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　　第10章 滑动轴承 §10—1 概述 滑动轴承、滚动轴承 一、滑动轴承类型 径向轴承 （向心轴承） （受Fr ） 1)按承载： 止推轴承 （推力轴承） （受Fa ） 2)按润滑状态：流体润滑轴承、非流体润滑轴承、无润滑轴 承 二、应用 1）工作转速特高的轴承 2 ）对轴的支承位置特别精确的轴承 3 ）特重型的轴承 4 ）巨大冲击和振动的轴承 5 ）剖分的轴承 6 ）必须用径向尺寸较小的轴承 §10—2 径向滑动轴承的主要类型 p471 一、整体式径向滑动轴承 如图，由轴承座、整体轴 套、油孔等组成 特点：1）结构简单、成本低 2）轴套磨损后，间隙无法调整 3）装拆不便 （只能从轴端装拆）。 适于低速、轻载或间歇工作的机器。 二、剖分式径向 滑动轴承 三、自动调心式 如图p471 15-17，15-18 ，由底座、轴承盖、双头螺柱 （或螺栓）及螺母组成。幻灯片6 四、调隙式径向滑动轴承 用于轴的刚度较差或轴 承孔的精度不能保证时 图例 §10—3 滑动轴承的材料及轴瓦结构p74 一、滑动轴承的材料 主要失效形式：磨损和胶合、疲劳破坏 1、对轴承材料的要求 轴瓦或轴套：滑动轴承工作时与 轴颈直接接触的部分，一般由减 1）较好的摩擦相容性 磨材料制成 （防粘着性能） 轴承衬：轴瓦内表面附着一层减 摩性能更好的材料 2 ）足够的抗疲劳性能 3 ）较好的嵌藏外来微粒 4 ）较好的磨合性 5 ）足够的耐腐性 6 ）足够的耐磨性 7 ）良好的工艺性 2、常用材料 金属材料： 1）铸铁 2 ）轴承合金 3 ）铜合金 4 ）铝基合金 5 ）多孔质金属材料 （粉末冶金） 非金属材料——塑料、橡胶 常用轴承材料 的使用 性能见表3 －3 ，p75 二、轴瓦结构 1、轴瓦的形式与结构 整体式轴瓦 剖分式轴瓦 2、油孔、油槽和油室 油孔、油槽开设原则 ： 1、润滑油应从油膜压力最小处输入轴承 2、油槽 （沟）开在非承载区，否则会降低油 膜的承载能力 3、油槽轴向不能开通，以免油从油槽端部 大量流失 4、水平安装轴承油槽开半周，不要延伸到承载区，全周 油槽应开在靠近轴承端部处。 §10—4 滑动轴承的润滑 一、润滑剂的选择 工作载荷、相对滑动速度、工作温度和特殊工作环境 1、润滑油 （1）压力大、温度高、载荷冲击变动大 ——粘度大的润滑油 （2 ）滑动速度大 ——粘度较低的润滑油 （3 ）粗糙或未经跑合的表面 ——粘度较高的润滑油 2、润滑脂 3、固体润滑剂 润滑方式的选择见表p49716-2 二、润滑方法 1、油润滑 间歇供油: 油壶或油枪 连续供油: 1) 滴油润滑 (p491滴油油杯） 2) 绳芯润滑 3) 油环润滑 4) 浸油润滑 1m/s v 10~15m/s 5) 飞溅润滑 6) 压力循环润滑 2、脂润滑 旋盖式油脂杯、黄油枪 p490 图16-1 §10—5 非全液体润滑滑动轴承的计算 维持边界油膜不受破坏 一、径向滑动轴承 1、限制平均比压P 目的：避免在载荷作用下润滑油被完全挤出 F p  [p] dB 许用值见表3 －3 p75 2、限制轴承的pv值 目的：限制pv是控制轴承温升，避免边界膜的破裂 F dn Fn p v    [p v] dB 60 1000 19100 B 3、限制滑动速度v 目的：当p较小时，避免由于v过高而引起轴瓦加速磨损 dn v  [v] 60 1000 二、推力滑动轴承 限制轴承平均比压p和pvm值 b 1)校验轴承平均比压p F a   p  p  2 2 k (d d )z 0 4 Z:推力环的数目 k：考虑承载面积因油沟而减少的系数，随油沟的数目与 宽度不同取为0.8～0.9 2 ）校验轴承的pv值 F n a   pv  pv 30000k(d d )z 0 v:推力轴颈平均直径上的圆周速度 表3 －3 的许用值为单环或端面止推轴承，但对多环，因各 环受力不均，许用值要降低20 ％～30 ％ §10—6 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算 一、流体动力润滑基本方程 p 前后向压力 p p  dx x  上下面剪切应力    dy y 由x方向的力平衡条件，得 p   x y u 代入牛顿粘性流体定律：   y 2 p  u  2 x y 1 p 2 u y  c y  c 1 2 2 x y 0 时，u v ； y h 时，u 0 ， 得积分常数c 、c 1 2 v(hy) y(hy) p u   h 2 x 不计侧漏，沿x方向，任一截面单位宽度的流量为 h v 1 p 3 qx  udy h  h 0 2 12 x v p pmax处油膜厚度为h0 ，流量： qx h0 2 v v 1 p 3 h h  h 0 2 2 12 x p hh 6v 0 一维雷诺流体动力润滑方程 x h3 3  h p h 对x取偏导数： (  ) 6v x  x x 考虑沿Z方向的流动： 3 3  h p  h p h 二维雷诺流体动力 (  )  (  ) 6v 润滑方程： x  x z  z x 二、油楔承载机理 p h h 油压的变化：润滑油的粘度、 6v 0 x h3 表面滑动速度、油膜厚度 全部油膜压力之和即为油膜的承载能力 油膜呈收敛楔形，油楔内各处油压都大于 入口和出口处的压力，产生正压力以支承外载 两滑动表面平行。平行油膜各 处油压与入口、出口处相等， 不能产生高于外面压力的油压 支承外载。 形成流体动力润滑的必要条件是 （1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形 （2 ）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度v ， s 其运动方向必须使润滑从大口流进，小口流出。 （3 ）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。 三、液体动力润滑状态的建立过程 1、起动时 2 、不稳定运转阶段 3、稳定运转阶段 四、径向滑动轴承的几何关系和承载能力 1、几何关系 直径间隙：  Dd 半径间隙：  Rr   偏心率：  d r 偏心距： e oo 1 相对间隙： x e/  AOO 根据余弦定律可得 1 任意位置的油膜厚度 h (1xcos) r (1xcos) 1）压力最大处油膜厚度 2 ）油膜最小厚度hmin   2 、油膜承载能力 极坐标形式 的 雷诺方程 dp f (,) d 从压力区起始角 至任意角 进行积分，得任意角处的压力 1  再求压力在外载荷方向上的分量 py 将上式在压力区内积分 （求和），得到轴承单位宽度上的油膜 承载能力   2Z2  p p A 1  引入修正系数A ，考虑端泄的影响 y y     B   油膜能承受的载荷 B/ 2 F p dZ  y B/ 2 6r B/ 2 2  f d f d f dZ 2    1 2 3  B/ 2 1 1 3 B/ 2 2  C f d f d f dZ F    1 2 3 B B/ 2 1 1 dB F C 2 F  C ——承载量系数 表12-4 F h 越小 （x越大），B/d越大，C 越大，轴承的承载能力F越大。 min F 3、最小油膜厚度hmin hmin不能小于轴颈与轴瓦表面微观不平度之和 h  S(R  R ) min Z1 Z2 上式与流体动力润滑的三个基本条件 ——流体动力润滑的充分必要条件 五、轴承的热平衡计算 1、轴承中的摩擦与功耗 由牛顿粘性定律可得油层中摩擦力  Ff dB  摩擦系数： Ff  2 n   f  f   0.55 F 30 p  p 摩擦功耗引起轴承单位时间内的发热量 H f FV 2 、轴承耗油量 进入轴承的润滑油总流量Q ≈ Q1 承载区端泄流量Q + 非承载区端泄流量Q 1 2 + 轴瓦供油槽两端流出的附加流量 Q3 3、轴承温升 （1）粘度↓→间隙改变，使轴承的承载能力下降 （2 ）会使金属软化→发生抱轴事故 热平衡条件：单位时间内 摩擦产生的热量H 端泄润滑油所带走热量H + 轴承散发热量H 1 2 f ( )P  t t t (C) 2 1 Q S c( )  Bd v