《滑動軸承設計》PPT課件.ppt

第7章 滑動軸承(Sliding bearings),1）支承軸及軸上零件，并保持軸的旋轉精度；,2）減少轉軸與支承之間的摩擦和磨損,滾動軸承,軸承的功用：,滑動軸承,滑動軸承一般用在：,汽輪機、離心式壓縮機、內燃機、大型電機、水泥攪拌機、滾筒清砂機、破碎機等機械中,主要內容,一、滑動軸承的類型及其結構型式,二、軸瓦的材料和結構,三、軸承的潤滑,四、非液體摩擦滑動軸承的設計,五、液體摩擦滑動軸承的設計, 受載方向,徑向軸承,推力軸承,承受徑向載荷,承受軸向載荷,7-1 概述, 摩擦狀態(tài),非液體摩擦滑動軸承,液體摩擦滑動軸承,靜壓軸承,動壓軸承,一、滑動軸承的分類：,特點：系統(tǒng)復雜、工作可靠 應用：低速、頻繁啟動，載荷或轉速變化大場合,靜壓軸承：外界高壓油輸入軸承間隙，軸徑與軸瓦由油膜分開,特點：結構簡單、要求制造精度高 應用：高速、高旋轉精度，高載荷或轉速變化小的場合,動壓軸承：軸徑與軸瓦相對動，形成動壓油膜，使軸徑與軸瓦由油膜分開,二、摩擦狀態(tài)的分類：, 完全液體摩擦狀態(tài),潤滑油膜將摩擦表面完全隔開，只存在液體分子間的摩擦,潤滑油膜部分地將摩擦表面隔開，有局部地方是金屬間的直接接觸, 邊界摩擦狀態(tài),f = 0.0010.008,f = 0.0080.01,摩擦表面間沒有任何物質的摩擦，阻力最大,邊界摩擦常與半液體摩擦、半干摩擦并存，通稱非液體摩擦, 干摩擦狀態(tài),f = 0.010.1,完全液體摩擦, 滑動軸承工作的最理想狀態(tài), 但是要達到這種狀態(tài)（流體動壓）必須滿足一定的條件,非液體摩擦, 低速、不太重要的軸承, 重要軸承要按完全液體摩擦狀態(tài)來設計,一、向心滑動軸承, 整體式,結構簡單、剛度大,7-2 滑動軸承的結構形式,軸只能從端部裝入，磨損后軸與軸瓦間的間隙無法調整, 剖分式,由軸承蓋、軸承座、剖分軸瓦和螺栓構成,結構較繁、間隙可調，裝拆方便，廣泛采用, 自動調心式,軸承寬徑比較大時，若軸發(fā)生彎曲變形，易造成軸頸與軸瓦端部的局部接觸,適合B/d1.5的軸承, 劇烈磨損和發(fā)熱,軸瓦可隨軸的彎曲或傾斜而自動調心，可保證軸頸與軸瓦的均勻接觸, 間隙可調式,通過錐形表面的移動來調整軸頸與軸瓦的間隙,二、推力滑動軸承,軸端面或軸環(huán)端面是承載面, 實心式,支撐面壓強分布不均，磨損不均勻，使用較少, 空心式,支撐面上壓強分布較均勻，潤滑條件有所改善, 單環(huán)式,軸環(huán)端面承載，結構簡單，潤滑方便，低速輕載, 多環(huán)式,承載能力強，可承受雙向軸向載荷 ，但各環(huán)受載不均,一、材料基本要求,良好的耐磨性和減摩性及抗膠合性,并有足夠的強度,二、常用材料, 鑄鐵,輕載、低速的場合,銻、銅金屬硬粒,錫基體或鉛基體,軸瓦直接與軸頸接觸，主要失效為：磨損和膠合, 軸承合金（巴氏合金）,摩擦系數(shù)小、抗膠合性能力強、吸附性強，易跑合，但機械強度較低、價昂,用作軸承襯，澆鑄在鋼或鑄鐵的軸瓦基體上！,7-3 軸瓦的材料和結構, 銅合金,鐵或銅粉末混入石墨壓制燒結而成的多孔性材料,用于載荷平穩(wěn)、低速和加油不便場合，如排氣扇等家電設備,塑料、橡膠、尼龍等,摩擦系數(shù)小、耐磨、耐腐蝕，但承載低、熱變形大 廣泛應用于離心水泵、水輪機等設備中, 粉末冶金, 非金屬材料,疲勞強度高、耐磨性與減摩性好，可在較高溫下工作，但可塑性差，不易跑合；用于中低速、重載場合,表7-2列出了常用軸承材料性能及用途（部分）,機械設計,8-2 軸瓦的材料,三、 軸瓦的結構,與軸頸直接接觸，應具有一定的強度和剛度，應定位可靠，便于輸入潤滑劑，容易散熱，調整方便,常用軸瓦兩種結構：整體式（也稱軸套）和部分式,為節(jié)省貴重金屬，常在軸瓦內表面上澆鑄或軋制一層軸承合金 軸承襯，約0.55mm厚,軸瓦和軸承座間不允許相對位移，可將軸瓦兩端做成凸緣，或用銷釘固定在軸承座上,為使軸承獲得良好的潤滑，還需開設油孔和油溝,油孔和油溝應開在非承載區(qū)內，否則會大大降低軸承承載能力,7-4 滑動軸承的潤滑,一、潤滑目的：,有機油、礦物油、化學合成油,其中礦物油應用最廣,二、潤滑劑：,減小摩擦和磨損，降溫，防銹、減振等作用,絕大多數(shù)場合采用潤滑油或潤滑脂,液體（水、油）、半固體（潤滑脂）、固體（石墨）和氣體, 潤滑油,評判潤滑油好壞的主要性能指標有：,粘度、油性、氧化穩(wěn)定性、閃點和燃點、凝固點,其中粘度是潤滑油的最主要性能指標, 粘度的概念, 粘度即流體抵抗變形的能力,粘度表征流體內摩擦阻力的大小，粘度越大，摩擦阻力越大,右圖所示兩平行板間充滿一定粘度的潤滑油,假設潤滑油為層流,且潤滑油只沿一個方向流動,各油層以不同速度u移動,貼近靜止板的油層速度 u = 0,貼近移動板的油層速度 u = v,各油層間的相對滑移導致相應的剪切應力 t,且與y向的速度梯度成正比，即,比例常數(shù)，即動力粘度,( 粘性流體摩擦定律，也稱牛頓粘性定律 ),表示u 隨y 的距離增大而減小,長寬高各為 1m 的流體，若上下兩面發(fā)生 1m/s 的相對滑動，所需施加的力為 1N 時，該流體的粘度為 1 個國際單位制的動力粘度，記為 Pa.s,動力粘度與同溫下該流體密度的比值,該粘度也叫絕對粘度，主要用于流體動力學計算, 潤滑油的粘度, 運動粘度n, 動力粘度h,潤滑油有兩個粘度,潤滑油牌號一般為40 C時運動粘度的平均值,1P =1dyns/cm2=100cP=0.1Pas,動力粘度的物理單位是P(泊), 粘度的常用單位,運動粘度的物理單位是cm2/s，St(斯),如：牌號為L-AN46 是指在40 C時油的運動粘度為41.450.6厘斯,溫度,壓力,粘度,粘度, 影響潤滑油粘度的主要因素,壓力較小時，對粘度的影響可忽略不計；但超過100MPa時，不能忽略, 其它性能指標如：油性、氧化穩(wěn)定性、燃點等自學, 壓力大、沖擊、變載條件，選粘度高的油；, 速度高，選粘度低的油，以減少摩擦損失；, 工作溫度高，應選粘度高的油，因粘度會隨溫度升高而下降。, 潤滑油的選擇原則, 潤滑脂,鈣基,抗水性好、耐熱性差、價廉,鈉基,抗水性差、耐熱性好、防腐性較好,鋰基,抗水性和耐熱性好,鋁基,抗水性好、有防銹作用、耐熱性差,主要指標：,針入度：表征潤滑脂稀稠,潤滑脂越稠,滴點：潤滑脂受熱后開始滴落的溫度，表征耐高溫的能力,潤滑脂工作溫度一般應低于滴點20 30 C,針入度,承載能力,摩擦阻力,在潤滑油中添加了稠化劑的膏狀混合物,三、潤滑劑的選擇原則：, 類型選擇,潤滑油：潤滑及散熱效果較好，應用最廣,液體摩擦和一般條件下的非液體摩擦滑動軸承采用,潤滑脂：不易流失，維護容易，密封性好,用在難于經(jīng)常供油的非液體摩擦滑動軸承, 工作條件,輕載、高速：低粘度,高溫、重載、低速：高粘度, 結構特點及環(huán)境條件,如潤滑間隙小：低粘度；反之，高粘度,如易燃處：高抗燃性,一、失效形式,磨損,限制軸承的壓強 p ：,二、設計準則,膠合,目的：保證潤滑油不被過大壓力擠出，防止軸瓦過度磨損,許用壓強查表7-2,向心滑動軸承：,7-5 非液體摩擦滑動軸承的設計,k ：考慮油槽使支承面積減小的系數(shù)，k=0.80.9,z ：推力環(huán)的數(shù)目,推力滑動軸承：,限制軸承 pv 值 ：,目的 ：控制軸承的發(fā)熱量，防止膠合破壞,代表了軸承單位面積摩擦功率(發(fā)熱量)的大小,向心軸承：,推力軸承：,限制軸承的v 值 ：,限制因滑動速度過大而過度磨損,三、 設計步驟,1、 選擇軸承結構型式及軸瓦材料,2、初定軸承基本尺寸參數(shù),選擇寬徑比,承載能力,散熱性,油溫,3、 校核計算(p、v、pv),4、 選擇軸承的配合（表8-3）,5、選擇潤滑劑和潤滑裝置,7-6 液體摩擦動壓滑動軸承的設計,一、動壓油膜的形成機理,平行表面間不會產生壓力！,進油口流量：,出油口流量：,故：平行板不能承受載荷！,楔形間隙會產生壓力油膜！能承受外載！,進油口流量：,在楔形間隙內產生擠壓，形成壓力！,出油口流量：,壓力會阻止入口流速降低，出口流速增大，以維持流量守恒！,油的粘性和壓力的作用，改變了油層速度變化規(guī)律,兩傾斜板之間：,2. 液體動壓潤滑的基本方程,對單元體：,得：,牛頓粘性定律：,對 y 積分：,邊界條件：,x方向上任意截面上單位寬度的流量：,則：,因為流體是連續(xù)的，所以有,得一維雷諾方程：,討論一：油膜壓力沿 x 方向變化規(guī)律,由單元體受力平衡已得：, 平行板,平行板間油膜壓力沿 x 方向無變化，等于入口處壓力 (壓力為 0), 傾斜板,油壓p的分布由一維雷諾方程可得：,入口處速度圖形為凹形,板上ab段：,h h0,故：,出口處速度圖形為凸形,板上bc段：,h h0,故：,油膜厚度為h0,油膜壓力達pmax,u沿y方向線性分布,拋物線分布、由油 壓沿x方向變化引起,線性分布、 由板運動引起,速度u的分布：,由 可知：, 兩工作表面必須形成收斂的楔形間隙,若,則：,討論二：液體摩擦形成的條件,油壓p無變化，為常數(shù), 兩工作表面必須有一定的相對運動，且 v 方向是從大口到小口,間隙中必須連續(xù)充滿具有一定粘度的潤滑油,無粘度,各油層無速度,兩板間油無流動,不能形成油膜壓力,否則會形成負壓,討論三、向心動壓滑動軸承動壓油膜的形成過程,n =0，靜止,2、剛啟動,3、轉速不高時，n,4、穩(wěn)定運行時,1、停車時,金屬直接接觸,n 0,摩擦力使軸頸右移,油膜壓力將軸頸托起，其合力將軸頸左推,油膜壓力將軸頸完全托起，其合力與外載平衡,油膜壓力,偏心距e ,n,三、動壓向心滑動軸承承載能力的計算,如何求得動壓油膜的承載能力？, 承載區(qū)任意點的油膜壓力p表達式, 整個承載區(qū)垂直向上的承載力, 沿寬度方向總承載力F,F = ？, 轉化為傾斜板間的相對運動, 用雷諾方程求解, 圓周方向上總的壓力, 考慮兩端潤滑油泄漏, 考慮軸瓦上油溝對壓力的影響,承載能力的計算過程：,轉換為極坐標系,取o1o2連線為極坐標軸,軸承半徑間隙：,軸承相對間隙：,軸承偏心率：,任意角j 處，軸承的油膜厚度為：,j 0 時：,j p 時：,偏心距e：,最大油膜厚度,最小油膜厚度,軸瓦半徑為R，軸的半徑為r, 兩者名義尺寸相同，偏差不同,M,N,假設軸承無限寬，不考慮潤滑油沿軸向流動，則油膜壓力用一維雷諾方程計算：,將上述方程用極坐標的形式表達，且,代入一維雷諾方程整理得：, j1為油膜起始角度,把任一點處的油膜壓力pj分解為水平方向和垂直方向的分力： pjx ， pjy,在整個圓周上，所有水平方向的合力為零，故不考慮水平分力,考慮軸承兩端的潤滑油的泄漏：,在整個圓周上，所有垂直方向的合力為：,故整個滑動軸承的油膜承載能力為：,任一點處的垂直分力為：,pj,pjy,pjx,KB：考慮端泄使油膜壓力降低的系數(shù),向心滑動軸承的承載大小,承載量系數(shù),討論：,由,可計算軸承能承受多大的徑向載荷 F,(圖7-16),即運用此公式可計算軸承承載能力問題,圖7-16,可判定軸承在給定載荷F下是否工作在液體摩擦狀態(tài), 由 計算得到CP, 由偏心率可計算承受外載 F時要多大的最小油膜厚度, 由 可查得偏心率,動壓潤滑條件：, h許用油膜厚度值,四、動壓向心滑動軸承熱平衡計算,計算目的：,摩擦發(fā)熱量,油流動帶走的熱量,軸承座散熱量,控制軸承發(fā)熱量，不使?jié)櫥蜏囟冗^高而失效，從而使軸承出現(xiàn)膠合,熱平衡狀態(tài)時：,f：液體摩擦系數(shù),F：軸承所受載荷,v：軸頸圓周速度,c：潤滑油比熱,：潤滑油密度,Q：軸承耗油量,A：軸承散熱面積,as：軸承散熱系數(shù)，依軸承結構和通風條件而定,t：溫升,分子分母同時除以Fvdl,Cf：摩擦特性系數(shù),CQ：流量系數(shù),Cf 和CQ均為無量綱系數(shù)，且均為 l/d 和的函數(shù),圖7-16,圖7-17,圖7-17,實際上達到熱平衡時，從入口到出口，潤滑油的溫度并不上是處處相等，而是逐漸升高的,計算軸承承載能力時，采用平均溫度, 定得過低、外部冷卻難,注意動壓軸承設計時：, 初始溫度t1取為環(huán)境溫度，一般 左右, 需要知道潤滑油粘度。而粘度應取為平均溫度下的粘度，但此值未知，可采用試算法，初選 左右, 算得的t 30，tm初選值與計算值相差大于 5C 時， 必須重選tm初選值重新計算,五、液體摩擦動壓向心滑動軸承的設計：,設計約束：,見非液體摩擦滑動軸承設計,1、初步確定一種設計方案,根據(jù)軸承直徑d、轉速n及外載荷F等工作條件，參考有關經(jīng)驗數(shù)據(jù)，初步確定一種軸承的設計方案，具體包括：, 確定軸承的結構型式, 選定有關參數(shù)：l/d、y、h、Rz和幾何形狀偏差等, 選擇軸瓦結構和材料,在多種設計方案的基礎上進行綜合評定，選擇一種最為合理的方案,2、校核計算,主要包括軸承最小油膜厚度和潤滑油溫升計算，若不合格需重新設計。還需校核p、v及pv值。,3、綜合評定,設計思路：,參數(shù)選擇：, 相對間隙,承載能力,回轉精度,摩擦阻力,溫度,的選擇：,經(jīng)驗公式,（或見表73）, 寬徑比,軸承寬度,油膜壓力,承載能力,散熱能力,溫升,見表7-4取值,粘度, 潤滑油粘度,承載能力,摩擦功耗,溫升,載荷大、速度低，選大粘度,載荷小、速度高，選小粘度,一般軸承：, 最小油膜厚度,油膜壓力,承載,受表面粗糙度、幾何形狀誤差、軸變形、安裝誤差等的限制,一般：,不可能無限小,表面粗糙度見表7-5,設計例題：,設計汽輪機轉子的向