机械滑动轴承的设计.ppt

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,*,*,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,*,*,滑动轴承的失效形式及轴承材料,不完全液体润滑滑动轴承的设计计算,机械滑动轴承,的设计,滑动轴承的类型和应用,液体动力径向滑动轴承的设计计算,工程背景,用于支承轴和轴上零件准确地绕固定轴线转动的装置通称为轴承。,根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承,（,滑动轴承,）,和滚动摩擦轴承,（,滚动轴承,）,两大类。滚动轴承的摩擦系数低，启动阻力小，而且已经标准化，对设计、使用、润滑、维护都很方便，因此在一般机器中应用较广。,但是在高速、高精度、重载、结构上要求剖分等场合下，滑动轴承就体现出它的优异性能，在某些场合仍占有重要地位。,设计者思维,作为工程师，在设计滚动轴承时，需要考虑以下几个问题：,要如何选择滑动轴承的结构形式？,滑动轴承材料的性能有哪几方面的要求，如何选择？,传动效率有多少？,滑动轴承的结构参数如何确定（包括宽径比,B/d,、相对间,隙、黏度、微观不平度十点平均高度,Rz,和几何形状,偏差）？,滑动轴承的润滑油该如何选择，其供应方式如何？,设计不完全液体润滑滑动轴承和液体动力润滑轴承需分,别进行哪些计算？,如何进行滑动轴承的工作能力及热平衡计算？,当设计方案不满足要求时，需要采取什么改进措施？,设计者思维,简单实例,图,12-1,所示的是发动机活塞连杆组，它由活塞、活塞环、活塞销、连杆等部件组成。连杆杆身、连杆轴承盖、连杆轴瓦和连杆螺栓构成连杆大头，,连杆大头与发动机曲轴连接，构成剖分式滑动轴承,，将活塞的往复式运动转变成曲轴的旋转运动。,图,12-1,发动机活塞连杆组,12.1,滑动轴承的类型和应用,特点,滑动轴承结构：轴颈,+,轴瓦,（,1,）寿命长，工作转速特别高，如转速可达到每分钟几万转至几,百万转；,（,2,）轴的回转精度高，工作平稳，无噪声；,（,3,）适用于特别重型的、批量小的轴承；,（,4,）能承受很大的振动和冲击载荷；,（,5,）轴承处径向空间尺寸受到限制；,（,6,）在特殊条件下（如水或腐蚀性介质中）工作的轴承；,（,7,）因装配原因而必须做成剖分式轴承（如曲轴的轴承）。,类型,按其承受载荷方向的不同,径向轴承,：承受径向载荷，载荷方向与轴中心线垂直,止推轴承,：承受轴向载荷，载荷方向与轴中心线平行,径向止推轴承,：同时承受径向载荷和轴向载荷,按其滑动表面之间润滑状态的不同,液体润滑轴承,：滑动表面之间处于流体润滑状态,不完全液体润滑轴承,：滑动表面之间处于边界润滑,或混合润滑状态,自润滑轴承,：工作时不加润滑剂,按其液体润滑承载机理的不同,液体动力润滑轴承,：简称液体动压轴承,液体静压润滑轴承,：简称液体静压轴承,1,径向滑动轴承的结构形式,整体式,结构简单，成本低廉；轴瓦磨损后，轴承间隙过大时无法调整；只能从轴颈端部装拆，对于质量大的轴或具有中间轴颈的轴，装拆很不方便；这种轴承多用在低速、轻载或间歇性工作的机器中，如某些农业机械、手动机械等,剖分式,结构简单，装拆方便；剖分面之间放调整垫片，磨损后可在一定范围内调整轴承间隙；可承受不大的轴向载荷；轴承剖分面最好与载荷方向近于垂直，有水平剖分面和倾斜剖分面,自动调心式,轴瓦外表面做成球面形状，与轴承盖和轴承座的球状内表面相配合，球面中心通过轴颈的轴线，因此,轴瓦可以自动调整以适应轴颈在轴弯曲时产生的偏斜,间隙可调式,轴瓦外表面为锥形，与内锥形表面的轴套相配合；轴瓦上开有一条纵向槽，调整轴套两端的螺母可使轴瓦沿轴向移动，从而可调整轴颈与轴瓦之间的间隙；常用于一般用途的机床主轴上,2,止推滑动轴承的结构形式,止推滑动轴承只能承受轴向载荷，与径向轴承联合使用才可同时承受轴向和径向载荷。,实心式,支承面上的压力分布极不均匀,，中心处压强最大，线速度为,0,，对润滑很不利，导致支承面磨损极不均匀，使用较少,d,由轴的结构确定,空心式,支承面上压强分布较均匀，润滑条件有所改善,d,由轴的结构确定,d,0,=(0.4,0.6),d,单环式,利用轴环的端面止推，结构简单，润滑方便，广泛用于低速、轻载的场合,d,由轴的结构确定,d,1,=1.1,d,d,2,=(1.2,1.6),d,h,=(0.12,0.15),d,多环式,特点同单环式，可承受较单环式更大的载荷，也可承受双向轴向载荷,d,由轴的结构确定,d,1,=1.1,d,d,2,=(1.2,1.6),d,h,=(0.12,0.15),d,h,0,=(2,3),h,3,关节轴承,关节轴承,是一种特殊结构的滑动轴承。它的结构简单，其主要是由一个有外球面的内圈和一个有内球面的外圈组成。关节轴承一般用于速度较低的摆动运动。按,ISO,规定，关节轴承属于滚动轴承，可查机械设计手册选用。,图,12-2,关节轴承,12.2,滑动轴承的失效形式及轴承材料,主要失效形式,磨粒磨损、刮伤、胶合（咬黏磨损）、疲劳剥落、腐蚀,针对上述失效形式，轴承材料应满足下列要求：,（,1,）良好的减摩性和耐磨性，即要求摩擦系数小，磨损小；,（,2,）良好的抗胶合性，以防止因摩擦生热使油膜破裂后造成胶合（咬黏磨损）,（,3,）足够的疲劳强度，以保证轴瓦在变载荷作用下有足够的寿命；,（,4,）足够的抗压强度，以防止产生过大的塑性变形；,（,5,）较好的吸附润滑油的能力，易于形成抗剪切能力较强的边界膜,（,6,）较好的摩擦顺应性和嵌入性，顺应性好的材料跑合性能好，嵌入性好的材料可容纳润滑油中微小的固体颗粒，从而减小轴瓦和轴颈的刮伤或磨粒磨损；,（,7,）良好的导热性、加工工艺性和经济性等。,常用的轴承材料可分三大类：,金属材料,，如轴承合金、铜合金、铝基合金,和铸铁,多孔质金属材料,如粉末冶金材料,非金属材料,，如塑料、橡胶和碳石墨,1,轴承合金,轴承合金,又称为白合金或巴氏合金，是锡、铅、锑、铜的合金，分为锡基轴承合金和铅基轴承合金两类，它们分别以锡或铅作为基体，其内含有锑锡（,SbSn,）或铜锡（,CuSn,）的硬晶粒。硬晶粒起抗磨作用，软基体则增加材料的嵌入性。,锡基轴承合金的热膨胀性比铅基轴承合金好,，,所以前者更适合于高速轴承，但价格较贵。,锡基轴承合金主要用于高、中速和重载下工作的重要场合，如汽轮机、内燃机中的滑动轴承。,铅基轴承合金较脆，不宜用于承受显著的冲击载荷，常用于中速、中载的场合。,2,铜合金,铜合金,是铜与锡、铅、锌或铝的合金，是传统的轴承材料，具有广泛的应用。铜合金可分为,青铜,和,黄铜,两类，,其中青铜最为常用,。,青铜的强度高，承载能力大，耐磨性与导热性都优于轴承合金。,青铜有锡青铜、铅青铜和铝青铜等几种，其中锡青铜的减摩性和耐磨性最好，应用较广。,但锡青铜比轴承合金硬度高，摩擦顺应性及嵌入性差，适用于重载及中速场合。铅青铜抗黏附能力强，适用于高速、重载场合。铝青铜的强度及硬度较高，抗胶合能力较差，适用于低速、重载场合。,3,具有特殊性能的轴承材料,多孔质金属材料,是用粉末冶金法（经制粉、成形、烧结等工艺）做成的轴承，具有多孔性组织，孔隙内可以储存润滑油，常称为,含油轴承,。,工作时,，轴瓦温度升高，由于油的膨胀系数比金属大，因而自动进入滑动表面以润滑轴承；,不工作时,，因毛细管作用，油便被吸回到轴承内部，故含油轴承加一次油可以使用较长时间，常用于加油不方便的场合。,在不重要的或低速轻载的轴承中，也常采用灰铸铁或耐磨铸铁作为轴瓦材料。,12.3,不完全液体润滑滑动轴承的设计计算,失效形式,在工程中，,不完全液体润滑滑动轴承,一般是指采用润滑脂、油绳或滴油润滑的径向滑动轴承。,主要失效形式,是轴承工作表面的磨损，边界润滑膜破裂导致的工作表面胶合或烧瓦。,设计准则：,要求边界油膜具有足够的强度，,保证油膜存在，,减少轴瓦材料的磨损,（,1,）限制平均压强：,p,m,p-,防止油膜破坏，金属直接接触。,（,2,）限制,p,m,v,值：,p,m,v,pv,-,限制摩擦发热过大，防止胶合。,（,3,）限制滑动速度：,v1.5,1.75,，应改善润滑条件，并采用自动调心轴承。,（,3,）验算轴承表面的压强,p,、滑动速度,v,和,pv,值。,校核轴承的压强,p,（单位为,MPa,）,防止油膜,破坏,校核轴承的,pv,值（单位为,MPam/s,）,防止,摩,擦发热过大,校核滑动速度,v,（单位为,m/s,）,防止过渡磨损,当以上验算结果不能满足要求时，可以考虑改用较好的轴承材料或重新确定轴承尺寸,B,和,d,的值。,附表,12-1,常用轴承材料及性能,（,4,）确定轴颈与轴瓦间的配合。,根据不同的使用要求，为了保证一定的旋转精度，必须合理地选择轴颈与轴瓦之间的配合，以保证一定的间隙。,轴承间隙主要由轴的转速确定，,转速越高，间隙应越大,。在相同转速下，,载荷越大，间隙应越小,。,尺寸具体选择可参考附表,12-2,。,附表,12-2,轴颈与轴瓦之间的配合,2,止推滑动轴承的设计计算,已知条件,轴颈所受的轴向载荷,F,a,、轴的转速,n,、轴颈的直径,d,（由轴的强度计算和结构设计确定）和轴承的工作条件。,设计步骤,（,1,）选择轴承材料、确定轴承的形式及尺寸。,根据工作条件和使用要求，确定轴承的结构形式，并按附表,12-1,选定轴瓦材料。,（,2,）校核轴承的压强,p,（单位为,MPa,）,（,3,）校核轴承的,pv,值（单位为,MPam/s,）,支承面的平均圆周速度为,支承面的平均压强为,pv,值应满足,【,工程实例,12-1】,卷筒轴滑动轴承的设计计算,设计一个起重卷筒轴的滑动轴承。已知轴承的径向载荷,F,=100,kN,，卷筒转速,n,=100 r/min,，轴颈直径,d,=90 mm,。,解：,（,1,）选择轴承的类型和轴瓦材料。,由于卷筒转速低，工作要求不高，故采用不完全液体润滑滑动轴承。为了装拆方便，轴承采用剖分式结构。,由于轴承载荷大、速度低，选用铝青铜（,ZCuAl10Fe3,）作为轴瓦材料，查附表,12-1,得，,p,=15,MPa,，,pv,=12,MPam/s,，,v,=4,m/s,。,附表,12-1,常用轴承材料及性能,（,2,）确定轴承的工作宽度,B,。,对于起重装置，轴承的宽径比可适当取大些，取宽径比,B,/,d,=1.5,，则轴承宽度为,B,=(,B,/,d,),d,=1.5 90=135 mm,（,3,）,验算轴承表面的压强,p,、滑动速度,v,和,pv,值。,由式,(12-1),得,由式,(12-2),得,由式,(12-3),得,根据以上验算可知，所选材料满足要求。,（,4,）确定轴承配合,查附表,12-2,，选取轴承的配合为,H9/f9,。,附表,12-2,轴颈与轴瓦之间的配合,12.4,液体动力径向滑动轴承的设计计算,利用流体动力润滑理论的基本方程（即雷诺方程）进行液体动力润滑径向滑动轴承的设计。这种,轴承的特点,是,轴颈和轴承两个相对运动表面之间完全被一层油膜分开，这层油膜的形成必须满足一定条件,。,液体动力润滑的过程,液体动力润滑的工作过程要经过,启动,、,不稳定运转,、,稳定运转,三个阶段,在径向滑动轴承中，轴颈与轴承孔之间存在间隙，如图,12-4(a),所示。当轴颈静止时，轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。此时，两个表面之间自然形成一个收敛的楔形空间。,当轴颈开始转动时，速度极低，进入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升，如图,12-4(b),所示。,随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐增多，这时右侧楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈向左浮起。当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏心位置上，楔形油膜产生的压力与外载荷,F,相平衡，轴颈中心稳定在轴承孔中心左下方某一位置上，轴承在液体摩擦状态下工作，如图,12-4(c),所示。,此时，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。研究结果证明，在其他条件不变时，,轴颈转速越高，轴颈中心将被抬得越高而接近于轴承孔中心，,如图,12-4(d),所示。,液体动力径向滑动轴承的设计计算,1,几何关系,图,12-5,所示的是轴承工作时轴颈的位置。建立极坐标，以轴颈中心,O,为坐标原点，以轴颈和轴承孔中心的连线,OO,1,为初始位置，它与外载荷,F,（作用在轴颈中心上）形成偏位角,a,，极坐标的极角为,，相应的油膜厚度为,h,，油膜的起始角、终止角、压力最大处油膜厚度的极角分别为,1,、,2,、,0,，则径向轴承的几何关系如下。,1,）直径间隙,=D d,2,）半径间隙,3,）相对间隙,4,）偏心率,5,）最小油膜厚度,h,min,h,min,=,-,e=,(,1,-,),=r,(,1,-,),6,）任意角,处的油膜厚度,h,如图,12-5,所示，,在,AOO,1,中应用余弦定理可得,于是有,若略去上式中的小量,(,e,/,R,),2,sin,2,，并取根式的正号，则得任意位置的油膜厚度为,7,）压力最大出的油膜厚度,h,0,压力最大处（,=,0,）的油膜厚度为,2,承载能力计算和承载量系数,将轴颈表面弧长增量,dx,=rd,，,v,=,r,及式,(12-13),、式,(12-14),代入式,(11-6),，可得极坐标形式的雷诺方程为,实际上，轴承的宽度是有限的，润滑油会从轴承两侧端面流出，故必须考虑端泄的影响。这时，油膜压力沿轴承宽度的变化呈抛物线分布，而且最大油膜压力随轴承宽度尺寸的减小而下降，如图,12-6,所示。,图,12-6,不同宽径比时沿轴承轴向和轴向的压力分布,经过推导和计算，则有限宽度轴承油膜的总承载能力为,其中,承载量系数,C,p,是一个无量纲的量,C,p,(,B,/,d,),3,最小油膜厚度的确定,在其他条件不变的情况下，最小油膜厚度,h,min,越小，则偏心率,越大,越大，轴承的承载能力就越大。,最小油膜厚度是不能无限缩小的,，因为它受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性及轴承与轴颈的几何形状误差等的限制。为确保轴承能处于流体润滑状态，最小油膜厚度,h,min,必须不小于许用油膜厚度,h,，即,h,min,=,r,(,1,-,),h,h,=,S,(,R,z1,+R,z2,),4,热平衡计算,轴承工作时，摩擦功耗将转变为热量，使润滑油温度升高。,如果油的平均温度超过计算承载能力时所假定的数值，则轴承承载能力就会降低。,因此，要计算油的温升,t,，并将其限制在允许的范围内。,达到热平衡状态的条件,单位时间内轴承摩擦所产生的热量,Q,等于相同时间内流动的油所带走的热量,Q,1,与轴承散发的热量,Q,2,之和，即,Q,=,Q,1,+,Q,2,轴承中的热量是由摩擦损失的功转变而来的。因此，每秒在轴承中产生的热量,Q,（单位为,W,）为,Q=,fFv,由流出的油带走的热量,Q,1,（单位为,W,）为,Q,1,=,q,c(t,o,-,t,i,),轴承的金属表面通过传导和辐射散发出的热量,Q,2,（单位为,W,）为,Q,2,=,s,dB(t,o,-,t,i,),对于轻型结构的轴承，或周围的介质温度高和难于散热的环境（如轧钢机轴承），取,s,=50 W/(m,2,),；,对于中型结构或一般通风条件的轴承，取,s,=80 W/(m,2,),；,对于在良好冷却条件下工作的重型轴承，可取,s,=140 W/(m,2,),。,热平衡时，,Q,=,Q,1,+,Q,2,，即,fFv,=,q,c,(,t,o,-,t,i,)+,s,dB,(,t,o,-,t,I,),于是，得出为了达到热平衡而必需的润滑油温度差,t,（单位为）为,上式只是求出了平均温度差，实际上轴承上各点的温度是不相同的。,润滑油从流入轴承到流出轴承，温度逐渐升高，因而在轴承中不同位置油的黏度也将不同。,润滑油的平均温度,t,m,=(,t,i,t,o,)/2,，而温升,t,=,t,o,t,i,，所以润滑油的平均温度,t,m,按下式计算：,为了保证轴承的承载能力，润滑油的平均温度一般不应超过,75,。,若,t,i,=35,40,，则表示轴承满足热平衡条件，能保证轴承的承载能力。,若,t,i,35,40,，则表示轴承热平衡易于建立，轴承的承载能力尚未用尽，此时应降低给定的平均温度,t,m,，并允许适当地加大轴瓦及轴颈的表面粗糙度，再进行计算。,若,t,i,h,，故满足工作可靠性要求。,附表,12-4,表面粗糙度及微观不平度十点平均高度,R,z,（,10,）计算轴承与轴颈的摩擦系数。,因轴承的宽径比,B/d=1,，取随宽径比变化的系数,=1,，计算摩擦系数为,（,11,）确定润滑油流量系数,由宽径比,B,/,d,=1,及偏心率,=0.618,，查附图,12-1,，得润滑油的流量系数,q,/(,vBd,),=,0.135,。,附图,12-1,润滑油流量系数线图,（,12,）计算润滑油温升。,按润滑油密度,=900 kg/m,3,，取比热容,c,=1800 J/(kg,),，表面传热系数,s,=80 W/(m,2,),，由式,(12-27),得,（,13,）计算润滑油入口温度。,由式,(12-29),得,一般取,t,i,=35,40,，故上述入口温度合适。,（,14,）选择轴承配合。,根据直径间隙,=,0.197 mm,，按,GB/T180179,选配合,H7/d7,，查得轴承孔尺寸公差为 ，轴颈尺寸公差为,（,15,）确定最大、最小间隙为,max,=0.04,-,(,-,0.185)=0.225 mm,min,=0,-,(,-,0.145,),=0.145 mm,因,=0.197 mm,在,max,与,min,之间，故所选配合合用。,（,16,）校核轴承的承载能力、最小油膜厚度及润滑油温升。,分别按,max,及,min,进行校核，如果在允许值范围内，则绘制轴承工作图，否则需要重新选择参数，再进行设计及校核计算。,Thank You!,