挖掘机曲臂关节滑动轴承油膜压力及合金层应力分布

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滑动轴承压力分布及动特性系数

滑动轴承压力分布及动特性系数史冬岩;张成;任龙龙;张亮;彭梁【摘要】为了对滑动轴承的压力分布和动特性进行研究,基于有限差分法求解静态雷诺方程,得出滑动轴承油膜压力的分布情况,分析了油膜压力作用下轴瓦合金层的应力分布情况.通过求解扰动压力微分方程,得出有限宽滑动轴承的动特性系数.研究表明,油膜压力呈三维抛物面分布,在油膜压力峰值处合金层应力最大,在油膜压力梯度最大处应变最大,油膜动特性系数随着偏心率的增大而增大,交叉阻尼近似相等.%In order to research the pressure distribution of a sliding bearing and its dynamic characteristics, based on the finite difference method, the static Reynolds equation was solved to get the oil film pressure distribution of the sliding bearing. Next, the stress distribution of the bearing alloy was analyzed under the oil film pressure. The dynamic coefficients of sliding bearings with limited width were obtained by solving the differential equation of pressure disturbance. The results of the study indicate that the oil film pressure distributed along a three-dimensional paraboloid with the largest alloy layer stress appeared at the peak of oil film pressure and the greatest strain was accompanied by the biggest gradient of oil film pressure. The dynamic coefficient of the oil film increased following the amplification of eccentricity; the cross damping was approximately equal.【期刊名称】《哈尔滨工程大学学报》【年(卷),期】2011(032)009【总页数】6页(P1134-1139)【关键词】滑动轴承;油膜压力;有限差分法;动特性系数【作者】史冬岩;张成;任龙龙;张亮;彭梁【作者单位】哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001;哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001;哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001;哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001;哈尔滨工程大学机电工程学院,黑龙江哈尔滨150001【正文语种】中文【中图分类】TH133.31滑动轴承在旋转机械中应用广泛，其工作时转子与轴承之间形成压力油膜.油膜压力作用在轴瓦的合金层上，循环交变的应力是导致轴瓦变形失效的主要原因.对油膜压力的计算和轴瓦合金层应力分布的研究是对滑动轴承进行设计和失效分析的重要理论依据.油膜不仅起着承受载荷、减轻摩擦、消除磨损等作用，从动力学观点看来，油膜的动特性对整个转子系统的动力特性有很大影响［1-3］.它也是转子—支承—基础这个系统中的一个环节［4］.本论文以流体动压润滑滑动轴承为研究对象，以二维流动的雷诺方程作为研究的基础.对雷诺方程的求解是滑动轴承研究的关键问题之一，早期对雷诺方程的求解是基于解析解法，但解析解法无法获得较精确的解，随着计算机技术的发展.数值计算方法对雷诺方程求解己经成为一个主流趋势.有限差分法编程简单，求解方便，本文采用有限差分法求解雷诺方程［5-6］，在求解得出油膜压力分布的基础上研究轴瓦合金层的应力分布情况，并对滑动轴承的动态特性进行研究，求解出滑动轴承的动特性系数，为有限元分析中滑动轴承的简化提供帮助.1 差分法求解压力分布从层流运动的油膜中取一个微小的单元体作为研究对象，可以导出雷诺方程的一般形式［7］:式中:x为周向坐标，z为轴向坐标，p为油膜压力，h为油膜厚度，U为轴颈速度，μ为油膜粘度.为了将方程写成最紧凑的形式，将式(1)无量纲化，可得雷诺方程的无量纲形式［8］为式中:φ为偏位角，l为轴承宽度，λ=2z/l，H=1+εcosφ，H为无量纲油膜厚度，ε为偏心率.P为无量纲油膜压力，由式(2)可以得出，无量纲油膜压力P的分布取决于偏心率ε和宽径比d/l.本文选择采用有限差分法求解雷诺方程.将轴瓦的油膜区域划分为网格，如图1所示，用各个节点上的压力值构成各阶差商，近似取代节点上的压力值.所得的一组离散的压力数值，也就近似表达了油膜中的压力分布.先把整个油膜区域离散成长方形的网格，将网格节点按所在的列数和行数顺序编号，沿φ方向的列数用i编号，沿λ方向的列数用j编号，每个节点位置用(i，j)二维编号表示［9］.图1 网格划分及差商示意Fig.1 Schematic diagram of mesh generation and difference quotient对节点(i，j)上的一阶导数，可用其相邻节点上的P值构成的中差商来表达，为了提高计算精度，采用半步长上的值构成的中差商表示一阶导数，对于(i，j)上的二阶导数，可先用相邻步长上的一阶导数的中差商表示，然后将式中的一阶导数用相邻节点值的中差商表示，则式(2)可表示为式(3)适用于全部内节点 i=2，3，…，m、j=2，3，…，n，共有 (m-1)(n-1)个方程，可构成一个方程组，根据给定边界条件可解出各内节点Pi，j值.引入雷诺边界条件最常用的有效且简便的做法是:在网格区域每行上均由起始边向终止边方向逐点计算，如果算出某点压力为负，即取为零.此点位置即可作为该行上油膜自然破裂边的近似位置.该点以后各点压力均取为零，不按式(3)计算.每次迭代均如此处理，则破裂边近似位置会逐渐逼近应有的自然破裂边界，整个压力分布也就逼近计入雷诺边界条件的压力分布.轴承参数取自文献［10］的一个计算示例，该示例中数据如表1所示.计入表1数据，取m=60，n=40得出一组无量纲油膜压力分布，其分布情况如图2所示.表1 轴承参数Table 1 Bearing parameter轴颈d/mm宽径比l/d偏心率ε进油温度T/℃偏位角θ/(°)300 0.8 0.495 40 56.3图2 油膜压力分布Fig.2 Pressure distribution of oil film从压力分布图2中可以看出，360°包角有限宽径向轴承的无量纲油膜压力的分布为近似抛物面分布.无量纲油膜压力在某一段逐渐增大到最大压力值，之后急剧下降，在φ＞180°的某一区域，压力降为零，压力变为零的点就是油膜的自然破裂点.在油膜压力增大到最大的过程中，油膜压力变化平滑，在超过峰值后，油膜压力变化几乎突变为零，这与实际情况中楔形油膜的变化情况一致.2 合金层应力应变分布求解根据表1数据建立滑动轴承网格模型，共生成单元数129 840个、节点数105 652个，外层钢材料采用五面体单元进行离散，内层的合金层采用六面体单元进行离散.钢被层和合金层材料属性如表2所示.表2 轴承材料参数Table 2 Bearing material parameter材料弹性模量/MPa 泊松比刚被层:碳钢200 000 0.28合金层材料50 000 0.38网格模型导入到ANSYS中，在前面编程求得的油膜压力分布式大量的无规则的、离散的值，选择用APDL命令进行加载.油膜压力加载情况如图3所示.求解得出的合金层应力应变分布如图4～6所示.图3 油膜压力加载Fig.3 Oil film pressure loading图4 滑动轴承轴瓦应力分布Fig.4 Stress distribution of sliding bearing bush 图5 滑动轴承轴瓦剪应力分布Fig.5 Shear stress distribution of sliding bearing bush图6 滑动轴承轴瓦应变分布Fig.6 Strain distribution of sliding bearing bush 由图4合金层应力分布情况，可以看出，滑动轴承在承受油膜压力所产生的应力的分布与油膜压力的分布基本相同.在滑动轴承的宽度方向，应力从外截面到中截面逐渐增加，合金层轴向应力的峰值位于中截面油膜厚度最小处［11］，峰值为20.702 MPa.由图5滑动轴承轴瓦剪应力分布情况，可以看出，剪应力存在的区域为压力峰值周围和压力梯度大的区域.同时，油膜压力最大值在滑动轴承的中截面处并具有最大压力梯度，剪应力的最大值在滑动轴承的中截面处合金层与钢被结合处，因为该处压力梯度最大，最大剪应力为8.375 MPa.在轴承表面，剪应力最大值在油膜压力分布峰值处，最大值为5.322 MPa.由图6滑动轴承的应变分布情况，可以看出，滑动轴承在油膜压力作用下的径向变形与油膜压力分布十分相似，在一定区域内，变形随着油膜压力的增大而逐渐变大，当油膜压力达到最大值时，变形也达到最大.随着油膜压力急剧降低而使变形变小，应变随着油膜厚度的增大而逐渐减小.3 滑动轴承动力特性系数计算油膜不仅起着承受载荷、减轻摩擦、消除磨损等作用，从动力学观点看来，它也是转子—支承—基础这个系统中的一个环节.油膜通常起着非线性的弹簧和阻尼作用.由于这类问题大多只涉及到较小振幅或无限小的振幅，所以常可将油膜近似看成具有线性化了的弹簧常数和阻尼特性，通常即称这些线性化了的动力特性为油膜刚度和阻尼，下面介绍油膜刚度和阻尼系数［7］的求解.3.1 等效力学模型定义油膜刚度系数为单位位移所引起的油膜力增量，即定义油膜阻尼系数为单位速度所引起的油膜力增量，即式中，各系数的第1个下标代表力的方向，第2个下标代表位移或速度的方向.油膜刚度系数和阻尼系数统称为油膜动力特性系数或动力系数.动态分析时滑动轴承的力学模型可表示成如图7所示情况［12］.图7 滑动轴承等效力学模型Fig.7 Equivalent mechanical model of sliding bearing3.2 扰动压力方程求解径向滑动轴承的非定常运动雷诺方程为式中:h为油膜厚度，p为油膜压力，μ为润滑油膜动力粘度，φ为轴颈轴向位置，z为轴向位置，r为轴颈半径，Ω是轴颈角速度，t为时间.设Δx为横向扰动、Δy为垂向扰动、h0为静平衡油膜厚度，将(6)式按 h=h0+ Δxsin φ -Δycos φ展开，并忽略高阶小量，可以获得各项扰动压力的微分方程为［13］式中，P'分别表示Px、Py、P˙x、P˙y、P0为静平衡时的油膜压力.第1个方程为Δx对应项，第2个方程为Δy对应项，第3个方程为Δ˙x对应项，第4个方程为Δ˙y对应项.各扰动方程与无扰动下雷诺方程形式一样，只是右边项不同，故求解方法和求解无扰动下雷诺方程一样，在求解前需把扰动方程无量纲化.令式中:ψ =c/r.将式(8)中各无量纲因子带入式(7)即可得出扰动压力微分方程的无量纲形式如下:式中:Pi分别表示 P1、P2、P3、P4 的无量纲形式.式(9)表示的是无量纲扰动压力与静压力分布、油膜厚度、周向位置之间的关系.由式(9)中第3个、第4个方程可以看出动态速度引起的油膜压力增量P3、P4与静平衡位置时油膜压力分布情况和油膜厚度分布情况无关.3.3 无量纲动特性系数的计算求解扰动压力即解方程(9)，求解方法和求解无扰动下雷诺方程一样.对于这些扰动压力，边界条件是:在完整油膜区的全部边界上，这些扰动压力均为零.在计算时，先按求解出轴心静平衡位置相应的压力分布，以及由雷诺边界条件确定的破裂边位置，然后按方程(9)计算各扰动压力.当计算出各扰动压力 P1、P2、P3、P4后，经再次积分求出油膜力的各项增量，即无量纲刚度系数如式(10)所示，无量纲阻尼系数如式(11)所示:求解得出无量纲油膜动特性系数如表3所示.由表3可以看出，滑动轴承油膜无量纲刚度和阻尼系数随着偏心率的增大而增大，在偏心率小于0.5时，随偏心率的变化不大;当偏心率大于0.5后，随偏心率的增大而迅速增大;当偏心率超过0.8时，该趋势变的更加明显.另外可以看出，交叉阻尼系数近似相等.这一点也可以有力的证明前面所采用的算法是可行的，因为由滑动轴承动态特性的经典理论知道滑动轴承油膜交叉阻尼是相等的，在本文中由于采用数值计算方法，二者近似相等.表3 无量纲油膜动特性系数(L/D=0.5)Table 3 Dynamic characteristics of oilfilm with dimensionless(L/D=0.5)偏心率 Kxx Kyx Kxy Kyy Cxx Cyx Cxy Cyy 0.071 0.047 0 0.632 4 -0.542 5 0.116 5 1.255 6 0.123 6 0.134 6 1.100 60.114 0.083 3 0.650 6 -0.559 5 0.182 9 1.269 2 0.188 1 0.201 9 1.164 60.165 0.129 0 0.685 2 -0.581 1 0.270 5 1.292 6 0.269 8 0.286 9 1.264 00.207 0.169 6 0.725 9 -0.600 9 0.353 4 1.320 4 0.342 5 0.363 1 1.369 20.224 0.187 1 0.745 6 -0.610 4 0.390 5 1.332 5 0.374 0 0.395 6 1.421 80.372 0.379 2 1.033 4 -0.713 8 0.863 9 1.506 8 0.718 5 0.756 6 2.132 90.477 0.594 9 1.444 2 -0.809 6 1.528 0 1.722 0 1.100 1 1.158 0 3.104 20.570 0.907 0 2.102 6 -0.891 5 2.676 4 2.027 0 1.642 7 1.729 0 4.643 20.655 1.412 5 3.214 9 -0.869 2 4.876 9 2.466 1 2.484 3 2.613 7 7.148 40.695 1.805 5 4.059 1 -0.896 9 6.636 3 2.768 8 3.098 9 3.260 5 9.426 00.734 2.352 7 5.227 8 -0.890 5 9.191 6 3.156 1 3.926 7 4.137 7 12.792 6 0.753 2.446 1 5.744 5 -0.989 7 10.536 9 3.195 8 4.180 0 4.459 2 14.380 8 0.761 2.900 7 6.338 0 -0.828 7 11.704 9 3.499 3 4.707 0 4.961 5 16.237 0 0.772 3.189 4 6.887 9 -0.771 7 12.969 6 3.661 4 5.089 7 5.366 6 18.023 1 0.809 4.528 6 9.296 3 -0.279 5 18.643 2 4.345 4 6.793 7 7.169 7 26.440 2 0.879 10.593 5 17.978 0 4.455 0 36.339 3 6.736 9 13.773 0 14.548 4 69.553 44 结论本文对滑动轴承的油膜压力和轴瓦合金层应力分布进行了研究，在求解出油膜压力分布的基础上对滑动轴承的动态特性进行了研究，求解出滑动轴承的动特性系数，主要得出了以下结论:1)由油膜压力分布图可得出滑动轴承的压力分布为近似抛物面分布.无量纲油膜压力在某一段逐渐增大到最大压力值，之后急剧下降，在φ＞180°的某一区域，压力降为零.2)滑动轴承合金层在承受油膜压力所产生的应力分布与油膜压力的分布基本一致，应力峰值为20.702 MPa.剪应力存在的区域为压力峰值周围和压力梯度大的区域，最大剪应力为8.375 MPa.3)滑动轴承油膜无量纲刚度系数和阻尼系数随着偏心率的增大而增大，交叉阻尼系数近似相等.参考文献:【相关文献】［1］姚熊亮，孙士丽，陈玉.高频动载轴承内油膜压力特性［J］.机械工程学报，2010，46(17):93-99.YAO Xiongliang，SUN Shili，CHEN Yu.The pressure behavior of oil film in bearing subjected to high-frequency dynamic load［J］.Journal of Mechanical Engineering，2010，46(17):93-99.［2］邓玫，孙军，符永红，等.计及轴受载变形的粗糙表面轴承热弹性流体动力润滑分析［J］.机械工程学报，2010，46(15):95-101.DENG Mei，SUN Jun，FU Yonghong，et al.Thermoelastohydrodynamic lubrication analysis of bearing considering shaft deformation and surface roughness［J］.Journal of Mechanical Engineering，2010，46(15):95-101.［3］姚熊亮，张成，孙士丽.考虑可压缩性及惯性力的油膜力研究［J］.中国舰船研究，2010，5(6)33-40.YAO Xiongliang，ZHANG Cheng，SUN Shili.Analysis of oil film force 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液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线

精品资料推荐液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线(二) HZS —I型试验台一.实验目的1. 观察滑动轴承液体动压油膜形成过程。

2. 掌握油膜压力、摩擦系数的测量方法。

3. 按油压分布曲线求轴承油膜的承载能力。

二.实验要求1. 绘制轴承周向油膜压力分布曲线及承载量曲线，求出实际承载量。

2. 绘制摩擦系f与轴承特性的关系曲线。

3. 绘制轴向油膜压力分布曲线三•液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理当轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，由于油的粘性作用，当达到足够高的旋转速度时，油就被带入轴和轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，即在承载区内的油层中产生压力。

当压力与外载荷平衡时，轴与轴瓦之间形成稳定的油膜。

这时轴的中心相对轴瓦的中心处于偏心位置，轴与轴瓦之间处于液体摩擦润滑状态。

因此这种轴承摩擦小，寿命长，具有一定吸震能力。

液体动压润滑油膜形成过程及油膜压力分布形状如图8-1所示。

滑动轴承的摩擦系数f是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度(Pas)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MPi)有关，令nP (7)式中：一轴承特性数观察滑动轴承形成液体动压润滑的过程，摩擦系数f随轴承特性数的变化如图8-2所示。

图中相应于f值最低点的轴承特性数c称为临界特性数，且c以右为液体摩擦润滑区，c以左为非液体摩擦润滑区，轴与轴瓦之间为边界润滑并有局部金属接触。

因此f值随减小而急剧增加。

不同的轴颈和轴瓦材料、加工情况、轴承相对间隙等，f—曲线不同，c也随之不同。

四.HZS-1型试验台结构和工作原理1•传动装置如图8-7所示，被试验的轴承2和轴1支承于滚动轴承3上，由调速电机6通过V带5 带动变速箱4，从而驱动轴1逆时针旋转并可获得不同的转速。

精品资料推荐(9)21 —轴2—试验轴承3—滚动轴承 4 —变速箱5 — V 带传动6—调速电机图8-7传动装置示意图2.加载装置该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。

轴瓦合金层应力的有限元分析_刘春慧

第35卷第1期　2001年1月上海交通大学学报JO U RN AL O F S HAN GHA I JIAO TO N G U N IV E RSIT YVol.35No.1　Jan.2001　收稿日期:1999-09-20 文章编号:1006-2467(2001)01-0144-05轴瓦合金层应力的有限元分析刘春慧,　王成焘,　程先华(上海交通大学机械工程学院,上海200030)摘　要:建立了合金层、钢背和轴承座的三层圆筒模型,利用AN SYS 软件对轴瓦应力,尤其是合金层应力进行了计算,计算过程中考虑应力沿合金层厚度方向的变化.结果显示,轴瓦周向应力分布取决于油膜压力的梯度,最大拉应力位于压力梯度最大处,而周向压应力的峰值则位于压力梯度方向改变处.径向应力的分布与油膜压力的分布相同,压应力存在于油膜压力区域.径向应力与周向应力的最大值位于轴瓦合金层内表面.剪应力存在于压力峰值周围,并有一个转向过程,且剪应力的峰值位于轴瓦中截面合金层与钢背的结合处.理论计算证实,轴瓦合金层愈薄,疲劳强度愈高.关键词:轴瓦合金层;应力;压力梯度;有限元分析中图分类号:T H 133.31 文献标识码:AFinite Element Analysis of Stress Distribution on Bearing AlloyLIU Chun -hui ,　W AN G Cheng -tao ,　C H EN G X ian -hua(Schoo l of Mechanical Eng.,Shanghai J iao tong Univ.,Shang hai 200030,China)Abstract :A three -lay er cylinder m odel containing alloy ,steel lining and housing was established .With the help of finite element method (FEM )so ftw are packag e AN SYS,a nd co nsidering the stress chang e alo ng alloy thickness,th e bea ring stress especially in allo y layer w as calculated.The results show tha t the tang ential stress distribution is decided by pressure g radient,that is,the maximum tensile stress locates w here maxim um pressure g radient is ,w hile the com pressiv e stress lo cates w here pressure g radients chang e their directio n.The distribution of radial stress is the same as that of oil film pressure,which m eans com-pressiv e stress at the pressure region.The radial and tangential stress maximums are bo th in the inner sur-face o f bearing allo y .The shear stress is near the maximum pressure ,and reaches max at the bo nding sur-face o f mid -section betw een backing and alloy .It is prov ed by theoretical calculation that the thinner the allo y,the higher the bea ring fa tigue streng th.Key words :bearing alloy;stress;pressure g radient;finite element a nalysis 动载滑动轴承在周期性循环变化的油膜压力作用下,将在合金层产生循环变化的径向应力er 、周向应力e t 及剪切应力f .由于油膜压力形状的不规则性及实际轴承系统的复杂性,使得应力的求解有一定的难度,国内外学者曾提出了一种计算模型和计算方法[1～3],他们研究发现,轴瓦承载区合金层中的循环交变应力将导致轴瓦表面疲劳失效,合金层在周向拉应力作用下最易发生疲劳,疲劳裂纹常常出现在最大拉应力处.而拉应力的大小不仅和油膜压力的大小有关,更取决于压力梯度.压力梯度大时,合金层受到的拉应力较大.交变正应力使轴瓦合金层表面疲劳,而交变剪应力使钢背和合金层的结合面疲劳.轴瓦材料耐疲劳性随着合金层厚度和温度的升高而降低[4].本文利用有限元软件AN SYS 计算了轴瓦,尤其是合金层的应力分布,探讨了油膜压力分布、轴承座弹性模量、合金层厚度等对轴瓦应力的影响.1　轴瓦有限元模型实际轴瓦可以简化成三层圆筒模型:最里面是轴承合金层;中间是钢背;最外面是轴承座,与前两者相比,这部分通常较厚.假定这三层是紧密地结合在一起,合金层的径向尺寸只有0.2～0.6mm,对于安装在整个机体中的主轴承来说,轴承座的厚度与之相比可以认为是无穷大的,但在有限元划分网格和计算时必须给轴承座厚度一个确定的值.由于油膜压力分布呈抛物线状,且轴瓦结构具有对称性,取轴瓦半宽作为分析求解区域.采用各向同性的线弹性材料,忽略轴瓦表面摩擦力.轴承系统共划分为3456个8节点六面体单元,其中合金层的划分较密,为1152个单元.中间剖面采用面对称约束,轴承座外部固定,负荷为作用在轴瓦内表面的油膜压力.在上述轴瓦模型中,涉及到截面、层等概念,现定义如下:轴瓦(合金层)内表面,即与轴颈产生相对运动的表面.截面,即与轴瓦中轴线垂直的平面.轴瓦宽度方向的中间剖面称为中截面(亦称截面5),轴瓦的端面称为边缘截面(亦称截面1),从边缘截面到中截面之间依次为截面1～ 5.层,即与轴瓦内表面平行的截面.根据有限元网格的划分,自轴瓦内表面至合金层与钢背的结合面依次为第1～5层.2　影响轴瓦合金层应力的因素影响轴瓦合金层应力的因素有很多,如:轴承座厚度、轴承座弹性模量、油膜压力梯度等.为分析上述各因素对轴瓦应力分布的影响,建立如下轴瓦模型:轴瓦宽度t k=27m m,直径63.2mm.合金层材料AlSn20Cu,弹性模量E=63GPa,泊松比_1= 0.31,厚度t a=0.5m m;钢背材料08Al,E=210 GPa,泊松比_2=0.29,厚度为1.85m m.2.1　轴承座厚度对轴瓦应力的影响为确定轴承系统模型中轴承座的厚度,本文探讨了不同厚度轴承座t h对合金层应力分布的影响.以轴瓦厚度t b作为度量轴承座厚度的标准,选择了厚度分别为轴瓦厚度10、15、20、25、30、35、40、45、50、60、70和80倍的轴承座进行分析.利用图1所示的油膜压力p分布作为轴瓦表面的压力负荷,对上述AlSn20Cu轴瓦(假定轴承座材料与钢背材料相同,即E=210GPa,泊松比_=0.29)进行计算.图1　计算所用油膜压力瞬时分布图Fig.1　T ransient oil film pr essur e distributio n 图2(a)为轴瓦合金层中径向应力最大值e r,max 和最小值e r,min随轴承座厚度的变化,由图可见,径向应力对轴承座的厚度不敏感,只要轴承座厚度大于轴瓦厚度30倍即可满足精度要求.图2(b)为轴瓦合金层中周向应力的最大值e t,max和最小值e t,min 随轴承座厚度的变化,由图可见,e t,max受轴承座厚度的影响较大,它开始时随轴承座厚度的增加而增大,直到轴承座厚度等于轴瓦厚度的50～60倍时达最大值,之后呈下降趋势,但从40倍后应力改变的幅值不大,故认为计算时取大于轴瓦厚度的40倍皆可.图2　应力随轴承座厚度的变化Fig.2　Str ess v ariatio n v s housing thickness2.2　轴承座弹性模量对轴瓦应力的影响轴瓦的有限元模型中,轴承座内表面的变形可以直接传递到轴瓦.在弹性轴承座下允许轴瓦外层145　第1期刘春慧,等:轴瓦合金层应力的有限元分析径向位移,而刚性轴承座则限制轴瓦外表面的径向变形.为了观察轴承座弹性模量E 对轴瓦应力分布的影响,本文选择了刚性轴承座,E 分别为50、100、150、200和250GPa 的轴承座进行分析,钢、铸铁、铝合金等常用轴承座材料的E 在上述范围之内.以图1所示的瞬时油膜压力分布作为轴瓦负荷.由图3(a)可以看出,径向应力对轴承座的E 不敏感.由图3(b)可以看出,et,min 随轴承座E 的增加缓慢下降,而e t,max (即周向最大拉应力)在刚性轴承座下最小,在弹性轴承座支撑情况下,计算结果显示出了周向应力,特别是拉应力,随着轴承座E 的增加而显著降低.例如,在弹性轴承座情况下,当E =50GPa 时,e t,max =41.662M Pa,当E =200GPa 时,et,max =12.276GPa ,而在刚性轴承座情况下,e t,max ≈0.因此,E 低的轴承座将导致较高的轴瓦周向拉应力,从而加速轴瓦的疲劳失效.图3　应力随轴承座弹性模量的变化Fig .3　St ress v ariatio n v s ela stic modules ofho using2.3　应力分布计算采用无摩擦的三层圆环系统模型,轴承座材料为钢背,厚度为轴瓦厚度的50倍,中截面用对称约束,轴承座外表面固定.径向应力的分布与油膜压力的分布相同,在油膜压力的峰值区域,径向压应力与径向拉应力均达到峰值,如图4(a )所示.所不同的是,径向压应力在轴瓦中截面附近,而径向拉应力在轴瓦边缘截面附近区域,应力值均在轴瓦表面最大,随轴瓦厚度增加逐渐降低,如图4(b )所示.图4　径向应力三维分布图Fig.4　3D ra dia l st ress dist ributio n 虽然假设合金层和钢背在结合面处有相同的应变,但由于弹性模量、泊松比等材料特性的不同,周向应力不等.从图5(a )中轴瓦周向应力e t 的分布可以得到,在油膜压力区域主要是周向压应力,应力值向压力区边缘逐渐减小.压应力的峰值与压力梯度的方向有关,最大压应力位于压力梯度改变符号的地方.合金层内表面各层周向应力具有相同的分布规律,即基本上呈双峰值分布,拉应力在115°和200°附近达到峰值,但各层的峰值大小不同,在中截面T =200°处达到最大拉应力为31.37M Pa,在中截面T =115°处具有周向拉应力峰值为18.52M Pa .分析周向应力e t 与油膜压力p 的对应关系,可以发现最大拉应力的峰值与压力峰值有一个位置差,因此周向拉应力的峰值是由油膜压力梯度大小决定的,对该轴瓦在油膜压力的入口和出口处压力梯度达到峰值,周向拉应力的峰值产生在该位置处.另一方面中截面处的压力梯度峰值是各层中最大的,故合金层表面周向应力的最大值位于中截面处. 从图5(b )所示的中截面处合金层周向应力随合金层厚度的变化可知,合金层的周向应力分布基本上呈从合金层内表面向结合面逐渐减小的趋势,周向应力在合金层内表面具有最大值,中截面处最大周向压应力在175°为-189M Pa ,而在200°达到最大拉应力值31.37M Pa.边缘截面的周向应力值146 上　海　交　通　大　学　学　报第35卷　小于中截面,故中截面处周向应力对疲劳裂纹的萌生和扩展影响较大.且最大周向拉应力值位于轴瓦表面,疲劳裂纹应首先在轴瓦表面产生.图5　周向应力三维分布图Fig.5　3D ta ng ential str ess distributio n 由于这个模型忽略了轴瓦表面的摩擦力,故表面上的剪应力几乎为零,如图6(a)所示.从图6中可以得到:剪应力存在的区域为油膜压力峰值区域,其大小随合金层从表面至与钢背结合处呈递减趋势,在合金层与钢背结合处达到最大值,且最大值位于轴瓦中截面.另外在油膜压力的峰值区域,剪应力还存在一个转向过程.因此,由剪应力产生的裂纹通常在合金层与钢背结合处萌生,且扩展方向相反.2.4　合金层厚度对轴瓦应力的影响轴承合金层的疲劳裂纹,一般发生在应力集中点或合金层金相组织的薄弱处.轴承合金层的抗疲劳能力不仅取决于它的机械强度,还受其厚度的影响.轴承合金层愈薄,其疲劳强度愈高. 对合金层厚度分别为0.1～0.7mm 的AlSn 20Cu 轴瓦进行了应力计算,图7所示为合金层中截面处最大周向应力随合金层厚度的变化.周向应力值随合金层厚度的增加而增加,且周向应力是导致轴瓦疲劳失效的主要因素,轴瓦的疲劳抗力随合金层厚度增加逐渐降低,故从理论计算上证实了轴承合金层愈薄疲劳强度愈高这一结论.图6　剪切应力三维分布图Fig .6　3D shear stress distribution 图7　最大周向拉应力随合金层厚度的变化Fig.7　M ax tangentia l str ess changes v s.allo y thickness3　结　论(1)轴承座厚度大于轴瓦厚度的40倍对轴瓦应力的计算结果影响不大.(2)轴瓦径向应力和周向压应力对轴承座的弹性模量不敏感,而周向拉应力随轴承座弹性模量E 的增加而降低.(3)周向应力分布取决于油膜压力的梯度.周向拉应力随着压力梯度的增大而增大,最大拉应力产生在压力梯度最大处,而周向压应力的峰值则位于压力梯度方向改变处.(4)径向应力的分布与油膜压力的分布相同,147　第1期刘春慧,等:轴瓦合金层应力的有限元分析压应力存在与油膜压力区域,自内表面至结合处逐渐减小.(5)剪应力存在于压力峰值周围,并有一个转向过程,且剪应力的峰值位于轴瓦中截面合金层与钢背的结合处.(6)周向应力随合金层厚度的增加而增加,即轴瓦合金层愈薄疲劳强度愈高.参考文献:[1]　Sinch S.Stress and defor matio n o f a lo ng hydr ody-namic jo urnal bearing[J].Computer&Structures,1993,48(1):81～86.[2]　王成焘,倪学海.内燃机轴承疲劳损伤机理及理论计算[C].上海:上海市内燃机学会第三届学术会议论文集,1987.[3]　H acifazlio glu S,Ka radeniz S.A pa rametric study o fstress sources in jo urna l bearing s[J].Int J M ech Sci,1996,38(8):1001～1015.[4]　Timohy L G,Hov ar d E B.M eta ls handbo ok[M].U SA:America n Society fo r M etals,M etals Pa rk,Ohio,1985.作者简介: 刘春慧　1973年生,1999年毕业于交通大学机械工程学院,获博士学位.主要从事汽车发动机摩擦学设计的研究.现在上海日立电器有限公司技术中心任职,从事家用空调压缩机的开发和研制工作. 王成焘　男,1940年生,上海交通大学机械工程学院教授、博士生导师,先后主持了五项国家自然科学基金项目,三项国家教委基金项目;获得上海市科研成果二等奖,国家教委、上海市及机械部科技进步三等奖各一次.撰写《汽车摩擦学》、《现代机械设计》、《机械创新设计》、《假体工程学》等著作多部,发表学术论文50余篇. 程先华　1961年生,上海交通大学机械工程学院高级工程师,博士.目前主要从事材料表面磨损性能研究和新材料研制及其工艺性能研究.在国内外学术刊物上发表论文30多篇.获三项部级以上科研成果奖.下期发表论文摘要预报三个Buffers切换到达系统的混合系统建模和控制杨根科,　吴智铭(上海交通大学自动化系,上海200030)摘　要:采用被服务Buffer编号为离散标识,Buffer中待处理任务数为连续状态,建立了系统的代数微分方程模型.提出了3个Buffer s切换到达系统不稳定周期轨道的一种基于混合状态的镇定控制方法.当Serv er服务于1个Buffer时,以此状态下在连续周期轨道上对应的2个顶点张成的一维线形子流型为滑动目标,仅通过系统许可的对极限连续处理时间的控制,使系统镇定于周期轨道.并从系统的混合模型角度,分析了镇定方法的鲁棒性.具有强鲁棒性的时滞滤波器设计梁春燕,　谢剑英,　钟庆昌(上海交通大学自动化系,上海200030)摘　要:采用了零极点配置方法来设计具有强鲁棒性的时滞滤波器,消除小阻尼不确定性系统的残留振动.通过在系统极点附近配置多个滤波器零点,建立离散传递函数得到时滞滤波器方程,设计简单.该方法在起重机载荷防摆控制中得到了很好的应用,能够有效地消除载荷的摆动,且对缆绳长度的变化具有很好的鲁棒性.148 上　海　交　通　大　学　学　报第35卷　。

滑动轴承的压力分布和动特性研究

化雷诺方程、载荷方程以及油膜方程等得到油膜的厚度和轴承压力嚣辩
ｔ繇分布的情况，然后轴承
Ｋ＝芸。纰ｙｆｃｘ．ｓ
：
的力布我主利公Ｆｆ（ｙｘ，算出应分，们要用式＝ｐｘ）ｄ计得，，ｄｙ
２０，２：８．０７１９８７
［高庆水，杨建刚．基于ＣＦ方法的液体动压滑动轴承动特性研２２］Ｄ究［．润滑与密封，２０，３９：６— ６．Ｉ］０８（）７９３［］３ＹＡＮＧＪｎａｇｉｇｎ，ＧｕｏｉＩＮｎｗｉａＲｕ，ＴＡＹｏｇｅ．Ｈｙｒ — ｄｂｓｂｄｒｉａ试ａｓｉｆｎｔｎ／ｆｉｅｍｅｔｕｃｏｉｉｔｌｎｍｏｅｉｇｆｊｕｂａｎＯ．Ｔｉｏｏｙｎｅｅｄｌｎｏｏｍ￣ｅｒｇ】ｌｉｒｌｇｂ
常发生磨损、粘着等失效形式，滑动轴承的安全以及稳定性直接影
响设备的整个设备的安全性和稳定性，所以加强对滑动轴承的压力
分布特点以及动特性的研究对提高滑动轴承的性能，减少轴承失效具有重要的作用。下面主要进行研究滑动轴承的压力分布和动特性
［１Ｉ
（）ｚ６＋妒ｓ中丢＋＇＂嚣１ｏｉ公赛ｇ－＝２ｓｎ３（其Ｔ氓ｃ
＝ｅｉ纰ｆｓ，ｎ
＝
式中Ｄ和Ｐ为油膜的厚度和油膜的压力，其压力主要是根据如下公
式积分可以得出滑动轴承动特性系数：

第12章 (滑动轴承)

浸蚀、电浸蚀和微动磨损等损伤。
二、轴瓦材料轴瓦材料的要求：耐磨性、减磨性、抗粘着性、适应性、磨合性、嵌荐性、抗疲劳性、强度、导热性、防腐性、附油性、工艺性、经济性。
轴承合金铸造锡锑轴承合金——高速重载轴铸造铅锑轴承合金——中速中载衬铸造锡磷青铜————中速重载
铜合金铸造锡铅锌青铜———中速中载铸造铝铁青铜————低速重载
（正滑动轴承座，JB/T2560-1991）轴套润滑装置
特点：简单、刚性好
无法调整因磨损而产生的间隙（可用电镀修理）装拆不方便
应用：低速、轻载、间歇工作的场合
2．对开式（剖分式）径向滑动轴承结构：轴承体—轴承座、轴承盖、螺纹联接、台阶形榫口轴瓦（剖分）润滑装置特点：装拆方便可调垫片，调隙结构复杂
一、设计计算准则：力求在磨擦面间保持形成边界油膜。压力限制p≤[p] 发热限制pυ≤[pυ] 散热限制υ≤[υ]
二、径向滑动轴承的条件性设计计算
1．确定轴承结构，选择轴瓦材料 2．选定宽径比B/d=0.3∽1.5
塑性大、轴刚度大、载荷小，取大值
3．验算工作能力 1）压强校核
p=Fr/Bd≤[p] 2）速度校核
为了贴附牢固，轴瓦基体内表面粗糙度值要小，且制出沟槽。
厚轴瓦在使用时可以修刮。
（2）薄壁轴瓦 δ/D=0.025∽0.06mm 双金属轧制，质量稳定，刚度小，轴承体
要精加工，轴瓦内表面不修刮。
2．固定： ——轴套：过盈配合加螺钉 ——厚壁轴瓦：销钉或紧定螺钉，轴承盖、座压紧
——薄壁轴瓦：凸耳
3．油孔和油槽油孔——供油，开于非承载区油槽——配油
当无侧漏时，润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为

油封唇口压力大小及分布的有限元分析

油封唇口压力大小及分布的有限元分析油封是一种高技术含量的精密橡胶零件，它是通过柔性橡胶(或者皮革、塑料等)密封件与轴的接触来防止润滑油或其他介质的泄漏。

不少专家学者对油封的密封机理进行研究，提出了表面张力理论，吸附理论，还有的提出了边界润滑理论。

而不管是哪种理论，其成立的基础都是在轴与油封唇口之间存在着油膜。

油膜的存在状态直接影响着密封的效果和油封的使用寿命。

油封在使用过程中可能出现以下状况，即:干摩擦、边界润滑、境界润滑、流体润滑、大量泄漏。

其油膜状况是:没有油膜(千摩擦状态)、境界润滑膜(边界润滑状态)、流体润滑膜(境界润滑状态)、油膜破坏(流体润滑状态)、油膜消失(大量泄漏)。

油膜厚度和位置是关系到骨架油封能否具有良好的初始密封效果和持久的使用寿命的关键.油封处于边界润滑状态时油封唇口对轴有良好的接触，而且表面接触应力集中分布在宽度为0.lmm~0.25mm的接触带上。

图1(a)是边界润滑状态，接触应力Pr集中分布，油膜薄且呈三角形分布在空气侧，因此具有良好的吸附能力和密封效应。

图1(b)是境界润滑状态，接触应力分布都比较分散。

油膜厚且分布在唇下的空气侧和油例(属于流体润滑膜)，因此吸附能力很差，易出现泄漏。

图1(c)是流体润滑状态，接触应力P:严重分散。

油膜厚且分布不均，因此丧失吸附能力，出现严重泄漏。

从前人对油封机理的研究可以看出，油封密封性能的好坏，主要取决于油封唇口与轴径之间油膜的厚度及接触应力的分布状态。

而油膜的厚度与接触压力的大小有直接的关系，所以可以说油封密封性能的好坏以及寿命的长短在很大程度上取决于油封唇口压力的大小及分布状态。

本文利用大型有限元分析软件Ansys 建立了油封的有限元模型并进行了模拟分析，从而考察了油封的一些结构参数以及油封用弹簧弹力对油封唇口压力大小及分布的影响，为对油封进行进一步的结构优化和疲劳分析奠定了基础。

1 计算模型由于油封的机构比较复杂，为了建模和分析的方便，在建模时简化了其形状，省去了一些对结果不会产生大的影响的一些结构细节。

滑动轴承原理PPT课件

向心滑动轴承的轴瓦内孔是圆柱形。润滑油由非承载区引入轴颈；
为了便于润滑油均匀分布在轴颈上，进油口开有油沟。
载荷是垂直向下或略有偏斜时，轴承中分面为水平面；
若载荷方向有较大偏差时，则轴承的中分面也是斜面布置，使中分面垂直或接近垂直于载荷。
大型液体润滑的滑动轴承中，一般采用润滑油从两侧导入的结构。
课件油环润滑课件156动压润滑基本原理一动压润滑的形成原理vf两摩擦表面平行不会产生压力油膜v两摩擦表面成楔形间隙产生了压力油膜间隙内的润滑油形成了拥挤进油口进油口出油口出油口二形成动压油膜的必要条件两摩擦表面必须形成楔形润滑油必须从大口进小口出必须具有足够的滑动速度必须充满足够粘度的润滑油pf
第十五章滑动轴承
有相对运动的零件，工作时都会有摩擦和磨损。摩擦是机械运动中的物理现象。
在一般机械中因各种形式的表面损坏而失效的零件占全部零部件报废零部件的80%。
采用润滑是减少摩擦磨损的有效手段。
二、摩擦状态
按表面润滑情况，摩擦可分为：干摩擦、边界摩擦、流体摩擦和混合摩擦。
1、干摩擦
两摩擦表面间无润滑剂，两固体表面直接接触的摩擦。这种摩擦功率损失大，磨损严重。使得轴承工作时温升强烈，严重时导致轴瓦烧毁。
常用的固体润滑剂有：石墨、二硫化钼和聚四氟乙烯，另外还有二硫化钨等。
二、润滑装置
润滑剂的供应方法可以分为分散润滑和集中润滑。集中润滑是对所有润滑点采用统一的润滑系统，通过油管分送润滑油，装置复杂，使用方便。
油润滑有间歇润滑与连续润滑；脂润滑通常采用间歇供应。
各种润滑装置
针阀式油杯
1手柄 2.螺母 3.针杆 4.簧片 5.观察孔 6.滤网
润滑油的粘度随压力的升高而增大，当压力不高时（小于100个大气压），变化极小。

轴承基本知识(滑动轴承、关节轴承、滚动轴承)

第二章滑动轴承
二、推力滑动轴承结构
实心轴端
空心轴端
单止推环式
多止推环式
◆ 空心轴端：轴颈接触面上压力分布较均匀，润滑条件比实心式好。 ◆ 单止推环式：利用轴颈的环形端面作为止推面，结构简单，润滑方便，
可承受双向轴向载荷。广泛用于低速、轻载的场合。
◆ 多止推环式：承载能力大，可承受双向轴向载荷。但各环间载荷分布不
二、选择原则
1.高温时，粘度应高一些；低温时，粘度可低一些。 2.转速高、压力小时，油的粘度应低一些；反之，粘度应高一些。
第二章滑动轴承
三、润滑脂（速度较小时可选择）
◆特
点：无流动性，可在滑动表面形成一层薄膜，承载能力大，但性能不稳定，摩擦功耗大。
◆ 适用场合：要求不高、难以经常供油，或者低速重载、温度变化不大以及作摆动运动的轴承中。
能。
◆ 磨合性：轴瓦与轴颈表面应易于磨合，从而改善摩擦面的接触状况。
第二章滑动轴承
二、滑动轴承的材料
1.轴承合金：仅用于轴承衬 2.青铜：广泛应用 3.铝基合金 4.铸铁：经济、耐磨 5.粉末冶金：含油轴承 6.非金属材料
第二章滑动轴承
4 滑动轴承的润滑
摩擦和磨损
干摩擦
边界摩擦
液体摩擦
1.干摩擦：表面间无润滑剂或保护膜的纯金属间的摩擦； 2.边界摩擦：表面被吸附在表面的边界膜隔开； 3.流体摩擦：表面被流体完全隔开，摩擦性能取决于内部分子间的粘性阻力； 4.混合摩擦：前面三种的混合状态，部分固体凸峰接触。
第三章关节轴承
关节轴承的应用：
关节轴承广泛应用于工程液压油缸,锻压机床,工程机械,自动化设备，汽车减震器，水利机械等行业. 关节轴承简介及分类关节轴承是球面滑动轴承，基本型是由具有球形滑动球面接触表面的内、外圈组成。根据其结构和类型的不同，可承受径向载荷、轴向载荷，或者是径向、轴向同时作用的联合载荷。因为关节轴承的球形滑动接触面积大，倾斜角大，同时还因为大多数关节轴承采取了特殊的工艺处理方法，如表面磷化、镀锌、镀铬或外滑动面衬里、镶垫、喷涂等。因此有较大的载荷能力和抗冲击能力，并具有抗腐蚀、耐磨损、自调心、润滑好或自润滑无润滑污物污染的特点，即使安装错位也能正常工作。因此，关节轴承广泛用于速度较低的摆动运动、倾斜运动和旋转运动。

液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线

液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线（二）HZS—Ⅰ型试验台一. 实验目的1. 观察滑动轴承液体动压油膜形成过程。

2. 掌握油膜压力、摩擦系数的测量方法。

3. 按油压分布曲线求轴承油膜的承载能力。

二. 实验要求1. 绘制轴承周向油膜压力分布曲线及承载量曲线，求出实际承载量。

2. 绘制摩擦系f 与轴承特性λ的关系曲线。

3. 绘制轴向油膜压力分布曲线三.液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理当轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，由于油的粘性作用，当达到足够高的旋转速度时，油就被带入轴和轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，即在承载区内的油层中产生压力。

当压力与外载荷平衡时，轴与轴瓦之间形成稳定的油膜。

这时轴的中心相对轴瓦的中心处于偏心位置，轴与轴瓦之间处于液体摩擦润滑状态。

因此这种轴承摩擦小，寿命长，具有一定吸震能力。

液体动压润滑油膜形成过程及油膜压力分布形状如图8-1所示。

滑动轴承的摩擦系数f是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度η (Pa⋅s)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MP a)有关，令（7）式中：λ—轴承特性数观察滑动轴承形成液体动压润滑的过程，摩擦系数f随轴承特性数λ的变化如图8-2所示。

图中相应于f值最低点的轴承特性数λc称为临界特性数，且λc以右为液体摩擦润滑区，λc以左为非液体摩擦润滑区，轴与轴瓦之间为边界润滑并有局部金属接触。

因此f值随λ减小而急剧增加。

不同的轴颈和轴瓦材料、加工情况、轴承相对间隙等，f—λ曲线不同，λc 也随之不同。

四.HZS—I型试验台结构和工作原理1.传动装置如图8-7所示，被试验的轴承2和轴1支承于滚动轴承3上，由调速电机6通过V带5带动变速箱4，从而驱动轴1逆时针旋转并可获得不同的转速。

1—轴2—试验轴承3—滚动轴承4—变速箱5—V带传动6—调速电机图8-7 传动装置示意图2.加载装置该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。

图中4为静压加载板，它位于被试轴承上部，并固定于箱座上，当输入压力油至加载板的油腔时，载荷即施加在轴承上，轴承载荷为：F = 9.18 (p o A+Go) N（8）式中：p o—油腔供油压力，p o = 3 kg/cm2；A —油腔在水平面上投影面积，2Go —初始载荷（包括压力表、平衡重及轴瓦的自重）Go = 8 kgf 。

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角不一样分为向心轴承和推力轴承。
按滚动体形状可分为球轴承和滚子轴承。滚子轴承按滚
子种类分为：圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承和
调心滚子轴承。轴承基本知识滑动轴承关节轴承滚动轴承专家讲座
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第二章滑动轴承
1 滑动轴承概述
一、当前滑动轴承应用主要场所：
1.转速极高轴承滚动轴承在极高转速下会因为高温使元件回火，流体润滑滑动轴承因为摩擦系数极小，发烧少，轻易散热等原因，不会对轴承工作性能产生影响。（内圆磨床） 2.载荷特重轴承因为滚动轴承元件上为高副接触，接触应力大，尤其是在重载情况下，极高接触应力会使元件失效。滑动轴承是低副接触，接触应力小。 3.冲击很大轴承因为滚动轴承元件上为高副接触，接触应力大，在冲击作用下，极易造成永久变形，滑动轴承油膜能够起到缓冲作用，不会对元件造成永久性伤害。（轧钢机）
◆ 单止推环式：利用轴颈环形端面作为止推面，结构简单，润滑方便，
可承受双向轴向载荷。广泛用于低速、轻载场所。
◆ 多止推环式：承载能力大，可承受双向轴向载荷。但各环间载荷分布不
均匀。轴承基本知识滑动轴承关节轴承滚动轴承专家讲座
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第二章滑动轴承
三、轴瓦结构
按结构
整体式
分类
对开式
不便于装拆，可修复性差。便于装拆，可修复。
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第四章滚动轴承
3、滚动体类型
滚珠（钢球）
球面滚子(对称形)
球面滚子(非对称形)
滚子形状、大小、数量对轴承载荷和性能影响？
圆柱滚子
滚针
圆锥滚子
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滑动轴承的详细信息

滑动轴承的认真信息概况滑动轴承（slidingbearing），在滑动摩擦下工作的轴承。

滑动轴承工作平稳、牢靠、无噪声。

在液体润滑条件下，滑动表面被润滑油分开而不发生直接接触，还可以大大减小摩擦损失和表面磨损，油膜还具有肯定的吸振本领。

但起动摩擦阻力较大。

轴被轴承支承的部分称为轴颈，与轴颈相配的零件称为轴瓦。

为了改善轴瓦表面的摩擦性质而在其内表面上浇铸的减摩材料层称为轴承衬。

轴瓦和轴承衬的材料统称为滑动轴承材料。

常用的滑动轴承材料有轴承合金（又叫巴氏合金或白合金）、耐磨铸铁、铜基和铝基合金、粉末冶金材料、塑料、橡胶、硬木和碳—石墨，聚四氟乙烯（特氟龙、PTFE）、改性聚甲醛（POM）、等。

滑动轴承应用场合一般在低速重载工况条件下，或者是维护保养及加注润滑油困难的运转部位。

原理依据轴承的工作原理可分：滚动摩擦轴承（滚动轴承）和滑动摩擦轴承（滑动轴承）。

滑动轴承:在滑动轴承表面若能形成润滑膜将运动副表面分开，则滑动摩擦力可大大降低，由于运动副表面不直接接触，因此也避开了磨损。

滑动轴承的承载本领大，回转精度高，润滑膜具有抗冲击作用，因此，在工程上获得广泛的应用。

润滑膜的形成是滑动轴承能正常工作的基本条件，影响润滑膜形成的因素有润滑方式、运动副相对运动速度、润滑剂的物理性质和运动副表面的粗糙度等。

滑动轴承的设计应依据轴承的工作条件，确定轴承的结构类型、选择润滑剂和润滑方法及确定轴承的几何参数。

分类滑动轴承种类很多。

①按能承受载荷的方向可分为径向（向心）滑动轴承和推力（轴向）滑动轴承两类。

②按润滑剂种类可分为油润滑轴承、脂润滑轴承、水润滑轴承、气体轴承、固体润滑轴承、磁流体轴承和电磁轴承7类。

③按润滑膜厚度可分为薄膜润滑轴承和厚膜润滑轴承两类。

④按轴瓦材料可分为青铜轴承、铸铁轴承、塑料轴承、宝石轴承、粉末冶金轴承、自润滑轴承和含油轴承等。

⑤按轴瓦结构可分为圆轴承、椭圆轴承、三油叶轴承、阶梯面轴承、可倾瓦轴承和箔轴承等。

滑动轴承油膜压力及合金层应力分布

m
≤ E。
(k )
(5)
其中：E为相对误差，一般地[11]，E＜10−3。在求解过程中，除引入雷诺边界条件外，还需引入如下边界条件[12]： P =0。在 λ = 0 或 2 处和 ϕ = 0 处，
(2)
(6)
至于(i, j)上的二阶导数，可用相邻半步长插入点
根据上述方法，建立如图 3 所示的程序框图。
[8−10]
Fig.2 Diagram of central difference quotient method
⎡ ∂ ⎛ 3 ∂p ⎞⎤ ⎢ ⎜ ⎜ H ∂ϕ ⎟ ⎟⎥ ≈ ⎠⎦ i , j ⎣ ∂ϕ ⎝
⎛ 3 ∂p ⎞ ⎛ 3 ∂p ⎞ ⎜ −⎜ ⎜ H ∂ϕ ⎟ ⎟ ⎜ H ∂ϕ ⎟ ⎟ ⎝ ⎠ i +1 / 2, j ⎝ ⎠ i −1 / 2, j ∆ϕ
2
(1)
其中： H = 1 + ε cos ϕ ； ε = e / c ； c = R − r ；p 为油膜压力；ε 为偏心率；e 为偏心距；c 为半径间隙；d 为
图2 中差商法示意图
ϕ 为偏位角； λ=z/(L/2)，轴承的直径； L 为轴承的宽度；
z 为轴承宽度。由式(1)可见，滑动轴承中的无量纲压力分布 p 的分布仅取决于 d/L 和 ε 这 2 个几何量。选择有限差分法作为求解滑动轴承的油膜压力
。
，将网格节点按所在的列数和行数顺序编号，
(3) 再将式(1)代入式(2)，可将二维雷诺方程进行化解，根据 (i, j) 节点周围四节点上的压力来计算中间节点压力：
Pi , j = Ai , j Pi +1, j + Bi , j Pi −1, j + C i , j Pi , j +1 + Di , j Pi , j −1 − Fi , j E i, j

液体动压滑动轴承油膜压力分布和摩擦特性曲线

机械设计基础（Ⅲ）实验报告班级姓名液体动压滑动轴承油膜压力分布和摩擦特性曲线学号一、概述液体动压滑动轴承的工作原理是通过轴颈的旋转将润滑油带入摩擦表面，由于油的粘性（粘度）作用，当达到足够高的旋转速度时油就被挤入轴与轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，在承载区内的油层中产生压力，当压力的大小能平衡外载荷时，轴与轴瓦之间形成了稳定的油膜，这时轴的中心对轴瓦中心处于偏心位置，轴与轴瓦间的摩擦是处于完全液体摩擦润滑状态，其油膜形成过程及油膜压力分布如图6-1所示。

图6-1 建立液体动压润滑的过程及油膜压力分布图滑动轴承的摩擦系数f 是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度η(Pa.s)、轴的转速n(r/min)和轴承压强p(Mpa)有关，令pnηλ=式中，λ——轴承摩擦特性系数。

图6-2 轴承摩擦特性曲线观察滑动轴承形成液体摩擦润滑过程中摩擦系数变化的情况，f-λ关系曲线如图6-2所示，曲线上有摩擦系数最低点，相应于这点的轴承摩擦特性系数λkp称为临界特性数。

在λkp以右，轴承建立液体摩擦润滑，在λkp以左，轴承为非液体摩擦润滑，滑动表面之间有金属接触，因此摩擦系数f 随λ减小而急剧增大，不同的轴颈和轴承材料、加工情况、轴承相对间隙等，λkp也随之不同。

本实验的目的是：了解轴承油膜承载现象及其参数对轴承性能的影响；掌握油膜压力、摩擦系数的测试及数据处理方法。

二、实验要求1、在轴承载荷F=188kgf 时，测定轴承周向油膜压力和轴向油膜压力，用坐标纸绘制出周向和轴向油膜压力分布曲线，并求出轴承的实际承载量。

在轴承载荷F=128kgf 时，测定轴承周向油膜压力和轴向油膜压力，用计算机进行数据处理，得出周向和轴向油膜压力分布曲线及轴承的承载量。

2、测定轴承压力、轴转速、润滑油粘度与摩擦系数之间的关系，用计算机进行数据处理，得出轴承f-λ曲线。

三、实验设备及原理本实验使用 HZS-1型液体动压轴承实验台，它由传动装置、加载装置、摩擦系数测量装置、油膜压力测量装置和被试验轴承和轴等所组成。

机械设计选择题

滑动轴承选择题（请点击你认为的正确答案选项）1．下列各种机械设备中，只采用滑动轴承。

(1) 大型蒸汽涡轮发电机主轴(2) 轧钢机轧辊支承(3) 精密车床主轴(4) 汽车车轮支承2．下列各种机械设备中，目前主要是采用滑动轴承。

(1) 低速大功率柴油机曲轴(2) 精密机床主轴(3) 传动齿轮箱(4) 发动机废气涡轮增压器转子3．含油轴承是采用制成的。

(1) 硬木(2) 硬橡皮(3) 粉末冶金(4) 塑料4．巴氏合金是用来制造。

(1) 单层金属轴瓦(2) 双层及多层金属轴瓦(3) 含油轴承铀瓦(4) 非金属轴瓦5．在滑动轴承轴瓦及轴承衬材料中，用于高速、重载轴承，能承受变载荷及冲击载荷的是。

(1) 铅青铜(2) 巴氏合金(3) 铅锡合金(4) 灰铸铁6．在滑动轴承轴瓦材料中，最宜用于润滑充分的低速重载轴承的是。

(1) 铅青铜(2) 巴氏合金(3) 铝青铜(4) 锡青铜7．动压向心滑动轴承在获得液体摩擦时，轴心位置O1与轴承孔中心位置O及轴承中的油压分布，将如图中所示。

(1) (2)(3) (4)8．如图所示的动压向心滑动轴承中，油膜压力分布形状如图中曲线所示。

(1) (2) (3) (4)9．如图所示开有周向油槽的动压向心滑动轴承中，油膜的压力分布形状将如图中曲线所示。

(1) (2) (3) (4)10．有一向心滑动轴承，拆下后发现轴瓦表面承载部位有如下图所示轴向及周向油槽，并在中部用一油孔与润滑油路相通，由此可以断定该轴承为。

(1) 脂润滑轴承(2) 混合摩擦轴承(3) 液体摩擦轴承(4) 边界摩擦轴承11．在非液体润滑滑动轴承中，限制p值的主要目的是。

(1) 防止轴承衬材料过度磨损(3) 防止轴承衬材料发生塑性变形(3) 防止轴承衬材料因压力过大而过度发热(4) 防止出现过大的摩擦阻力12．如图所示的推力轴承中，止推盘上的工作表面做成如图所示的形状，以利于形成液体动压润滑油膜，并保证在起动工况下能正常工作(1) (2)(3) (4)-------------------------------------------------------------------------------参考答案：序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12选择题 (1) (2) (3) (2) (1) (3) (1) (1) (1) (4) (1) (4)滚动轴承选择题(1)滚动轴承套圈和滚动体常用钢的牌号是___________。

滑动轴承入口压力计算公式

滑动轴承入口压力计算公式滑动轴承是一种常见的机械零件，广泛应用于各种机械设备中。

在滑动轴承的设计和运行过程中，入口压力是一个重要的参数，它直接影响着轴承的性能和寿命。

因此，准确计算滑动轴承入口压力是非常重要的。

本文将介绍滑动轴承入口压力的计算公式及其应用。

在滑动轴承中，入口压力是指轴承内部润滑油膜的压力。

它是由轴承外环和内环之间的相对运动产生的。

入口压力的大小直接影响着轴承的摩擦、磨损和温升情况。

因此，准确地计算入口压力对于轴承的设计和运行非常重要。

滑动轴承入口压力的计算公式可以通过流体力学的基本原理得出。

一般来说，入口压力可以通过以下公式来计算：P = F/(L×B)。

其中，P表示入口压力，单位为Pa；F表示轴承负荷，单位为N；L表示轴承长度，单位为m；B表示轴承宽度，单位为m。

这个公式的推导过程比较复杂，涉及到流体动力学和轴承摩擦的理论。

在实际应用中，一般会根据轴承的具体参数和工况条件来选择合适的计算方法和模型。

下面我们将详细介绍一下这个公式中各个参数的含义和计算方法。

首先是轴承负荷F。

轴承负荷是指轴承在工作过程中承受的力，它包括轴向负荷和径向负荷两种。

轴向负荷是指沿轴线方向的力，而径向负荷是指垂直于轴线方向的力。

在实际应用中，轴承负荷可以通过静载荷和动载荷来计算。

静载荷是指轴承在静止状态下承受的力，而动载荷是指轴承在运转状态下承受的力。

根据实际情况，可以选择合适的负荷计算方法和模型来计算轴承负荷。

其次是轴承长度L和宽度B。

轴承长度和宽度是轴承的几何尺寸参数，它们直接影响着轴承的承载能力和稳定性。

在实际应用中，轴承长度和宽度可以通过轴承的设计图纸和规格书来获取。

根据实际情况，可以选择合适的几何参数来计算轴承长度和宽度。

通过以上公式，我们可以计算出滑动轴承的入口压力。

在实际应用中，为了保证轴承的正常运行，还需要考虑一些其他因素，比如轴承的材料、润滑油膜的厚度、工作温度等。

因此，在实际应用中，需要综合考虑各种因素，选择合适的计算方法和模型来计算入口压力。

滑动轴承油膜压力分析与测量探究

滑动轴承油膜压力分析与测量探究本文使用滑动轴承测试台，运用PVDF压电薄膜传感器，测定油膜的各个点的压力分布情况，观察油膜形成的动态过程，并在坐标系上绘出其摩擦特效的曲线，从而获取径向的油膜在给点的压力数值，得出所对应的滑动轴承上的载荷数值。

同时，阐述了具体的滑动轴承油膜压力测量与计算过程。

滑动轴承；油膜压力；测量通常我们在滑动轴承油膜压力的分布计算中，会根据已知的一些参数，如油膜粘度值、偏心率、轴颈转速值、供油压力值等数据，在理论计算的基础上，使用仿真软件进行计算即可。

但是在实际中，这种计算方法存在着较大的误差，甚至有可能会出现一些运算结果同实际运行不符的状况，将高分子材料PVDF应用于滑动轴承动态油膜压力测量中，可以获得更加精确测量的试验数据，反应实际情况。

滑动轴承测试台概述进行滑动轴承油膜压力测试的平台，如图1所示，除去T型基座包括的操控板、电动机、三角皮带、螺旋加载杆、传感器支撑板、主轴、主轴瓦以及主轴箱等一般装置外，还包括了弧形零件、激振器、力传感器、压电薄膜传感器。

其中，电机拖动了轴的旋转，且轴承上安装了螺旋加载杆来提供作用力；滑动轴承装有力传感器，其作用主要是测量油膜的压力分布曲线和相关数据信息。

传感器使用PVDF压电薄膜，PVDF作为各向异性材料，其压电特性决定了电荷响应方向，一般为三个方向，长度、宽度和厚度，主要的用力方向在厚度上。

加载外力作用于PVDF薄膜时，表面的上下可以产生极性相反且大小相等的电荷。

在本文中使用的PVDF压电薄膜传感器厚度为28μm，测量面积1.5×1 cm2，在传感器的尾端，采用了压接端子的电荷输出，使得传感器安放在轴承内，仍能保证油膜的形成。

测试原理上，可以通过简单的流程展示：信号发生器功率放大器激振器实验台力传感器/压电薄膜传感器数据采集计算机在测试台的操纵板上，可以检测轴承的转速和载荷情况，加载载荷不同，测试台承受的压力值也会不一样，因此压力传感器会检测到不同的数据，根据传感器传回的数据所绘制的曲线形状由此发生不同变化。