滑動軸承課件

1、滑動軸承課件滑動軸承課件滑動軸承課件滑動軸承課件滑動軸承課件滑動軸承課件2）求流量邊界條件：變形式（126）速度流量壓力流量剪切流沿x壓力流1）求速度72）求流量邊界條件：變形式（126）速度流量壓力流量剪切流當壓力取得極大值時，dp/dx=0,設(shè)此處間隙為h0：各截面流量必須相等：利用流量連續(xù)條件：（12-7）8當壓力取得極大值時，dp/dx=0,設(shè)此處間隙為h0：各截面即為一維流體動壓基本方程，也叫一維雷諾方程（在1886年由雷諾導(dǎo)出。）它描述了流體壓力的變化率與流體的粘度、流動速度和間隙之間的關(guān)系，是流體動壓滑動軸承設(shè)計的理論依據(jù)。二、流體動壓基本方程形成流體動壓的條件形成流體動壓的必要

2、條件(1) 流體必須流經(jīng)收斂間隙,而且間隙傾角越大則產(chǎn)生的油膜壓力越大；(2) 流體必須有足夠的速度；(3) 流體必須是粘性流體。9即為一維流體動壓基本方程，也叫一維雷諾方程（在1886年由雷流體動壓力的形成和壓力油膜承載原理1）維持流量相等，導(dǎo)致出、入口速度分布變化：出口外凸，入口內(nèi)凹。2）速度變化導(dǎo)致壓力變化：從入口AA到BB截面，壓力為遞增；從BB 到出口CC截面，壓力為遞減。3）BB截面速度線性變化，壓力達到最大值。10流體動壓力的形成和壓力油膜承載原理1）維持流量相等，導(dǎo)致出、1）流體動壓力：靠運動表面帶動粘性流體以足夠的速度流經(jīng)收斂形間隙時,流體內(nèi)所產(chǎn)生壓力叫流體動壓力。2）流體動

3、壓油膜：間隙內(nèi)具有動壓力的油層稱為流體動壓油膜動壓承載原理討論（1）M平行于N板，則沿X方向處處dp/dx=0,壓力無變化，兩端為0，間隙內(nèi)個點也為0，不能承載；（2）如M與N板形成發(fā)散間隙，流體流動不連續(xù)，間隙內(nèi)形成負壓，沒有動壓力，不能承載。111）流體動壓力：靠運動表面帶動粘性流體以足夠的速度流經(jīng)收斂形液體動壓徑向滑動軸承工作過程12-6 液體動壓徑向滑動軸承的計算12液體動壓徑向滑動軸承工作過程12-6 液體動壓徑向滑動軸承的一、徑向滑動軸承的工作過程處于邊界摩擦，摩擦力使軸向右偏處于液體摩擦，動壓力使軸向左偏軸與瓦間隙配合具備形成液體動壓幾何條件13一、徑向滑動軸承的工作過程處于邊界

4、摩擦，摩擦力使軸向右偏處于二、幾何參數(shù)及其基本方程的形式徑向滑動軸承的幾何參數(shù)如下：14二、幾何參數(shù)及其基本方程的形式徑向滑動軸承的幾何參數(shù)如下：1滑動軸承的幾何參數(shù)和壓力曲線（包角180o）極軸的初始位置極軸與外載荷的夾角dPy15滑動軸承的幾何參數(shù)和壓力曲線（包角180o）極軸的初始位置極幾個定義起始角：壓力油膜起始的角度1終止角：壓力油膜終止的角度2油膜角：壓力油膜范圍對應(yīng)的角度（12）承載區(qū)：從壓力油膜的起始角到終止角的范圍。 承載區(qū)的壓力大于零，其他為非承載區(qū)，壓力為零。 承載區(qū)的大小與油的粘度、軸頸速度、外載荷大小等因素有關(guān)包角：軸頸被連續(xù)的軸瓦圓弧包圍的部分所對應(yīng)的圓心角。 包角

5、用表示。對油膜力有一定影響。 油膜角（12 ）只為包角的一部分。16幾個定義起始角：壓力油膜起始的角度116動壓徑向滑動軸承的基本方程三、徑向滑動軸承的承載系數(shù)和最小油膜厚度計算最小油膜厚度是軸承穩(wěn)定工作的重要標志之一，影響最小油膜厚度的因素很多，可以用一個表示這些因素綜合影響的無量綱數(shù)承載量系數(shù)表示，為此，必須先求出垂直方向油膜力的值：對（12-8）積分整理得沿垂直方向的總油膜力（12-8）17動壓徑向滑動軸承的基本方程三、徑向滑動軸承的承載系數(shù)和最小油（12-8）對上式積分整理，得沿垂直方向的總油膜力：在軸承單位長度微小面積 上的油膜力：力： ，此力作用在軸頸上，指向軸心O。它的垂直分量為

6、：（12-9）（12-10a）（12-10b）是 角處一點上的壓強18（12-8）對上式積分整理，得沿垂直方向的總油膜力：在軸承單（12-10）由式（12-10）可得（12-11）軸承穩(wěn)定工作時,外載荷 和總油膜力的垂直分量P 相平衡,即 CF 稱為軸承的承載量系數(shù)，它是軸承相對偏心距、包角和長徑比L/d的函數(shù)。包角一定時，只與和L/d有關(guān)。19（12-10）由式（12-10）可得（12-11）軸承穩(wěn)定工液體動壓徑向滑動軸承設(shè)計思路先根據(jù)選定的幾何參數(shù)、外載荷等條件用式(12-11)計算CF, 再由下式計算得 hmin。然后由滑動軸承CF 圖查得20液體動壓徑向滑動軸承設(shè)計思路先根據(jù)選定的幾何

7、參數(shù)、外載荷等條實現(xiàn)液體摩擦的充分條件 最小油膜厚度必須滿足 實現(xiàn)液體摩擦的充分條件是保證最小油膜厚度處的表面不平度高峰不直接接觸，因此軸瓦和軸徑的表面不平度與加工方法有關(guān)，參照表12.4確定。21實現(xiàn)液體摩擦的充分條件 最小油膜厚度必須滿足 四、滑動軸承的熱平衡計算在熱平衡狀態(tài)，對于非壓力供油的徑向滑動軸承有外界空氣散熱油流動散熱Q潤滑油的流量摩擦發(fā)熱量 液體摩擦仍然有摩擦功耗，可使軸承潤滑油溫度升高，發(fā)熱，粘度下降，可能導(dǎo)致軸承不能正常工作，嚴重時出現(xiàn)抱軸燒瓦事故，要進行熱平衡計算，限制溫升不超過許用值。22四、滑動軸承的熱平衡計算在熱平衡狀態(tài)，對于非壓力供油的徑向滑非摩擦系數(shù)，但表征摩擦

8、系數(shù)大小（12-14）式12-14只計算出平均溫差，求承載能力時需要平均溫度下的粘度，要計算平均溫度tm tm =ti+t/2（選油時粘度對應(yīng)溫度,50oC）入口ti和出口to溫度 30-40oC 60-70oC23非摩擦系數(shù)，但表征摩擦系數(shù)大?。?2-14）式12-14只計五、耗油量和摩擦功率（1）耗油量（2）摩擦功率W六、滑動軸承設(shè)計任務(wù)及主要參數(shù)選擇設(shè)計中已知條件通常是：作用在軸頸上的徑向載荷 ，軸頸直徑 和軸的轉(zhuǎn)速 ，以及軸承的工作條件等。軸承的設(shè)計計算任務(wù)選擇合適的參數(shù)，使軸承的最小油膜厚度（ ）滿足式（12-12），使溫升（ ）在規(guī)定的范圍值得注意的是：要包含非液體摩擦狀態(tài)計算24

9、五、耗油量和摩擦功率（1）耗油量（2）摩擦功率W六、滑動軸承1.選擇軸承長頸比L/d，L/d= 0.51.5,(表12.5)2.選擇相對間隙和軸承的配合依據(jù)的經(jīng)驗公式 3.選擇潤滑油及其粘度(表12.6)4.確定最小油膜厚度許用值f相對間隙摩擦系數(shù)251.選擇軸承長頸比L/d，L/d= 0.51.5,(表12 L/d大最小油膜厚度大承載能力大 潤滑油流量減小溫升增加承載能力減小選擇要合適保證足夠的最小油膜厚度，又不使溫升過高，同時確保壓強不超過許用值。參見表12.5高速軸承取小值，低速軸承取大值；過大L/d的軸承，采用調(diào)心結(jié)構(gòu)（參見圖片）。相對間隙 和軸承配合的選擇 相對間隙增大油流量加大溫升

10、下降摩擦功降低 相對間隙增大承載量系數(shù)CF增大增加最小油膜厚度減小 相對間隙增大半徑間隙C增大最小油膜厚度增加 因此，相對間隙 在一定范圍內(nèi)增加時最小油膜厚度增加，超過這個范圍在增加，則最小油膜厚度將減小L/d選擇：主要參數(shù)及其選擇26 L/d大最小油膜厚度大承載能力大選擇要合適保證足軸承的配合是按間隙選擇間隙的限制導(dǎo)致滑動軸承不能采用基孔基軸制，多采用混合配合。選定配合后：按大間隙計算最小油膜厚度間隙太大最小油膜厚度下降。按小間隙進行熱平衡計算使溫升在允許范圍潤滑油的選擇及粘度的確定粘度大最小油膜厚度大承載能力大粘度大油摩擦發(fā)熱大軸承溫升大承載能力下降載荷大時選高粘度油，速度高時選低粘度的油

11、。參見表12.6設(shè)計時，最小油膜不滿足要求時，可選用高粘度的潤滑油。最小油膜厚度許用值的確定主要根據(jù)軸瓦和軸頸的表面粗糙度選擇。式12-12，表12.4粗糙度選擇時要考慮需要和經(jīng)濟性27軸承的配合是按間隙選擇間隙的限制導(dǎo)致滑動軸承不能采用基孔基七、滑動軸承摩擦特性曲線 滑動軸承工作時潤滑油的內(nèi)摩擦力與軸承的特性系數(shù)V/p有關(guān)，這個系數(shù)稱為索莫非爾數(shù)（索氏數(shù)）Sommerfeld，其值不同，軸承所處的摩擦狀態(tài)不同，摩擦系數(shù)也變化。 1886年Reynold提出雷諾方程，20世紀初Stribeck做了大量的實驗，Sommerfeld巧妙的將實驗和理論結(jié)合，建立了摩擦系數(shù)與索氏數(shù)的聯(lián)系。揭示了滑動軸

12、承的摩擦狀態(tài)轉(zhuǎn)化規(guī)律。索氏數(shù)28七、滑動軸承摩擦特性曲線 滑動軸承工作時潤滑油的內(nèi)摩擦從摩擦狀態(tài)曲線分析滑動軸承的工作情況 從索氏數(shù)可以看出，在液體摩擦狀態(tài)下，V 增大或p 減小可使索氏數(shù)增加，可導(dǎo)致f 增大，溫升增加，使下降，又使索氏數(shù)減小，f 又下降，反復(fù)變化，維持某一平衡狀態(tài)。 但當p增加較大時，將使hmin下降，導(dǎo)致f上升，以至于非液體摩擦；此外，若溫度急增，粘度急劇下降，也偏離液體摩擦狀態(tài)，導(dǎo)致燒瓦！ 所以，液體摩擦軸承不僅要驗算hmin，而且還要進行熱平衡計算，以保持穩(wěn)定的液體摩擦狀態(tài)。索氏數(shù)許用最小油膜厚度和熱平衡是維持液體潤滑的關(guān)鍵條件29從摩擦狀態(tài)曲線分析滑動軸承的工作情況

13、從索氏數(shù)可以看出12-7 多油楔動壓軸承簡介一、多油楔徑向滑動軸承當軸承具有一個壓力區(qū)時稱單油楔軸承。補嘗載荷變化能力低！橢圓軸承（雙油楔軸承）三油楔軸承輕載高速下，多楔軸承可以提高軸承的穩(wěn)定性和油膜剛度。但是，承載力有所降低，功耗有所增大。 2個以上為多油楔。載荷增量一定時，最小油膜厚度變化量的大小表示油膜的剛度。雙向單向楔角固定，固定瓦多油楔軸承3012-7 多油楔動壓軸承簡介一、多油楔徑向滑動軸承當軸承具有擺動瓦多油楔徑向滑動軸承可用于磨床主軸支承。實際中還有5塊瓦軸承。 有時工況條件變化，使載荷不固定，采用固定瓦軸承很難保證油膜壓力穩(wěn)定，油膜支承剛度低，人們提出擺動瓦多油楔支承方案，利

14、用軸瓦的傾角隨載荷變化而變化，可以提高軸承的支承剛度。注意：這種軸承的球形支承面要與瓦背的球形窩面對研31擺動瓦多油楔徑向滑動軸承可用于磨床主軸支承。實際中還有5塊瓦二、多油楔推力軸承根據(jù)瓦塊固定與否，也分為固定瓦和擺動瓦推力軸承尺寸較大的推力軸承常設(shè)計成擺動瓦多油楔形狀，軸承工作時，扇形瓦塊可以自動調(diào)位，以適應(yīng)不同的工作條件。水輪發(fā)電機轉(zhuǎn)子的主軸推力軸承，使用多楔軸承。擺動瓦固定瓦32二、多油楔推力軸承根據(jù)瓦塊固定與否，也分為固定瓦和擺動瓦推力 ，索氏數(shù)，在轉(zhuǎn)速極高（n10萬r/min）時，會很大摩擦系數(shù)也很大，摩擦損失急劇增加，溫升過高，粘度下降，將引起軸承失效。對于載荷一定的情況下，可采用氣體潤滑劑來降低粘度值。氣體潤滑劑也可以分為：動壓軸承、靜壓軸承及混合軸承，其工作原理與液體滑動軸承相同。常用的氣體潤滑劑：凈化后的空氣：不需特別制造，用過后無需回收；氫氣：粘度更低，適用于高速場合；氮氣：惰性好使零部件表面不發(fā)生氧化生銹，適用高溫場合。常用于高速、摩擦小、高溫、低溫等場合，比如高速磨頭、高速離心分離機、原子反應(yīng)堆、陀螺儀等尖端技術(shù)上。 氣體潤滑軸承33 ，索氏數(shù)，在轉(zhuǎn)速極高（n10萬r/自潤滑軸承也稱無潤滑軸承，是在無潤滑劑潤滑的條件下，靠軸承材料自身的自潤滑性潤滑的軸承，其磨損不可避免。故常用磨損率低的材料制作軸瓦，如各種工程塑料、碳-石墨；而軸