《滑动轴承设计》word文档
《滑动轴承的设计》word文档
滑动轴承的设计§ 1 滑动轴承概述用于支撑旋转零件(转轴，心轴等)的装置通称为轴承。
按其承载方向的不同，轴承可分为：径向轴承Radial bearing：轴承上的反作用力与轴心线垂直的轴承称为径向轴承；推力轴承Thrust bearing：轴承上的反作用力与轴心线方向一致的轴承称为推力轴承。
按轴承工作时的摩擦性质不同，轴承可分为：滑动轴承和滚动轴承。
滑动轴承，根据其相对运动的两表面间油膜形成原理的不同，还可分为:流体动力润滑轴承(简称动压轴承)(Hydrodynamic lubrication)流体静力润滑轴承(简称静压轴承)(Hydrostatic lubrication)。
本章主要讨论动压轴承。
和滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力高、抗振性好，工作平稳可靠，噪声小，寿命长等优点，它广泛用于内燃机、轧钢机、大型电机及仪表、雷达、天文望远镜等方面。
在动压轴承中，随着工作条件和润滑性能的变化，其滑动表面间的摩擦状态亦有所不同。
通常将其分为如下三种状态：1、完全液体摩擦完全液体摩擦状态(图8-1a)是指滑动轴承中相对滑动的两表面完全被润滑油膜所隔开，油膜有足够的厚度，消除了两摩擦表面的直接接触。
此时，只存在液体分子之间的摩擦，故摩擦系数很小(f =0.001～0.008)，显著地减少了摩擦和磨损。
2、边界摩擦当滑动轴承的两相对滑动表面有润滑油存在时，由于润滑油与摩擦表面的吸附作用，将在摩擦表面上形成一层极薄的边界油膜(图8-1b)，它能承受很高的压强而不破坏。
边界油膜的厚度比一微米还小，不足以将两摩擦表面分隔开，所以，相对滑动时，两摩擦表面微观的尖峰相遇就会把油膜划破，形成局部的金属直接接触，故这种状态称为边界摩擦状态。
一般而言，边界油膜可覆盖摩擦表面的大部分。
虽它不能像完全液体摩擦完全消除两摩擦表面间的直接接触，却可起着减轻磨损的作用。
这种状态的摩擦系数f =0.008～0.01。
3、干摩擦两摩擦表面间没有任何物质时的摩擦称为干摩擦状态(图8-1c)，在实际中，没有理想的干摩擦。
滑动轴承设计
Rigid bearing Considering elastic deformation
Eccentricity ratio
The curve of amplified angle
The influence on nondimensional side flow
Compared with rigid bearing, the elastic deformation decreases the nondimensional side flow, however, the decreasing degree is very limited.
第13章 滑动轴承设计
轴瓦弹性变形
对滑动轴承润滑性能影响的研究
滑动轴承工作原理
• The nondimensional Reynold equation:
3 P d 3 P H H H L
优化研究；
2-D Reynolds Equation
h 3 p h 3 p h 6U x x z z x
h3 p h3 p h 6U 12V x x z z x
• Axial nondimensional pressure distribution
Pressure distribution of rigid bearing
Pressure distribution considering the elastic deformation of bearing
R 3 p sin 1 cos 3 p R 2 1 cos 12 cos m z z c
机械设计-——滑动轴承共51页文档
16、自己选择的路、跪着也要把它走 完。 17 有成就 ，以后 才能更 辉煌。
18、敢于向黑暗宣战的人，心里必须 充满光 明。 19、学习的关键--重复。
20、懦弱的人只会裹足不前，莽撞的 人只能 引为烧 身，只 有真正 勇敢的 人才能 所向披 靡。
46、我们若已接受最坏的，就再没有什么损失。——卡耐基 47、书到用时方恨少、事非经过不知难。——陆游 48、书籍把我们引入最美好的社会，使我们认识各个时代的伟大智者。——史美尔斯 49、熟读唐诗三百首，不会作诗也会吟。——孙洙 50、谁和我一样用功，谁就会和我一样成功。——莫扎特
机械设计滑动轴承演示文稿
多支点的长轴
第十页，共38页。
轴向（推力）滑动轴承
止推面：轴端面、轴中段做凸肩或装 上推力圆盘
分类：空心式、单环式、多环式
第十一页，共38页。
第二节
概述
轴瓦结构及材料
润滑剂及润滑方法
滑动轴承的几何参数
非液体摩擦滑动轴承设计 液体动压润滑滑动轴承设计
⑴ 转速高、压力小——粘度低
⑵ 转速低、压力大——粘度高
⑶ 高温度下工作（t＞60℃）——较高粘度
润滑脂的选择
要求不高、难经常供油或低速重载轴承
⑴ 压力大、速度低——小针入度，反之选针入度大的 ⑵ 润滑脂滴点应高于轴承工作温度20－30℃，以免流失 ⑶ 在有水或潮湿场合，应选防水性的润滑脂
第十八页，共38页。
条件1（油楔条件）：滑动轴承相对运动表面间在承载区
构成楔形空间，且其运动将使该区域内的液体从宽阔处流 向狭窄处，即大口流向小口。
条件2（供油条件）：有充足的具有一定粘度的液体供给 条件3（表面不接触条件）：
相对运动表面间的最小间距， 即最小流体膜厚度大于两表
面不平度之和，避免运动表
面的直接接触。
第二十九页，共38页。
处，油hm膜in 压力最大，油膜厚度
为 OO
0
h0 (1 cos 0 )
第三十七页，共38页。
液体动压润滑滑动轴承设计计算的说明（3）
索氏数（轴承数）So
So
3
2
[
(cos
cos 0) d ]cos[180
1 1 (1 cos )3
(
)]d
承载系数Cp
Cp
F2
F2
机械设计教程 第3版 第十章 滑动轴承设计
第3版
第十章 滑动轴承设计
第一节 滑动轴承的主要类型和特点 第二节 滑动轴承的常用材料和结构 第三节 混合润滑滑动轴承的工作能力设计 第四节 流体动压润滑滑动轴承的工作能力设计
第十章 滑动轴承设计
滑动轴承通过润滑剂作为中间介质将旋转的轴与固定的机架(座)分隔开,以达 到减少摩擦的目的,这是一种工作在滑动摩擦状态下的轴承。滑动轴承主要用于 滚动轴承难以满足工作要求的场合,如高转速、长寿命、低摩擦阻力、承受大的 冲击载荷、低噪声和无污染等条件。另外,为降低成本,一些极简单的回转支撑也 常采用滑动轴承。 滑动轴承设计的主要内容是:轴承材料的选择,轴承的结构设计,润滑剂与润滑方 式的选择,轴承工作能力设计计算等。
第二节 滑动轴承的常用材料和结构
三、推力滑动轴承结构
推力滑动轴承的承载面与轴线垂直,用以承受轴向载荷。 图10-6所示为常用的推力滑动轴承承载面的情况。图10-6a所示为实心端面推力滑动轴 承,这种轴承结构简单,但是承载面沿直径方向速度变化大,产生不均匀的磨损以后,导致压 强分布不均匀;图10-6b所示为空心端面推力滑动轴承,靠近中心处不承载,避免了实心式 结构的缺点;图10-6c所示为单环式推力滑动轴承,可承受单向轴向载荷,承载面可利用径向 滑动轴承(图10-2)的端面;图10-6d所示为多环式推力滑动轴承,承载面积增大,承载能力提 高,可承受双向轴向载荷,但是各环之间载荷分布不均匀,承载能力受各环加工误差的影响 较大。
图10-2所示为剖分式径向滑动轴承结构,轴承座沿轴线剖开,使轴系的装配与拆卸都很 方便。在剖开的轴承座与轴承盖之间设有止口结构,保证装配时轴承座与轴承盖的准确 定位。双头螺柱和螺母用于轴承座与轴承盖的连接。为便于轴承的润滑,轴承盖顶部设 有注油孔。
滑动轴承的设计
滑动轴承的设计推力滑动轴承是较大中心距船用齿轮箱输出轴系中的重要部件，承受螺旋桨传递到齿轮箱的推力。
本文以CKV710船用齿轮箱为例，设计计算本齿轮箱的推力轴承，并对ZF公司船用齿轮箱推力瓦进行初步分析。
标签：船用齿轮箱；推力滑动轴承第一章绪论1.1 课题来源及意义船用主推进齿轮箱的输出轴系在工作过程中需要承受由螺旋桨传递而来的推力，输出轴系的推力轴承通常采用滑动轴承，一方面可以更好的满足工况需要，另一方面较滚动轴承更节约成本。
完善推力瓦的设计有助于提高齿轮箱的整体品质和市场竞争力。
1.2 本文主要工作介绍两种主要形式的可倾推力瓦：米歇尔式和金斯伯雷式；以CKV710船用齿轮箱为例，对该齿轮箱的输出轴推力轴承进行相应的设计计算，确定滑动瓦的参数；对ZF公司船用齿轮箱推力瓦进行初步的结构研究。
第二章推力轴承的设计计算2.1 可倾推力瓦简介目前可倾推力瓦有两种主要的形式：米歇尔式和金斯伯雷式。
两种形式推力瓦结构示意图如图2.1图2.2所示。
米歇尔式止推轴承的止推瓦块1同基环2直接接触，是单层的。
当止推瓦块承受推力时，可以自动调整止推瓦块的位置，形成有利的油楔。
止推瓦块与转子止推盘接触的一面衬有巴氏合金，向转子的旋转方向倾斜，这样，通过转子止推盘与止推瓦块表面的相对运动，它们之间就会形成一个承受推力的油楔。
米歇尔式止推轴承的优点是结构简单，轴向尺寸小；缺点是当瓦块厚度稍有差别或轴承基环与止推盘平行度有误差时，每个瓦块间负荷不能调节，会造成部分瓦块过载。
金斯伯雷式止推轴承的止推瓦块1下面有上水准块2、下水准块3，然后才是基环4，属于三层结构。
止推瓦块与垫在下面的上水准块、下水准块和基环，它们之间采用球面支点接触，保证止推瓦块、水准块可以自由摆动，使载荷分布均匀。
金斯伯雷式止推轴承的优点是瓦块间载荷分布均匀，调节灵活，能自动补偿转子不对中、偏斜；缺点是结构复杂，需要轴向安装尺寸较长。
2.2 可倾推力瓦的设计计算CKV710承受的推力是已知的，每臺齿轮箱输出轴承受推力435KN。
滑动轴承设计
F
Cf d l
∆t
=
c
ρ
CQ
+
π αS ψv
摩擦特性系数
比热 c = 1680 ~ 2100 J / kg.0C 密度 ρ = 850 ~ 900 kg / m3 散热系数 α S = 50, 80, 140 J / m2.s.0C
(2) 热平衡计算
初定 计算
tm = 50 0C 左右
t1 = 40 0C 左右
采用国际单位：
l→m v → m/s2
η → Pa.s
F→N
l
由d
⇒
C
P
则可计算承受多大的
Cf
χ
径向载荷 F
计算
CP
=
ψ2 2η vl
F
l
由d
⇒
χ
CP
则可计算承受外载 F
时要多大的 hmin = rψ (1− χ )
动压润滑条件： hmin ≥ [h]
轴瓦表面粗糙度 轴颈表面粗糙度
[h] = (2 ~ 3)(RZ1 + RZ2 )
抗水性好、耐热性差、价廉 抗水性差、耐热性好、防腐性较好
锂基 铝基
抗水性和耐热性好 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
针入性
润滑脂越稠
承载 摩擦阻力
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
Cf
F dl
∆t
=
c
ρ
CQ
+
π αS ψv
tm
=
t1
+
滑动轴承的设计共43页文档
31、只有永远躺在泥坑里的人，才不会再掉进坑里。——黑格尔 32、希望的灯一旦熄灭，生活刹那间变成了一片黑暗。——普列姆昌德 33、希望是人生的乳母。——科策布 34、形成天才的决定因素应该是勤奋。——郭沫若 35、学到很多东西的诀窍，就是一下子不要学很多。——洛克
滑动轴承的设计
1、合法而稳定的权力在使用得当时很 少遇到 抵抗。 ——塞 ·约翰 逊 2、权力会使人渐渐失去温厚善良的美 德。— —伯克
3、最存 在着危 险。— —塞·约翰逊 4、权力会奴化一切。——塔西佗
5、虽然权力是一头固执的熊，可是金 子可以 拉着它 的鼻子 走。— —莎士 比
滑动轴承完整版设计手册
3. 多环式
多环式推力滑动轴承可
承受较大的轴向载荷，还可 承受双向轴向载荷。
4. 固定式推力轴承 楔形的倾斜角固定不变,在楔形顶部留有平台,用于承受 停车后的轴向载荷.
5.可倾式推力轴承 扇形块的倾斜角随载荷、转速的变化而自行调整。
§15-3 轴瓦及轴承衬材料
一. 轴瓦的失效形式 1. 磨损 有磨粒磨损和研磨磨损两种形式，磨损使轴承间隙加大， 丧失精度，导致几何形状改变。
1. 按承受载荷的方向分 a) 径向轴承：只承受径向载荷。 b) 止推轴承：只承受轴向载荷。
2. 按轴承工作时的润滑状态分 a) 非液体摩擦滑动轴承 （边界摩擦、混合摩擦） b) 液体摩擦滑动轴承 （液体摩擦）
液体动压润滑轴承—动压轴承 液体静压润滑轴承—静压轴承
五. 滑动轴承的应用
滑动轴承除液体摩擦轴承外，一般摩擦损耗大。由于设计、 维护比较复杂，所以在很多场合被滚动轴承代替。但在某些工 作条件下，滑动轴承具有显著的优越性，往往滚动轴承不能替 代。
二. 推力滑动轴承的结构
推力滑动轴承用于承受轴向载荷，与径向滑动轴承联合 使用可承受复合载荷。推力滑动轴承由轴承座和推力轴颈组 成。
1. 实心式
由于支承面上离中心越远处， 相对滑动速度越大，磨损越快。故 实心轴承承载面上压力分布不均， 靠近中心处的压力高。
一般推力轴承采用空心轴颈或 多环轴颈。
2. 单环式
第 15 章 滑 动 轴 承
滑动轴承概述 一. 轴承的功用
支承轴及轴上零件, 保持轴的旋转精度; 减少轴 与支承间的摩擦和磨损。
二. 轴承的类型
按轴承零件相对运动表面间的摩擦性质分: 1. 滑动轴承— 滑动摩擦（15章）
2. 滚动轴承—滚动摩擦（16章）
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滑动轴承的设计准则，是根据其工作方式及特点确定的。
对于非流体摩擦状态的滑动轴承，或称混和摩擦状态滑动轴承，保证其轴瓦材料的使用性能是主要任务；对于流体润滑轴承，设计重点则主要集中在如何在给定的工况下，构造具有合理几何特征的轴颈和轴瓦，使之能在工作过程中依赖流体内部的静动压力承载。
1．非流体润滑状态滑动轴承的设计准则
对于非流体润滑、混和润滑和固体润滑状态工作的滑动轴承，常用限制性计算条件来保证其使用功能。
此设计条件也可作为流体润滑轴承的初步设计计算条件。
（1）轴承承载面平均压强的设计计算
由于过大的表面压强将对材料表面强度构成威胁，并会加速轴承的磨损，因此在设计中应满足:
其中：P——轴承承载面上压强，MPa；F——轴承载荷，N；A——轴承承载面积，mm2；[P]——轴承材料的许用压强，MPa。
对于径向轴承，一般只能承担径向载荷:
其中：F——轴承径向载荷，N；D——轴承直径，mm；B——轴承宽度，mm。
DB是承载面在F方向上的投影面积。
推力轴承一般仅能承担轴向载荷，对于环形瓦推力轴承:
其中：F——轴承轴向载荷，N；D2、D1——轴承承载环面外径、内径，mm。
(2) 轴承摩擦热效应的限制性计算
滑动轴承工作时，其摩擦效应引起温度升高，摩擦热量的产生与单位面积上的摩擦功耗成正比，而轴承承载面压强p与速度v的乘积通常用来表征滑动轴承的摩擦功耗，称为pv值。
滑动轴承设计中，用
限制pv值的办法，控制其工作温升，其设计准则为：
其中：P——轴承承载面上压强，MPa；对于径向和推力轴承；V——轴承承载面平均速度，m/s；[Pv}——轴承许用Pv值。
其中：D——轴承平均直径，0.001m；n——轴颈与轴瓦的相对转速，。
这样，上式也可写为:
(3) 轴承最大滑动速度的条件性计算
非液体摩擦状态工作的滑动轴承，其工作表面相互接触，当相对滑动速度很高时，其工作表面磨损加速，此项计算对于轻载高速轴承尤为重要。
设计准则为:
其中：v——轴承承载面最大线速度，m/s；[v]——轴承许用线速度。
(4) 滑动轴承的几何参数
滑动轴承的轴颈和轴瓦间的间隙大小，对滑动轴承的工作性能有显著影响,滑动轴承的间隙大小用相对间隙ψ来表示:
其中：C——轴承半径间隙，即轴瓦与轴颈的半径差，mm；r——轴承半径，mm。
轴承间隙较大时，轴承承载力和运转精度下降，摩擦较小，温升较低；轴承间隙较小时，轴承运转精度较高，承载力较高，但摩擦功耗及温升较大。
滑动轴承设计时，ψ常在0.004～0.012范围取值。
滑动轴承的径向尺寸和宽度尺寸的比值称为宽径比B/D，有时写成L/D，轴承宽度较小时，会使润滑剂易沿轴向泄漏，不易保持于承载区，因此滑动轴承的宽径比不易过小，常推荐在0.5～1.5间选取。
径向轴承径向配合推荐优先选用H9/d9和H8/f7及D9/h9和F8/h7。
2. 流体润滑状态滑动轴承的设计
流体润滑状态润滑轴承是指在稳定运转时，其轴颈与轴瓦被润滑剂完全分隔，工作于无相互接触工作状态的滑动轴承。
(1) 滑动轴承形成流体动力润滑的条件
实现流体润滑主要有两种方式，一是静压方式，即将流体直接泵入承载区承载；二是动压方式，即利用轴承相对运动表面的特殊形状及运动条件形成的压力承载。
通常状态下，动压轴承的设计和工艺条件应满足如下几方面的要求，才可使流体润滑的实现成为可能。
条件1：滑动轴承相对运动表面间在承载区可以构成锲形空间，且其运动将使该区域中的流体从宽阔处流向狭窄处；即从大口流向小口；或使承载区体积有减小的趋势。
条件2：有充足的流体供给，且其具有一定的粘度；
条件3：相对运动表面间的最小间距，即最小流体膜厚度hmm，大于两表面不平度之和，使滑动表面间不发生直接接触。
(2) 流体动压润滑轴承承载流体膜的力学特征
流体动压润滑轴承依赖承载区流体膜承载，承载区流体在相对运动表面间形成压力，如上所述，该压力分布与间隙形状，流体物化性质及轴承表面的运动状态和几何特征有关。
滑动轴承要正常工作，必须具备一定的承载能力，较小的摩擦功耗以控制温升，并需按流量要求供给流体，而这些设计参数均取决于在给定工况下，承载膜内流体的力学表现。
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