压缩：ρ=const端泄端泄BB为有限宽时：二维方程 （2）求解针对“连续介质”，通过取“微单元体”手段：由于： 流速方程：剪切流(直线分布)压力流(抛物线分布)二次积分代入边界条件：y=0，u=v；y=h，u=0 边界条件 连续流动方程：任何截面沿x方向单位宽度流量qx相等设在最大油压Pmax处，h=h0(即时，h=h0)，此时：∴一维雷诺方程（R·E） 2、油楔承载机理由R·E油压变化与η、v、h有关p→积分→油膜承载能力→平衡外载当h＞h0时，，油压为增函数；当h=h0时，，p=pmax；当h＜h0时，，油压为减函数。可见，对收敛形油楔，油楔内各处油压大于入口、出口处油压→正压力→承载。 任何截面处h=h0，=0，不能产生高于出口、入口处的油压→不能承载。进口小、出口大，油压p低于出口、入口压力（负压）→不能承载，相反使两表面相吸。※若二板平行：v※若二滑动表面为扩散形：v ※若二板无相对运动：※若二板间流体黏度为零：1、润滑油有一定粘度η。2、有一定相对滑动速度v。承载能力∝v；3、相对滑动面之间必须形成收敛形间隙，即：油从大口流进，小口流出。（入口、出口处p＜油楔内p）4、有足够充分的供油量。↑，承载能力↑。η↑→液体动压润滑形成的必要条件： 从公式可看出油膜压力的变化与润滑油的粘度、表面间滑动速度、间隙（油膜厚度）有关，利用这一公式可求出油膜上各点压力P，根据油压分布可算出油膜承载能力。动压油膜形成的条件：①两工作表面间必须构成楔形间隙。②两工作表面间必须有一定的相对滑动速度，其运动方向必须保证润滑油从大截面流进，小截面流出。③两工作表面间必须连续充满具有一定粘度的液体。此外，对于一定的载荷F，必须使速度，粘度η及间隙等匹配恰当。 1）起动阶段。2）不稳定润滑阶段，轴瓦摩擦力作用下“爬坡”。3）液体动力润滑阶段，n足够大，轴颈中心向轴承中心O漂移。8.7.1动力润滑状态的建立过程8.7液体动力润滑径向轴承的计算三阶段： 8.7.2几何关系 1、固定参数R——轴承孔半径（D）；r——轴颈半径（d）；半径间隙：（直径间隙）；相对间隙：；宽径比：B/d。2、动态参数（变参数）偏心距：偏心率：表示偏心程度最小油膜厚度：（ε↑→hmin↓） 任一位置φ处，油膜厚度h：∴偏位角θ：连心线与外载F方向之间的夹角。 8.7.3承载能力和索氏数S0β—轴承包角，轴瓦连续包围轴颈所对应的角度。α1+α2—承载油膜角φ1—油膜起始角φ2—油膜终止角p=pmax处：h=h0，φ=φ0φ—从起至任意膜厚处的油膜角。 当B=∞，即无限宽轴承时，油沿轴向无流动，一维R·E转换为极坐标：得： 积分一次得任意φ处的油膜压力pφ：在φ1至φ2区间内，沿外载荷方向单位宽度的油膜力为：对有限宽轴承，若不计端泄，油膜承载力F为：S0—索氏数，无量纲 ε↑——S0↑ 单位：F—N，B、d—m，η—Pa·s，ω—rad/s轴承实际承载能力小于上式（端泄）计入端泄时：B/d↓—端泄↑—S0↓其它参数相同时，S0↓—F↓，承载力↓B/d一定：ε↑—S0↑—F↑，∴hmin↓但保证流体动力润滑：↓，η↑—承载能力↑∵ 8.7.4流量计算体积流量：8.7.5功耗计算—摩擦特性系数—无量纲体积流量，查书中图查书中图 Δt=…（见书中公式）Δt—油温升Δt=t2－t1流出流入平均温度：t2max—见书中表8.7.6热平衡计算摩擦功→热量：流动的润滑油带走：通过轴承座散热：热平衡条件： S—安全系数，考虑表面形状不准确和零件变形，S≥2一般可取S=2；8.7.8参数选择1、宽径比B/dB/d↑—端泄量↓，承载能力↑，轴承刚度↑，Δt↑，η↓8.7.7保证液体动力润滑的条件（充分条件）：Rz1、Rz2—轴颈、轴瓦表面微观不平度的十点高度， 3、油粘度ηη↑—F↑—承载能力↑，但易发热4、平均压强pp↑—F一定时，B、d可↓，尺寸↓；传动较平稳p↑↑—hmin↓↓—不易形成动压润滑，磨损↑p↓↓—F↓↓，ε↓，轴颈运动易失稳2、相对间隙ψ高速：发热严重—使ψ↑—q↑—端泄↑，温升↓重载：↑承载能力—选ψ↓ 3、由于影响液体动压轴承的参数较多，相互影响，所以设计中若调整了某一参数，将会影响其它参数，凡受到影响的参数都应重新计算。注意：1、液体动力润滑轴承在启动，停车阶段处于非液体摩擦状态，设计时，应验算p≤[p]，v≤[v]，pv≤[pv]2、零件有制造误差，计算时应分别对上偏差对应的ψmax下偏差对应的ψmin两种状态进行计算，必须同时满足液体动压状态的充分条件。 若一轴承，不满足液体动力润滑状态，可采取如下措施：1、降低Rz1、Rz2，↑加工精度2、适当↑η3、适当↑n即：使变小。公式应用：已知R，rRz1，Rz2η、v（n）、B、F1）判断一轴承能否形成动压润滑※ 否则，不能形成动压润滑，措施：B↑、d↑、η↑、ω↑→S0↓→ε↓→hmin↑，S=2，查图17-18得ε。若：形成流体动压润滑 QVER已知：R、r、Rz1、Rz2B、F、η、n中任三个，S=2式求Bmin、nmin、ηmin2）求动压状态下承载能力F（或B、n、η）※——（）查表得S0——（S0max）