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1、第六章 滑动轴承设计,主 讲 吴 昌 林,一、滑动轴承的类型及其结构型式,1. 类型,向心滑动轴承,推力滑动轴承,液体摩擦滑动轴承,非液体摩擦滑动轴承,动压轴承,静压轴承,推力轴承,向心轴承,滚动轴承,滑动轴承的摩擦状态,润滑油膜将摩擦表面完全隔开，只存在液体分子间的摩擦,润滑油膜部分地将摩擦表面隔开，部分摩擦表面仍可直接接触,摩擦表面间没有任何物质的摩擦,边界摩擦常与半液体摩擦、半干摩擦并存，通称非液体摩擦,2. 结构型式,向心轴承,推力轴承,剖分式,整体式,间隙可调式,自动调心式,实心式,空心式,单环式,多环式,结构简单安装困难间隙不可调,结构较繁间隙可调广泛采用,中间比压大,3. 滑动轴
2、承的适用场合,低速低载、精度不高,非液体摩擦滑动轴承,高速,滚动轴承寿命大为降低,重载,滚动轴承造价高,承受巨大冲击和振动载荷,油膜的缓冲和阻尼作用,支承精度特别高,滑动轴承零件少,某些特殊场合,受径向尺寸限制、曲轴轴承等,二、轴瓦的材料和结构,1. 轴瓦的材料,(1) 基本要求,减磨性,磨损少,减摩性,摩擦系数小,其他要求：,抗胶合性,跑合性,耐腐蚀性,强度 ,(2) 常用材料,轻载、低速的轴瓦材料,锡基,铅基,锑、铜硷金属硬粒,锡基体或铅基体,综合性能好,机械强度较低,价昂,轴承合金浇铸在钢或铸铁的轴瓦基体上,锡青铜 中速、中载或重载,铝青铜 低速重载,铅青铜 高速重载,铁或铜粉末混入石墨
3、压制烧结而成多孔性存油,用于载荷平稳、低速和加油不便场合,塑料、橡胶、尼龙等,摩擦系数小、耐磨、耐腐蚀、承载低、热变形大,2. 轴瓦的结构,(1) 轴瓦的结构要素,油孔,油沟,壁厚,定位唇,油室,定位唇：防止轴瓦在轴承中移动,壁厚,油孔和油沟：将油引入轴承,油室：存油,(2) 结构型式,整体式,剖分式,三、滑动轴承的润滑,1. 润滑油,(1) 粘度,流体抵抗变形的能力称为粘度，以流体内摩擦阻力表示,平行板间油的层流流动,贴近静止扳的油层速度,贴近移动扳的油层速度,( 粘性流体粘性定律),比例常数，即动力粘度,设长宽高各为 1m 的流体，若上下两面发生 1m/s 的相对滑动，所需施加的力为 1N
4、 时， 则该流体的粘度为 1 个国际单位制的动力粘度记为 Pa.s,( 用于流体动力学计算 ),(润滑油的粘度),单位换算,国际单位制,(2) 常用润滑油,润滑油牌号一般为40 C时运动粘度的平均值,粘度温度曲线,查得运动粘度,用于流体动力学计算,(3) 润滑油的选择,2. 润滑脂,钙基,抗水性好、耐热性差、价廉,钠基,抗水性差、耐热性好、防腐性较好,锂基,抗水性和耐热性好,铝基,抗水性好、有防锈作用、耐热性差,主要指标,针入性：表征润滑脂稀稠,润滑脂越稠,滴点：润滑脂受热后开始滴落的温度，表征耐高温的能力,润滑脂工作温度一般应低于滴点20 30 C,四、非液体摩擦滑动轴承的设计,1. 失效形
5、式及计算准则,磨损,防止过度磨损,发热引起胶合,防止胶合,单位面积摩擦功率,压强,向心轴承,推力轴承,速度,向心轴承,推力轴承,油沟引起接触面积减小系数,2. 设计步骤,(1) 选择轴承结构型式及材料,(2) 初定轴承基本型式和参数,选择宽径比,(3) 校核计算,(4) 选择轴承的配合,(5) 选择润滑剂和润滑装置,五、液体摩擦动压向心滑动轴承的设计,1. 压力油膜形成的原理,轴颈和轴瓦同心时,两平行板的摩擦状况,轴颈和轴瓦偏心时,两倾斜板的摩擦状况,(1) 两平行板,(2) 两倾斜板,层与层间靠内摩擦阻力(粘性)带动前进,油层间压力无变化，平行板间润滑油不产生压力,润滑油不可压缩,“拥挤”形
6、成压力,油的粘性和压力的作用，改变了油层速度变化规律,2. 液体动压润滑的基本方程,假设油层在 Z 方向无流动,对 y 积分：,边界条件：,任意截面上单位宽度( z方向)的流量,则,流体是连续的,一维雷诺方程,讨论之一：,由,油膜压力沿 x 方向变化规律,平行板间油膜压力沿 x 方向无变化，等于入口处压力 (压力为 0),入口处速度图形为凹形,出口处速度图形为凸形,油膜厚度为,u 沿 y 方向线性分布,油膜压力达,讨论之二：,液体摩擦形成的条件,由,(1) 两工作表面必须形成收敛的楔形间隙,(2) 两工作表面必须有一定的相对运动， 且 v 方向是从大口道小口,(3) 间隙中必须连续充满具有一定
7、粘度的润滑油,若,则,无粘度,各油层无速度,两板间油无流动,不能形成油膜压力,讨论之三：,向心滑动轴承动压油膜形成过程,(1) 停车,(2) 启动,金属直接接触,摩擦力使轴颈右移,油膜压力将轴颈托起其合力将轴颈左推,油膜压力将轴颈完全托起其合力与外载平衡,3. 承载能力计算,(1) 转换为极坐标系,偏心距,间隙,相对间隙,偏心率,最小油膜厚度,最大油膜压力处的厚度,(2) 承载能力的推导过程,代入雷诺方程,承载区任意点 M 的油膜压力,沿 y 方向的分压力,沿 z 方向单位宽度上油膜压力的合力,考虑端泄,油膜总压力与外载 F 平衡,研究点 M,承载量系数,采用国际单位：,由,则可计算承受多大的
8、径向载荷 F,由,承载量系数,则可计算承受外载 F 时要多大的,动压润滑条件：,4. 主要参数的选择,(1) 相对间隙,(2) 宽径比,的选择：,经验公式,选轴承配合,计算,轴颈中心与轴承中心接近重合,反之，接近于 1,受表面粗糙度、几何形状误差、轴变形、安装误差等的限制,轴承表面粗糙度,轴颈表面粗糙度,(3) 偏心率,值越趋向于 0,一般：,(4) 最小油膜厚度,一般：,不可能无限小,动压润滑条件,5. 热平衡计算,(1) 温升公式,摩擦发热量,流动油带走的热量,轴承散热量,温升,比热,密度,散热系数,摩擦特性系数,流量系数,(2) 热平衡计算,初定,计算,左右,初定值与计算值相差大于 5C
9、 时， 必须改变参数重新计算,不得超过 30C,定得过高、粘度下降,定得过低、外部冷却难,左右,设计动压向心滑动轴承,已知：d=200mm、F=65000N、n=3000r/min、要求轴承剖分、L-AN32润滑油,1 选结构型式 正剖分轴承、剖分面两侧供油、包角为 180,2 选取宽径比 0.8 1.0,3 轴承宽度(m) 0.16 0.2,4 压强(MPa) 2.03 1.625,5 速度(m/s) 31.4,6 pv值(Mpa.m/s) 63.74 51.03,7 选轴瓦材料 ZSnSb11Ch6,8 已知润滑油牌号 L-AN32,9 初定平均温度(C) 50,10 查运动粘度(mm2/
10、s) 20,11 动力粘度(Pa.s) 0.018,12 选择相对间隙 0.00145 0.0019 0.0023,13 选择轴颈表面粗糙度(m) 1.6,14 选择轴瓦表面粗糙度(m) 3.2,15 承载量系数 0.756 1.297 1.52,16 查偏心率 0.5 0.66 0.625,17 最小油膜厚度(mm) 0.0725 0.0646 0.08625,18 计算(23)(Rz1+Rz2)值 0.00960.0144,20 查摩擦特性系数 3.5 2.3 2.0,21 查流量系数 0.138 0.165 0.138,19 最小油膜厚度是否足够 足够,22 润滑油温升(C) 32.8 18.2 15.2,23 取入口温度(C) 40,24 计算平均温度(C) 56.4 49.1 47.6,25 平均温度初定值与,计算值误差(C) 6.4 -0.9 -2.4,26 热平衡计算是否合格 超过 5 C 合格 合格,结束,请批评指正!,
