滑动轴承的设计

2、相对间隙ψ （间隙的相对大小）
Rr r r
油膜压力↑ →承载能力↑ ψ↓ 回转精度↑ 摩擦阻力↑ →温升↑
机械设计
第七章 滑动轴承设计－非液体摩擦滑动轴承
§7-2 非液体摩擦滑动轴承的设计 一、失效形式 1、磨损 导致轴承配合间隙加大，影响轴的旋转精度，甚 至使轴承不能正常工作。
2、胶合 高速重载且润滑不良时，摩擦加剧，发热多，使 （烧瓦） 轴瓦表面上的材料焊粘在轴颈表面而出现胶合。
l
二、设计计算准则(近似计算) d 1、限制轴承的压强 p 目的 — 防止轴瓦过度磨损。
第七章 滑动轴承设计－概述
二、滑动轴承的摩擦状态：
1、干摩擦状态 摩擦面间无润滑剂，功率损失严重， 磨损剧烈，温升高，轴瓦易破坏。 应避免此种摩擦状态。
摩擦面微观现象
2、边界摩擦状态 摩擦表面间有润滑油存在，油中的 极性分子吸附在金属表面上，形成 了一层极薄的边界油膜。 但仍有尖峰部分直接接触。 摩擦系数 f ＝0.01～0.1 边界油膜
.030 孔偏差： 80 0 0
0.060 轴偏差： 80 0.079
δ
最小半径间隙： 0 ( 0.060 ) min 0.030 mm 2 最大半径间隙：
max
0.030 ( 0.079 ) 0.055 mm 2
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第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
轴心线会产生漂移 偏心距 e ↓ 多油楔轴承可提高旋转精度 n →∞时， e → 0 ? 多油楔滑动轴承图片
n↑
（n 增大）
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第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
三、动压向心滑动轴承的主要参数及其选择
1、半径间隙δ δ= R – r R 与 r 公称值相等， δ 的值取决于配合公差。 H7 80 例： 轴承配合： e6
向心滑动轴承： pv
Fr dn Fr n [ pv] dl 60 1000 19100 l
d
查表 7-2
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第七章 滑动轴承设计－非液体摩擦滑动轴承
4Fa d m n [ pv] 推力滑动轴承: pvm 2 2 z (d d 0 )k 60 1000
v
u h0
第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
移动板速度 任意截面上单位宽度( z =1)的流量( x方向 )： h 1 1 p 3 间隙高度 1 h vh vh0 q x udy x 2 12 x 2 0
设油膜压力最大处的间隙为h0， 此处的 p / x =0，故
2、润滑脂的性能及选择 钙基润滑脂 钠基润滑脂 锂基润滑脂 铝基润滑脂 ——抗水性好、耐热性差、价廉 ——抗水性差、耐热性好、防腐性较好 ——抗水性和耐热性好 ——抗水性好、耐热性差、有防锈作用
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第七章 滑动轴承设计－概述
润滑脂的主要性能指标： 针入度 — 表征润滑脂的稀稠度，类似于油的粘度；
● 间隙内必须连续充满具有一定粘度的润滑油或其他流体； ● 两工作表面必须具有一定的相对滑动速度；
● 运动方向应保证润滑油从大口流进、小口流出。
否则会产生负压。 注意：为了使油膜压力与外载平衡，还必须使粘度η、 滑动速度v、间隙大小等匹配适当 。 动画演示
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第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
两摩擦表面成楔形间隙， 间隙内的润滑 产生了动压油膜 油形成了拥挤 拥挤使进口流速减慢、 出口流速加快
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第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
二、液体动压润滑的基本方程——雷诺方程
两刚性板形成楔形间隙， 间隙内连续充满润滑油。 假设： 1）z 方向润滑油无流动； 2）润滑油处于层流状态； 3）油压 p 不随 y 值变化； 4）粘度不随压力变化； 5）润滑油不可压缩。
注意：润滑油的粘度并不是定值， 随温度和压力的变化而变化，温度的影响最大。
温度升高 粘度下降
粘－温曲线
国标规定，40℃时粘度的平均 值为该润滑油牌号的粘度。 压力升高 粘度上升
但压力对粘度的影响较小， 通常忽略不计。 ▲油性: 也称润滑性，表征油 中的极性分子对金属表面的吸 附性能。油性好则摩擦系数小
du dy
速度梯度 动力粘度 y
静止件
油层间的剪应力
粘度越高 → 内摩擦力越大
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第七章 滑动轴承设计－概述
粘度是最重要的性能指标，是选择润滑油的主要依据。 粘度的单位: 动力粘度η 单位 Pa• S（帕秒），1 Pa•S＝1N• S/m2 主要用于流体动力学计算 运动粘度ν

润滑装置一 针阀式油杯 润滑装置二 油芯式油杯
d
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第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
§7-3 液体摩擦动压向心滑动轴承设计
压力油膜形成 相对运动（动压油膜） 外界提供压力油（静压油膜） p F
压力油膜
一、动压油膜的形成机理 F
进 油 口
v
出 油 进 口 油 口
v
出 油 口
F
两摩擦表面平行， 不会产生动压油膜
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第七章 滑动轴承设计
§7-1 概 述 一、滑动轴承分类： 按承载方向分— 向心滑动轴承 —主要承受径向载荷 Fr 推力滑动轴承 —主要承受轴向载荷 Fa 按摩擦状态分—非液体摩擦滑动轴承和液体摩擦滑动轴承；
按结构形式分—整体式、剖分式 和 自动调心式等；
滑动轴承(轴瓦)
Fr
间隙配合
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h3 p h3 p h 6v x x z z x
二维雷诺方程常用数值法求解，如有限差分法。 设计时通常用一维雷诺方程近似计算油膜压力。
因假设 p 只与 x 相关，故一维雷诺方程可写成：
h h0 dp 6 v dx h3
m 2 /s
同温下流体的密度(kg/m3)
国际单位制 m 2 /s 运动粘度单位换算 物理单位 cm2 /s 常用单位
mm2 /s
称为 St (斯) 称为cSt(厘斯)
1 cSt 102 St 106 m2 /s
工业用润滑油的粘度用运动粘度，单位用cSt（厘斯）。
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第七章 滑动轴承设计－概述
vm－端面平均线速度
取 2~4
dm－平均直径
3、限制滑动速度 v
d d0 dm 2
d Fa
n
d0 dm
目的 — 防止滑动速度过高而引起磨损 dn v [v ] m/s 60 1000 防止磨损： p≤[p] 防止胶合： pv ≤ [ pv ]
许用线速度 查表 7-2
v≤[v]
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承载能力↑
针入度↓ 润滑脂越稠 摩擦阻力↑
滴 点 — 表征润滑脂耐高温的性能。
润滑脂工作温度一般应低于滴点20℃～30℃ 润滑脂的选择原则： 润滑脂常用于低速、轻载的非液体摩擦滑动轴承中 ● 工作环境有水汽，选钙基润滑脂或铝基润滑脂； ● 工作温度高，选钠基润滑脂； ● 有水汽而且工作温度高，则应选锂基润滑脂。
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第七章 滑动轴承设计－概述
▲凝点 — 反映润滑油的低温工作性能。 ▲闪点 — 反映润滑油高温下工作的安全性。
润滑油的选择原则：
根据粘度选择润滑油的牌号
● ● ● ● 载荷大—难以形成油膜， 速度高—摩擦力大， 工作温度高—粘度下降， 压强大—油易被挤出， 选粘度高的油 选粘度低的油 选粘度高的油 选粘度高的油
第七章 滑动轴承设计－非液体摩擦滑动轴承
三、非液体摩擦滑动轴承设计步骤
确定轴承结构形式 确定轴承宽度 l 和孔径 d 选择轴承的配合 l 选择轴瓦材料 验算 p、pv、v 选择润滑剂与润滑装置
选择宽径比 l /d : l /d = 0.5~1.5
l /d↑ l /d ↓
承载能力↑ 散热性能↓ 且易偏载 油易流失 承载能力↓
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第七章 滑动轴承设计－概述
3、液体摩擦状态 两摩擦表面完全被润滑油分隔开， 形成了一定厚度的压力油膜。
是润滑油分子之间的摩擦，摩擦 系数极小， f ＝0.001~0.008。
重要轴承采用这种摩擦状态。
4、混合摩擦状态
压力油膜
— 半干摩擦、边界摩擦、半液体摩擦、液体摩擦状态混合 多数滑动轴承处于这种摩擦状态。 非液体摩擦滑动轴承 —— 边界摩擦或混合摩擦状态 液体摩擦滑动轴承 动压轴承 —— 液体摩擦状态
多环时降低 50％ d0
n
k － 考虑油槽使支承面积减小，常取0.8~0.9
目的 — 控制轴承的发热量，防止胶合破坏。 v － 轴颈线速度 f pv － 单位面积上的摩擦功率损失 f － 摩擦系数 所以， pv 值表征了轴承发热量的大小。 pv↑ → 发热量↑ → 温升↑ → 润滑效果↓ → 胶合失效
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第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
讨论之二 —— 形成动压油膜的必要条件 两工作表面相互吸引, 不能承受外载 ● 两工作表面必须形成收敛的楔形间隙； dp h h0 6v v v 3
进 出 油 油 口 口
进 出 油 油 口 口
dx
h
若 h＝h0，则 dp/dx＝0， 油压无变化。
从油膜中取出微单元体，边长分别为dx、dy、dz，受力如图 p 由x方向力的平衡得： p 沿 x 的变化率 x y p 2u 2 取决于该点速度 x y 梯度的导数 根据流体粘性定律： u
y
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2 u 1 p 由假设3知， p 关于y 是常数。 2 x y x C1、C2－积分常数 1 p 2 y C1 y C 2 对 y 积分：u 1 p v 2 x u ( y h) y ( h y ) 2 x h y 0 u v 边界条件： p 线性分布 抛物线分布 yhu0 p 2u 2 x y
某些特殊场合
径向尺寸受限制、曲轴轴承等
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第七章 滑动轴承设计－概述
四、滑动轴承的润滑 常用润滑剂（第十四章）： 润滑油 — 液体，用途最广泛； 润滑脂 — 半固体，一般用于中、低速；
液体层流
固体润滑剂 — 主要用作油、脂的添加剂，也可单独使用。 平行平板间油的流动 1、润滑油的性能及选择 移动件 u=v ▲粘度: 表征了流动的液 O x v y 体中内摩擦阻力的大小。 τ u 牛顿流体粘性定律： τ h
Fr
pmax Fr 向心滑动轴承：平均压强 p [ p] MPa dl （径向滑动轴承） 许用压强，查表 7-2
p
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推力滑动轴承:
p
z

4
第七章 滑动轴承设计－非液体摩擦滑动轴承 Fa d
[ p] MPa
2 (d 2 d 0 )k
Fa
z － 推力环的数目
2、限制轴承的 pv 值
静压轴承
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第七章 滑动轴承设计－概述 连杆
三、滑动轴承的主要特点：
● 工作平稳，无噪声； ● 适合于高速(液体摩擦)； ● 液体摩擦时功率损失小； ● 径向尺寸小而且可剖分。
滑动轴承的适用场合：
低速轻载、精度不高 高 速 重 载 支承精度特别高 承受巨大冲击和振动载荷
非液体摩擦滑动轴承 滚动轴承寿命大为降低 滚动轴承造价高 滑动轴承零件少 油膜的缓冲和阻尼作用
讨论之三 —— 向心滑动轴承动压油膜的形成过程 Fr Fr 弯曲的楔形 Fr Fr 间隙,满足必 要条件之一 o2 o2 o2 o2 o1 n o1 o1 o1 n n
静止
金属表面 直接接触
Δ
启动பைடு நூலகம்
摩擦力使 轴颈右移 不稳定运行 形成油膜， 有左向分力 稳定运行 油膜压力与 外载平衡
(n＝0)
（n 小） 油膜压力↑
q x ( h0 )
1 vh 0 2
润滑油是连续、不可压缩的，各截面流量应相等
h
y
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第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
即：
1 p 3 1 1 h vh vh0 12 x 2 2
h h0 p 6 v 得一维雷诺方程： x h3
若考虑油的 z 向流动，可导出二维雷诺方程：
据此，可求解出间隙 内各点的油膜压强 p
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第七章 滑动轴承设计－液体摩擦滑动轴承
讨论之一 —— 动压油膜承载机理
h h0 dp 雷诺方程 6v dx h3
两板平行
两板不平行
因h＝h0， 故dp/dx＝0。
由于拥挤而产生了压力。 若外界提供的油无压力， 1 dp v u ( y h) y ( h y ) 2 dx h 则p＝0，不能形成动压油膜。 v u ( h0 y ) dp/dx＞0时为负； 流速线性分布 h0 dp/dx＜0时为正