《機(jī)械設(shè)計(jì)》課件第13章

第13章滑動(dòng)軸承13.1概述13.2徑向滑動(dòng)軸承的主要結(jié)構(gòu)形式13.3滑動(dòng)軸承的失效形式及軸承材料13.4不完全液體滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算13.5流體動(dòng)壓徑向滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算習(xí)題13.1概述

軸承是支承軸及其他回轉(zhuǎn)零件的一種重要部件，并保持軸的旋轉(zhuǎn)精度和減少軸與支承間的摩擦和磨損。根據(jù)軸承工作時(shí)的摩擦性質(zhì)，軸承可分為滑動(dòng)軸承和滾動(dòng)軸承兩大類。

一般來說，選用滑動(dòng)軸承或是滾動(dòng)軸承，主要取決于對(duì)軸承的工作性能要求和機(jī)器設(shè)計(jì)制造、使用維護(hù)中的綜合技術(shù)經(jīng)濟(jì)要求。滾動(dòng)軸承具有摩擦阻力小、啟動(dòng)靈敏、效率高、潤(rùn)滑簡(jiǎn)便等特點(diǎn)，而且由專業(yè)廠家生產(chǎn)并已實(shí)現(xiàn)高度標(biāo)準(zhǔn)化，因此在選用、制造、維護(hù)等方面都很方便，所以在一般機(jī)器中獲得了廣泛應(yīng)用。13.1.1滑動(dòng)軸承的特點(diǎn)與應(yīng)用

滑動(dòng)軸承的特點(diǎn)及主要應(yīng)用場(chǎng)合如下：

(1)壽命長(zhǎng)，工作轉(zhuǎn)速特別高，例如轉(zhuǎn)速可達(dá)到每分鐘幾萬轉(zhuǎn)甚至上百萬轉(zhuǎn)。

(2)軸的回轉(zhuǎn)精度高，工作平穩(wěn)，無噪音。

(3)適用于特別重型的、批量很小的軸承。

(4)能承受很大的振動(dòng)和沖擊載荷。

(5)因裝配原因而必須做成剖分式軸承(如曲軸的軸承)，則只能用滑動(dòng)軸承。

(6)因其他使用、裝配等條件限制而不宜采用滾動(dòng)軸承的場(chǎng)合。因此，在金屬切削機(jī)床、汽輪機(jī)、軋鋼機(jī)、機(jī)車車輛、導(dǎo)航陀螺儀、雷達(dá)、衛(wèi)星通訊地面站、天文望遠(yuǎn)鏡以及各種儀表等方面，滑動(dòng)軸承有著廣泛的應(yīng)用。當(dāng)然，在一些要求特別低的條件下，也應(yīng)用著很簡(jiǎn)單而廉價(jià)的滑動(dòng)軸承。13.1.2滑動(dòng)軸承的類型

滑動(dòng)軸承按其承受載荷方向的不同，可分為徑向軸承(承受徑向載荷)和止推軸承(承受軸向載荷)；根據(jù)其滑動(dòng)表面間潤(rùn)滑狀態(tài)的不同，可分為流體潤(rùn)滑軸承、不完全流體潤(rùn)滑軸承(指滑動(dòng)表面間處于邊界潤(rùn)滑或混合潤(rùn)滑狀態(tài))和無潤(rùn)滑軸承(指工作時(shí)不加潤(rùn)滑劑)；根據(jù)流體潤(rùn)滑承載機(jī)理的不同，又可分為流體動(dòng)力潤(rùn)滑軸承(簡(jiǎn)稱流體動(dòng)壓軸承)和流體靜壓潤(rùn)滑軸承(簡(jiǎn)稱流體靜壓軸承)。本章主要討論流體動(dòng)壓軸承?；瑒?dòng)軸承的設(shè)計(jì)包括下列內(nèi)容：

(1)選擇軸承的結(jié)構(gòu)形式；

(2)選擇軸瓦的結(jié)構(gòu)和材料；

(3)確定軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)；

(4)選擇潤(rùn)滑劑和潤(rùn)滑方式；

(5)軸承的工作能力及熱平衡計(jì)算。13.2徑向滑動(dòng)軸承的主要結(jié)構(gòu)形式

13.2.1整體式徑向滑動(dòng)軸承

整體式徑向滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)形式見圖13-1。它由軸承座、減摩材料制成的整體軸套等部分組成。為了防止工作時(shí)軸套隨軸轉(zhuǎn)動(dòng)，在軸承座與軸套配合面的端面用緊定螺釘固定。軸承座上面設(shè)有安裝潤(rùn)滑油杯的螺紋孔。在軸套上開有油孔，并在軸套的內(nèi)表面上開有油槽。這種軸承的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低廉。它的缺點(diǎn)是軸套磨損后，軸承間隙過大時(shí)無法調(diào)整；另外，只能從軸頸端部裝拆，對(duì)于重型機(jī)器的軸或具有中間軸頸的軸，裝拆很不方便或無法安裝，所以這種軸承多用在低速、輕載或間歇性工作的機(jī)器中，如某些農(nóng)業(yè)機(jī)械、手動(dòng)機(jī)械等。圖13-1整體式徑向滑動(dòng)軸承13.2.2剖分式徑向滑動(dòng)軸承

剖分式徑向滑動(dòng)軸承(見圖13-2)由軸承座、軸承蓋、剖分式軸瓦(包括上軸瓦和下軸瓦)和雙頭螺柱等組成。軸承座和軸

承蓋有時(shí)可與機(jī)器的機(jī)座、箱體或其他零件做成一體。軸承座與軸承蓋的剖分面常做成階梯形，以便定位和防止工作時(shí)發(fā)生橫向錯(cuò)動(dòng)。軸承蓋上面開有安裝潤(rùn)滑油杯或油管的螺紋孔。圖13-2剖分式徑向滑動(dòng)軸承剖分后的軸套稱為軸瓦，通常是下軸瓦承受載荷，上軸瓦開有油孔，并在內(nèi)表面上開有油槽。為了節(jié)約貴重金屬或其他需要，常在軸瓦的內(nèi)表面粘附一層軸承襯。由于徑向載荷的作用方向不同，因此軸承的剖分面可制成水平和45°斜面(見圖13-3)兩種。選用時(shí)應(yīng)注意使徑向載荷的方向與軸承剖分面相垂直或近于垂直，一般應(yīng)保證徑向載荷的方向與軸承剖分面中心線的夾角不超過35°。軸承座、軸承蓋的剖分面間放有墊片，軸承磨損后，可用適當(dāng)?shù)卣{(diào)整墊片厚度和修刮軸瓦內(nèi)表面的方法來調(diào)整軸承間隙，從而延長(zhǎng)軸瓦的使用壽命。剖分式滑動(dòng)軸承裝拆方便，易于調(diào)整軸承間隙，應(yīng)用很廣泛。圖13-3剖分式斜滑動(dòng)軸承另外，還將軸瓦的瓦背制成凸球面，并將其支承面制成凹球面，從而組成調(diào)心軸承，用于支承剛度較小或多支點(diǎn)的長(zhǎng)軸。13.2.3軸瓦的結(jié)構(gòu)

軸瓦是滑動(dòng)軸承的主要零件。設(shè)計(jì)軸承時(shí)，除應(yīng)選擇合適的軸瓦材料外，還應(yīng)合理地設(shè)計(jì)軸瓦的結(jié)構(gòu)，否則會(huì)影響滑動(dòng)軸承的工作性能。軸瓦在軸承座中的固定應(yīng)可靠，其形狀和結(jié)構(gòu)應(yīng)能保證潤(rùn)滑良好、散熱容易，并有一定的強(qiáng)度和剛度，裝拆方便。因此，設(shè)計(jì)軸瓦時(shí)應(yīng)根據(jù)不同的工作條件采用不同的結(jié)構(gòu)形式。

1.軸瓦

徑向滑動(dòng)軸承常用的軸瓦分整體式軸套和剖分式軸瓦兩種。

整體式軸套有整體軸套和卷制軸套兩種。整體軸套(見圖13-4)和卷制軸套(見圖13-5)均用于整體式軸承。除軸承合金外，其他金屬材料、多孔質(zhì)金屬材料及軸承塑料、碳-石墨等非金屬材料都可制成如圖13-4所示的整體軸套。卷制軸套常用于雙層或多層軸套的場(chǎng)合。圖13-4整體軸套圖13-5卷制軸套剖分式軸瓦有厚壁軸瓦和薄壁軸瓦兩種。對(duì)于厚壁軸瓦(見圖13-6)，當(dāng)采用貴重軸承材料(如軸承合金)作軸瓦時(shí)，為節(jié)省貴重材料和增加強(qiáng)度，常在軸瓦基體內(nèi)表面用離心鑄造法澆鑄一層軸承合金作軸承襯，基體叫瓦背。瓦背常用強(qiáng)度高的鑄鐵、鋼或青銅制成，而軸承襯減摩性好，兩者結(jié)合起來就可構(gòu)成令人滿意的軸瓦。對(duì)于一般的軸承材料，軸瓦可以用一種材料制成。為使軸承合金與瓦背粘附牢靠，常在瓦背內(nèi)表面上制出各種形式的榫頭、凹溝或螺紋。軸瓦的瓦背和軸承襯常見的聯(lián)接形式可參看表13-1或查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)。圖13-6厚壁軸瓦薄壁軸瓦(見圖13-7)由于能用雙金屬板連續(xù)軋制等新工藝進(jìn)行大量生產(chǎn)，故質(zhì)量穩(wěn)定，成本低，但軸瓦剛度較小，裝配時(shí)不再修刮軸瓦內(nèi)圓表面。軸瓦受力后，其形狀完全取決于軸承座的形狀，因此，軸瓦和軸承座均需精密加工。薄壁軸瓦在汽車發(fā)動(dòng)機(jī)、柴油機(jī)上得到了廣泛應(yīng)用。圖13-7薄壁軸瓦

2.軸瓦的定位與配合

軸承工作時(shí)軸瓦與軸承座之間不允許有相對(duì)移動(dòng)，為了防止軸瓦在軸承座中沿軸向和周向移動(dòng)，可將軸瓦兩端做出凸緣(見圖13-6)或定位唇(見圖13-7)用做軸向定位，或采用緊定螺釘(見圖13-8(a))、銷釘(見圖13-8(b))將軸瓦固定在軸承座上。

為了增強(qiáng)軸瓦的剛度和散熱性能，并保證軸瓦與軸承座的同軸度，軸瓦與軸承座應(yīng)緊密配合，貼合牢靠，一般軸瓦與軸承座孔采用較小過盈量的配合，如H7/s6、H7/r6等。圖13-8軸瓦定位

3.油孔、油槽和油腔的開設(shè)

為了向軸承的滑動(dòng)表面供給潤(rùn)滑油，軸瓦上常開設(shè)有油孔、油槽和油腔。油孔用來供油，油槽用來輸送和分布潤(rùn)滑油，油腔主要用于沿軸向均勻分布潤(rùn)滑油，并起儲(chǔ)油和穩(wěn)定供油的作用。

對(duì)于寬徑比較小的軸承，只需開設(shè)一個(gè)油孔。對(duì)于寬徑比大、可靠性要求較高的軸承，還需開設(shè)油槽或油腔。油腔一般開設(shè)于軸瓦的剖分處，其結(jié)構(gòu)見圖13-9。

對(duì)于不完全流體潤(rùn)滑徑向滑動(dòng)軸承，常見的油槽形式見圖13-10。軸向油槽應(yīng)較軸承寬度稍短，以免油從軸承端部大量流失。圖13-9油腔的結(jié)構(gòu)圖13-10油槽的形式對(duì)于流體潤(rùn)滑動(dòng)壓徑向軸承，有軸向油槽和周向油槽兩種形式可供選擇。軸向油槽分為單軸向油槽及雙軸向油槽。對(duì)于整體式徑向軸承，軸頸單向旋轉(zhuǎn)時(shí)，載荷方向變化不大，單軸向油槽(見圖13-11)最好開在最大油膜厚度位置，以保證潤(rùn)滑油從壓力最小的地方輸入軸承。對(duì)于剖分式徑向軸承，常把軸向油槽開在軸承剖分面處(剖分面與載荷作用線成90°角)；如果軸頸雙向旋轉(zhuǎn)，可在軸承剖分面上開設(shè)雙軸向油槽(見圖13-12)。通常軸向油槽應(yīng)較軸承寬度稍短，以便在軸瓦兩端留出封油面，防止?jié)櫥蛷亩瞬看罅苛魇?。周向油槽適用于載荷方向變動(dòng)范圍超過180°的場(chǎng)合，它常設(shè)在軸承寬度中部，把軸承分為兩個(gè)獨(dú)立部分；當(dāng)寬度相同時(shí)，設(shè)有周向油槽軸承的承載能力低于設(shè)有軸向油槽軸承的承載能力。周向油槽對(duì)承載能力的影響如圖13-13所示。圖13-11單軸向油槽圖13-12雙軸向油槽圖13-13周向油槽對(duì)承載能力的影響13.3滑動(dòng)軸承的失效形式及軸承材料

13.3.1滑動(dòng)軸承的失效形式

1.磨粒磨損

進(jìn)入軸承間隙的硬顆粒(如灰塵、砂粒等)有的嵌入軸承表面，有的游離于間隙中并隨軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)，它們都將對(duì)軸頸和軸承表面起研磨作用。在啟動(dòng)、停車或軸頸與軸承發(fā)生邊緣接觸時(shí)，它們都將加劇軸承磨損，導(dǎo)致幾何形狀改變、精度喪失、軸承間隙加大，使軸承性能在預(yù)期壽命前急劇惡化。

2.刮傷

進(jìn)入軸承間隙中的硬顆?；蜉S頸表面粗糙的輪廓峰頂，會(huì)在軸承上劃出線狀傷痕，導(dǎo)致軸承因刮傷而失效。

3.咬粘磨損(膠合)

當(dāng)軸承溫升過快、載荷過大、油膜破裂時(shí)，或在潤(rùn)滑油供應(yīng)不足的條件下，軸頸和軸承的相對(duì)運(yùn)

動(dòng)表面材料會(huì)發(fā)生粘附和遷移，從而造成軸承損壞。

4.疲勞剝落

在載荷反復(fù)作用下，軸承表面將出現(xiàn)與滑動(dòng)力相垂直的疲勞裂紋，當(dāng)裂紋向軸承襯與瓦背接合面擴(kuò)展后，會(huì)造成軸承襯材料的疲勞剝落。

5.腐蝕

潤(rùn)滑劑在使用中會(huì)不斷氧化，所生成的酸性物質(zhì)對(duì)軸承材料有腐蝕性，特別是鑄造銅鉛合金中的鉛，易受腐蝕而形成點(diǎn)狀的脫落。氧對(duì)錫基巴氏合金的腐蝕，會(huì)使軸承表面形成一層由SnO2和SnO混合組成的黑色硬質(zhì)覆蓋層，它能擦傷軸頸表面，并使軸承間隙變小。此外，硫?qū)y或含銅軸承材料的腐蝕，潤(rùn)滑油中水分對(duì)銅鉛合金的腐蝕，都應(yīng)予以注意。

此外，滑動(dòng)軸承還可能出現(xiàn)氣蝕、流體侵蝕、電侵蝕和微動(dòng)磨損等損傷。13.3.2軸承材料

軸瓦和軸承襯的材料統(tǒng)稱為軸承材料。針對(duì)上述失效形式，軸承材料應(yīng)滿足下列要求:

(1)要有足夠的疲勞強(qiáng)度，以保證軸瓦在變載荷作用下有足夠的壽命。

(2)要有足夠的抗壓強(qiáng)度，以防止產(chǎn)生過大的塑性變形。

(3)要有良好的減摩性和耐磨性，即要求摩擦系數(shù)小，磨損小。

(4)應(yīng)具有較好的抗膠合性，以防止因摩擦生熱使油膜破裂后造成膠合(即膠粘磨損)。

(5)對(duì)潤(rùn)滑油要有較好的吸附能力，易于形成抗剪切能力較強(qiáng)的邊界膜。

(6)要有較好的摩擦順應(yīng)性和嵌入性。順應(yīng)性好的材料跑合性能好；嵌入性好的材料可容納進(jìn)入

潤(rùn)滑油中微小的固體顆粒，避免軸瓦和軸頸被刮傷。

(7)要有良好的導(dǎo)熱性。

(8)要有良好的經(jīng)濟(jì)性、加工工藝性等。

任何一種軸承材料都不可能同時(shí)滿足上述各項(xiàng)要求，設(shè)計(jì)時(shí)要根據(jù)具體條件選擇能滿足主要要求的材料作為軸瓦或軸承襯材料。

軸承材料可分為三類：金屬材料、多孔質(zhì)金屬材料和非金屬材料。一般條件下，常用的是金屬材料。

1.金屬材料

金屬材料包括軸承合金、銅合金、鋁基軸承合金和鑄鐵等。常用金屬軸承材料的性能如表13-2所示。

1)軸承合金

軸承合金又稱白合金或巴氏合金，是錫(Sn)、鉛(Pb)、銻(Sb)、銅(Cu)的合金。它又分為錫基軸承合金和鉛基軸承合金兩類。它以錫或鉛作基體，懸浮銻錫(Sb-Sn)及銅錫(Cu-Sn)的硬晶粒。硬晶粒起抗磨作用，軟基體則增加材料的嵌入性。硬晶粒受重載時(shí)可以嵌入軟基體里，使載荷由更大的面積承擔(dān)。軸承合金的彈性模量和彈性極限都很低，在所有軸承材料中它的嵌入性和順應(yīng)性最好，很容易和軸頸跑合。它與軸頸的抗膠合能力也較好。巴氏合金的機(jī)械強(qiáng)度也較低，通常將它貼附在鋼、鑄鐵或青銅的軸瓦上作軸承襯使用。錫基軸承合金的熱膨脹性比鉛基合金好，所以前者更適合于高速軸承，但價(jià)格較貴。錫基軸承合金主要用于高、中速和重載下工作的重要場(chǎng)合，如汽輪機(jī)、內(nèi)燃機(jī)中的滑動(dòng)軸承。鉛基軸承合金較脆，不宜用于承受顯著的沖擊載荷，常用于中速、中載的場(chǎng)合。由于軸承合金的熔點(diǎn)較低，應(yīng)使其工作溫度不超過150℃。

2)銅合金

銅合金是銅與錫、鉛、鋅或鋁的合金，是傳統(tǒng)使用的軸承材料，獲得了廣泛應(yīng)用。銅合金可分為青銅和黃銅兩類，其中青銅最為常用。

青銅大致可分為以下幾類：

(1)錫青銅。其減摩性、耐磨性較好，具有較高的抗疲勞強(qiáng)度，廣泛用于重載及受變載的場(chǎng)合，常用來制作單層軸瓦、軸套或用作三金屬軸瓦的中間層，其中錫磷青銅的減摩性最好。

(2)鉛青銅。其減摩性稍差于錫青銅，但具有較高的沖擊韌性和較好的摩擦相容性，并且能在高溫時(shí)從表層析出鉛，形成一層表面薄膜，從而起到潤(rùn)滑作用，宜用于較高溫度條件下，如高速內(nèi)燃機(jī)中。

(3)鋁青銅。其強(qiáng)度、硬度高，但摩擦順應(yīng)性、嵌入性、摩擦相容性較差，因而與其相配的軸頸應(yīng)具有較高的硬度和較低的表面粗糙度，并要求具有良好的潤(rùn)滑條件，鋁青銅可用作錫青銅的代用品，在低速重載條件下工作。

黃銅的減摩性略低于青銅，但具有良好的鑄造及加工工藝性，并且價(jià)格較低，可用作低速、中載下青銅的代用品。

3)鋁基軸承合金

鋁基軸承合金是較新的軸承材料。與軸承合金、銅合金相比，鋁基軸承合金強(qiáng)度高，導(dǎo)熱性好，耐腐蝕，壽命長(zhǎng)，工藝性好，可采用鑄造、沖壓或軋制等方法制造，適用于批量生產(chǎn)，可制成單金屬軸套、軸瓦，也廣泛用作汽車、拖拉機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)中的軸承減摩層材料。它在應(yīng)用時(shí)，要求軸頸表面有較高的硬度、低的表面粗糙度和較大的配合間隙。

4)鑄鐵

鑄鐵有灰鑄鐵、耐磨鑄鐵、球墨鑄鐵和石墨鑄鐵等。灰鑄鐵、耐磨鑄鐵和球墨鑄鐵價(jià)格低廉，可用作低速、輕載、無沖擊的軸瓦材料；石墨鑄鐵可在軸瓦表面形成起潤(rùn)滑作用的石墨層，從而具有較好的減摩性。

2.多孔質(zhì)金屬材料

多孔質(zhì)金屬材料用銅、鐵、石墨、錫等粉末經(jīng)壓制、燒結(jié)而成，又稱粉末冶金材料。它具有多孔結(jié)構(gòu)，內(nèi)部空隙約占總體積的15％～35％。使用前先將制成的軸套在熱油中浸漬數(shù)小時(shí)，使孔隙中充滿潤(rùn)滑油。工作時(shí)，由于軸頸轉(zhuǎn)動(dòng)的抽吸作用以及軸承發(fā)熱時(shí)油的膨脹作用，孔隙中的潤(rùn)滑油便滲入摩擦表面起潤(rùn)滑作用。停止工作時(shí)，因毛細(xì)管作用，潤(rùn)滑油又被吸回到軸承孔隙內(nèi)，所以在相當(dāng)長(zhǎng)的時(shí)間內(nèi)不添加潤(rùn)滑油軸承也能正常工作。多孔質(zhì)金屬材料可用作自潤(rùn)滑含油軸承的材料，特別適用于不易加油或密封性結(jié)構(gòu)內(nèi)。由于其強(qiáng)度低，沖擊韌性小，因此只宜用于無沖擊的平穩(wěn)載荷和中、低速的條件下。常用的多孔質(zhì)金屬材料有鐵基和銅基粉末冶金材料，近來又發(fā)展了鋁基粉末冶金材料。在材料中加入適量的石墨、二硫化鉬、聚四氟乙烯等固體潤(rùn)滑劑，可在缺油時(shí)仍有自潤(rùn)滑效果，提高軸承工作的安全性。這類材料可用大量生產(chǎn)的加工方法制成尺寸比較準(zhǔn)確的軸套，部分地替代滾動(dòng)軸承和青銅軸套。

3.非金屬材料

用作軸承材料的非金屬材料有塑料、硬木、橡膠、碳-石墨等，其中塑料用得最多，主要有酚醛樹脂、尼龍、聚四氟乙烯等。軸承塑料具有自潤(rùn)滑性能，也可用油或水潤(rùn)滑。軸承塑料可制成塑料軸承，也可鑲嵌在金屬軸瓦的滑動(dòng)表面制成自潤(rùn)滑軸承使用。塑料軸承材料的優(yōu)點(diǎn)是：重量輕，摩擦系數(shù)小，耐磨性和磨合性好，嵌入性好，有足夠的耐疲勞強(qiáng)度，耐腐蝕性好，能減振降噪，低速輕載時(shí)可在無潤(rùn)滑條件下工作。因此，塑料軸承材料除了在許多場(chǎng)合下可以代替金屬軸承材料外，還能勝任金屬軸承難以勝任的任務(wù)。例如，采用油潤(rùn)滑有困難、要求避免油污染及油的蒸發(fā)有引發(fā)爆炸危險(xiǎn)等場(chǎng)合，均可考慮采用塑料軸承。此外，在水及其他腐蝕性介質(zhì)中工作時(shí)，塑料軸承比金屬軸承的性能更為優(yōu)越。但塑料軸承材料的導(dǎo)熱性和耐熱性較差，熱膨脹系數(shù)較大，吸水后體積會(huì)膨脹，因而塑料軸承的尺寸穩(wěn)定性差，尺寸配合精度不如金屬材料軸承，使用時(shí)應(yīng)考慮留有足夠的配合間隙。塑料軸承材料不宜在高溫下工作或在高速下連續(xù)運(yùn)行。橡膠材料柔軟，具有彈性，內(nèi)阻尼較大，能有效地減小振動(dòng)、噪聲和沖擊，橡膠的變形可減輕軸的應(yīng)力集中，并具有自調(diào)位作用。其缺點(diǎn)是導(dǎo)熱性差，溫度過高時(shí)易老化，抗腐蝕性、耐磨性變差。橡膠常鑲在金屬襯套內(nèi)使用，工作時(shí)用水潤(rùn)滑，應(yīng)注意避免與油類或有機(jī)溶劑接觸。為防止與之配合的鋼制軸頸被水潤(rùn)滑劑銹蝕，軸頸上應(yīng)有銅套或表面鍍鉻。

碳-石墨具有良好的自潤(rùn)滑性能，高溫穩(wěn)定性好，常用于要求清潔工作的場(chǎng)合。13.4不完全液體滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算

不完全液體摩擦滑動(dòng)軸承工作在混合摩擦狀態(tài)下，在摩擦表面間有些地方呈現(xiàn)液體摩擦，有些地方呈現(xiàn)邊界摩擦。如果邊界膜被破壞將會(huì)產(chǎn)生干摩擦，摩擦系數(shù)增大，磨損加劇，嚴(yán)重時(shí)會(huì)導(dǎo)致粘著磨損(膠合)。所以在非液體摩擦軸承中保持邊界膜不被破壞是十分重要的。邊界膜抗破壞的能力(即邊界膜的強(qiáng)度)與潤(rùn)滑油的油性有關(guān)，也與軸瓦材料有關(guān)，還與摩擦表面的壓力和溫度有關(guān)。溫度高，壓力大，邊界膜容易破壞。不完全液體滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)時(shí)，一旦材料選定，則應(yīng)限制溫度和壓力。但計(jì)算每點(diǎn)的壓力很困難，目前只能用限制壓強(qiáng)的辦法進(jìn)行條件性計(jì)算。軸承溫度對(duì)邊界膜的影響很大，軸承內(nèi)各點(diǎn)的溫度不同。目前尚無適用的溫度計(jì)算公式。軸承溫度的升高是由摩擦功耗引起的，fpv為單位時(shí)間內(nèi)單位面積上的摩擦功，因此可以用限制表征摩擦功的特征值pv來限制摩擦功耗，亦即限制軸承溫度。13.4.1徑向滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算

進(jìn)行滑動(dòng)軸承的計(jì)算時(shí)，已知條件是軸頸承受的徑向載荷F，軸的轉(zhuǎn)速n，軸頸的直徑d(由軸的強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定)和軸承的工作條件。通常，這種軸承的設(shè)計(jì)步驟大致如下。

1.選擇軸承的類型和軸瓦材料

根據(jù)工作條件和使用要求，確定軸承的類型和結(jié)構(gòu)，并按表13-2選取軸承材料。

2.確定軸承的工作寬度B

軸承的工作寬度B如圖13-14所示。軸承的寬徑比B/d過小，潤(rùn)滑油容易從軸承兩端流失，使軸瓦早期磨損；B/d過大，散熱性差，溫度升高，軸承對(duì)軸的彎曲變形敏感，使軸承兩端發(fā)生嚴(yán)重磨損。通常取B/d=0.5～1.5。若必須要求B/d＞1.5～1.75，應(yīng)改善潤(rùn)滑條件，并采用自動(dòng)調(diào)位滑動(dòng)軸承。圖13-14軸承工作寬度

3.驗(yàn)算軸承表面的壓強(qiáng)p、滑動(dòng)速度v和pv值

(1)壓強(qiáng)p過大不僅可能使軸瓦產(chǎn)生塑性變形破壞邊界膜，而且一旦出現(xiàn)干摩擦狀態(tài)則加速磨損。所以應(yīng)保證壓強(qiáng)不超過允許值［p］(其值見表13-2)，即

(13-1)

(2)pv值大表明摩擦功大，溫升大，邊界膜易破壞，其限制條件為

(13-2)式中，［pv］——軸承材料的pv許用值，單位為MPa·m/s，其值見表13-2。對(duì)于速度很低的軸，可以不驗(yàn)算pv，只驗(yàn)算p。

(3)對(duì)于跨距較大的軸，裝配誤差或軸的撓曲變形會(huì)造成軸及軸瓦在邊緣接觸，局部壓強(qiáng)很大，若速度很大則局部摩擦功也很大。這時(shí)只驗(yàn)算p和pv并不能保證安全可靠，因?yàn)閜和pv都是平均值。因此要驗(yàn)算v值，應(yīng)保證

v≤［v］(13-3)

式中，［v］——軸承材料v的許用值，單位為m/s，其值見表13-2。

當(dāng)以上驗(yàn)算結(jié)果不能滿足要求時(shí)，可考慮改用較好的軸承材料或重新確定軸承尺寸B和d的值。

4.確定軸頸與軸瓦之間的間隙

通常是選擇適當(dāng)?shù)呐浜匣蚬窝卸玫胶线m的間隙，以保證一定的旋轉(zhuǎn)精度。常用的配合為H9/d9、H9/f8、H8/f8、H8/f7、H7/f6。13.4.2止推滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算

止推滑動(dòng)軸承一般由三部分組成，即止推軸頸、止推軸瓦和軸承座。在非液體摩擦滑動(dòng)軸承中有時(shí)將軸瓦和軸承座制成一體。止推滑動(dòng)軸承常用的結(jié)構(gòu)形式有空心式、單環(huán)式和多環(huán)式，其結(jié)構(gòu)及尺寸見表13-3。通常不用實(shí)心軸頸，因其端面上的壓力分布極不均勻，靠近中心處的壓力很高，對(duì)潤(rùn)滑極為不利?？招氖捷S承的軸頸接觸面上壓力分布較均勻，潤(rùn)滑條件較實(shí)心軸頸有所改善。單環(huán)式軸承利用軸頸的環(huán)形端面止推，而且可以利用縱向油槽輸入潤(rùn)滑油，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，潤(rùn)滑方便，廣泛用于低速、輕載的場(chǎng)合。多環(huán)式軸承不僅能承受較大的軸向載荷，有時(shí)還可承受雙向軸向載荷。多環(huán)式止推滑軸承的軸承座必須是剖分的才能進(jìn)行裝配和拆卸。由于載荷在各環(huán)間分布不均，其許用壓強(qiáng)［p］及［pv］值均應(yīng)比單環(huán)式的降低50％。設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)通常已知軸承受的軸向載荷Fa，軸的轉(zhuǎn)速n，軸頸的直徑d(由軸的強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定)，軸承的工作要求和工作條件。這種軸承的設(shè)計(jì)步驟大致如下。

1.選擇軸承材料、確定軸承的形式及尺寸

根據(jù)工作條件和使用要求，確定軸承的形式及尺寸，并按表13-4選取軸承材料。

2.驗(yàn)算軸承的壓強(qiáng)p和pv值

1)驗(yàn)算軸承的壓強(qiáng)p

(13-4)

式中：［p］——軸承材料的許用壓強(qiáng)，單位為MPa，其值見表13-4；

d1——軸承孔直徑，單位為mm；

d2——軸環(huán)直徑，單位為mm；

z——環(huán)的數(shù)目。

2)驗(yàn)算軸承的pv值支承面的平均圓周速度為

(13-5)

支承面的平均壓強(qiáng)為

(13-6)則pv值應(yīng)滿足pvm≤［pv］(13-7)式中，［pv］——軸承材料的pv許用值，單位為MPa·m/s，其值見表13-4。

當(dāng)驗(yàn)算結(jié)果不能滿足要求時(shí)，可考慮改用較好的軸瓦材料或改變幾何參數(shù)。13.5流體動(dòng)壓徑向滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算

流體潤(rùn)滑軸承分為流體動(dòng)壓軸承和流體靜壓軸承。前者又分為徑向軸承和推力軸承，本節(jié)主要討論流體動(dòng)壓徑向滑動(dòng)軸承。這種軸承的特點(diǎn)是軸頸和軸承兩相對(duì)運(yùn)動(dòng)表面間完全被一層油膜所分開，這層油膜的形成必須滿足一定條件。13.5.1徑向滑動(dòng)軸承中動(dòng)壓潤(rùn)滑狀態(tài)的形成

徑向滑動(dòng)軸承的軸頸與軸承孔間是間隙配合，如圖13-15(a)所示。當(dāng)軸頸靜止時(shí)，軸頸處于軸承孔的最低位置，并與軸瓦接觸。此時(shí)，兩表面間自然形成一收斂的楔形空間。當(dāng)軸頸開始轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，速度極低，帶入軸承間隙中的油量較少，這時(shí)軸瓦對(duì)軸頸摩擦力的方向與軸頸表面圓周速度方向相反，迫使軸頸在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升，見圖13-15(b))。隨著轉(zhuǎn)速的增大，軸頸表面的圓周速度增大，帶入楔形空間的油量也逐漸加多。這時(shí)，右側(cè)楔形油膜產(chǎn)生了一定的動(dòng)壓力，將軸頸向左上方浮起。當(dāng)軸頸達(dá)到穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，軸頸便穩(wěn)定在一定的偏心位置上，見圖13-15(c)。這時(shí)，軸承處于流體動(dòng)壓潤(rùn)滑狀態(tài)，油膜產(chǎn)生的動(dòng)壓力與外載荷F相平衡。此時(shí)，由于軸承內(nèi)的摩擦阻力僅為流體的內(nèi)阻力，因此摩擦系數(shù)達(dá)到最小值。圖13-15流體動(dòng)壓徑向滑動(dòng)軸承的工作過程在一定的載荷作用下，轉(zhuǎn)速發(fā)生變化時(shí)，軸頸的工作位置將發(fā)生變化。研究結(jié)果表明，軸頸轉(zhuǎn)速越高，軸頸中心將越被抬高而接近于軸承孔的中心，見圖13-15(d)。13.5.2徑向滑動(dòng)軸承的幾何關(guān)系建立如圖13-16所示的極坐標(biāo)。以軸頸心O為坐標(biāo)原點(diǎn)，以軸頸和軸心的連線OO1為極軸的初始位置，它與外載荷F的作用線夾角為φa，極坐標(biāo)的極角用φ表示，相應(yīng)的油膜厚度為h，油膜的起始角、終止角、最大油膜厚度處的極角分別為φ1、φ2、φ0。徑向滑動(dòng)軸承的幾何關(guān)系如下：

1.直徑間隙Δ直徑間隙Δ為軸承孔直徑D與軸頸直徑d之差，即Δ=D－d

(13-8)圖13-16徑向滑動(dòng)軸承的幾何參數(shù)和油壓分布

2.半徑間隙δ

半徑間隙δ為軸承孔半徑R與軸頸半徑r之差，即

(13-9)

3.相對(duì)間隙ψ

相對(duì)間隙ψ為直徑間隙與軸頸直徑d之比，即

(13-10)

4.偏心率χ

偏心率χ為偏心距e(軸頸中心O和軸心O1的距離)與半徑間隙δ之比，即

(13-11)

5.軸承包角α

軸承包角是指軸瓦表面上連續(xù)光滑部分所對(duì)應(yīng)的軸頸中心角，即自軸瓦進(jìn)油口到出油口間所包軸頸的角度，見圖13-17。軸承所受載荷的方向和大小都變化時(shí)，采用全周軸承(α=360°);軸承所受載荷的方向固定不變或變化不大時(shí)，可采用半周軸承(α=180°)，也可采用α=120°的軸瓦。圖13-17軸承包角

6.最小油膜厚度hmin

由圖13-16可見，軸承中最小油膜厚度hmin位于OO1連線的延長(zhǎng)線上。則

hmin=δ－e=δ(1－χ)=rψ(1－χ)

(13-12)

7.任意角φ處的油膜厚度h

如圖13-16所示，在△AOO1中由余弦定理可得

R2=e2+(r+h)2－2e(r+h)cosφ

于是有:

略去上式中的微量(e/R)2sin2φ，并取根式前的正號(hào)，則有: h=δ(1+χcosφ)=rψ(1+χcosφ)(13-13)

8.壓力最大處的油膜厚度h0

壓力最大處(φ=φ0)的油膜厚度為

h0=δ(1+χcosφ0)

(13-14)13.5.3流體動(dòng)壓徑向滑動(dòng)軸承的靜態(tài)性能計(jì)算

1.承載能力計(jì)算將軸頸表面弧長(zhǎng)增量dx=rdφ以及v=rω、h、h0代入式(4-10)可得到極坐標(biāo)形式的雷諾方程:(13-15)

將式(13-15)從壓力油膜的起始角φ1到任意角φ進(jìn)行積分，得任意角φ處的油膜壓力為

壓力pφ在外載荷方向上的分量為pφy=pφcos［180°-(φa+φ)］=-pφcos(φa+φ)將上式從壓力油膜的起始角φ1到終止角φ2進(jìn)行積分，可得到軸承單位寬度上微小面積dA=rdφ·1的油膜承載能力為若軸承為無限寬，油膜壓力沿軸線方向?qū)粗本€分布，軸承理論上的承載能力只需將py乘以軸承寬度B即可得到。但實(shí)際上軸承的寬度是有限的，潤(rùn)滑油會(huì)從軸承兩側(cè)端面流出，故必須考慮端泄的影響。如圖13-18所示，這時(shí)油膜壓力沿軸承寬度呈拋物線分布，最大油膜壓力隨軸承寬度尺寸的減小而下降。因此，實(shí)際軸承的油膜承載能力應(yīng)乘以系數(shù)C′，C′的值與寬徑比B/d及偏心率χ有關(guān)。由此可得距軸承寬度中線z處單位寬度上油膜壓力的表達(dá)式為則有限寬軸承油膜的總承載能力為

(13-17)將式(13-17)中積分部分用系數(shù)Cp表示，稱為承載量系數(shù)，即

(13-18)則由式(13-17)可得(13-19)

即(13-20)

式中：η——潤(rùn)滑油在軸承平均工作溫度下的動(dòng)力粘度，單位為N·s/m2；

B——軸承寬度，單位為m；

v——軸頸圓周速度，單位為m/s；

F——軸承外載荷，單位為N；

Cp——承載量系數(shù)。

承載量系數(shù)Cp為一無量綱的量，其數(shù)值直接積分很困難，可用數(shù)值積分法求得。若軸承在非壓力區(qū)內(nèi)供油且包角α=180°，則其承載量系數(shù)Cp在不同偏心率χ和寬徑比B/d下的數(shù)值見表13-5。

應(yīng)該指出，上述一維雷諾方程式是在相應(yīng)假設(shè)條件下建立的，現(xiàn)代機(jī)械的工況往往越過了這些條件，應(yīng)用時(shí)務(wù)必注意。如我國(guó)開發(fā)的600MW汽輪發(fā)電機(jī)組和三峽電站水輪發(fā)電機(jī)組等的軸承，均確認(rèn)軸承內(nèi)潤(rùn)滑油處于紊流狀態(tài)，一維雷諾方程已不能直接使用。此外，現(xiàn)代流體動(dòng)力潤(rùn)滑設(shè)計(jì)已完全可以針對(duì)具體結(jié)構(gòu)在計(jì)算機(jī)上采用專業(yè)軟件用差分法、有限元法等方法取得數(shù)值解，需要時(shí)可參閱有關(guān)資料。

2.最小油膜厚度的計(jì)算在其他條件不變的情況下，由式(13-12)可知，hmin愈小則偏心率χ愈大，又由表13-5及式(13-19)可知，χ愈大，軸承的承載能力就愈大。然而，最小油膜厚度是不能無限縮小的，因?yàn)樗艿捷S頸和軸承表面粗糙度、軸的剛性及軸承與軸頸的幾何形狀誤差等的限制。因此為確保軸承能處于流體潤(rùn)滑狀態(tài)，最小油膜厚度必須不小于許用油膜厚度［h］，即hmin=rψ(1－χ)≥［h］(13-21)［h］=S(Rz1+Rz2)

(13-22)式中：S——安全系數(shù)，用來表示表面幾何形狀誤差和軸頸撓曲變形對(duì)許用油膜厚度的影響，常取S≥2；

Rz1、Rz2——軸頸和軸承孔表面微觀不平度十點(diǎn)平均高度，單位為μm。

Rz的大小與加工方法有關(guān)。表13-6給出了各種加工方法所能得到的表面粗糙度及微觀不平度十點(diǎn)平均高度Rz。對(duì)于一般的軸承，Rz1、Rz2的值可分別取為3.2μm和6.3μm；對(duì)于重要的軸承,可取為0.8μm和1.6μm或0.2μm和0.4μm。13.5.4軸承的熱平衡計(jì)算軸承工作時(shí)，摩擦功將轉(zhuǎn)化為熱量，引起軸承中潤(rùn)滑油溫度的升高，從而使?jié)櫥偷恼扯冉档?，?rùn)滑膜減薄，嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)挂后w摩擦轉(zhuǎn)變成非液體摩擦而失效。軸承中液體內(nèi)摩擦所產(chǎn)生的熱量一部分被流動(dòng)的潤(rùn)滑油帶走，另一部分由于軸承座的溫度上升將散發(fā)到四周的空氣中。在熱平衡狀態(tài)下，潤(rùn)滑油和軸承的溫度不應(yīng)超過許用值。

熱平衡條件是：?jiǎn)挝粫r(shí)間內(nèi)軸承摩擦功所產(chǎn)生的熱量Q等于同時(shí)間內(nèi)流動(dòng)的潤(rùn)滑油所帶走的熱量Q1及軸承散發(fā)的熱量Q2之和，即Q=Q1+Q2

(13-23)

單位時(shí)間內(nèi)軸承摩擦功所產(chǎn)生的熱量和由潤(rùn)滑油帶走的熱量分別為Q=fFv=fdBpv

和Q1=qρc(to－ti)式中：q——潤(rùn)滑油流量，單位為m3/s;

ρ——潤(rùn)滑油的密度，單位為kg/m3，礦物油ρ=850～900kg/m3；

c——潤(rùn)滑油的比熱容，單位為J/(kg·℃)，礦物油c=1675~2090J/(kg·℃)；

ti——潤(rùn)滑油的入口，單位為℃，因受冷卻設(shè)備的限制，取入口溫度ti=35~40℃；

to——潤(rùn)滑油的出口溫度，單位為℃；

v——軸頸圓周速度，單位為m/s；

F——軸承所受的徑向載荷，單位為N；

f——摩擦系數(shù)，。其中，ξ為隨軸承寬徑比而變化的系數(shù)，B/d<1時(shí)ξ=(d/B)1.5，B/d≥1時(shí)ξ=1；ω為軸頸的角速度，單位為rad/s；p為軸承的平均壓強(qiáng)，單位為Pa；

η為潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度，單位為Pa·s。經(jīng)軸承表面散發(fā)的熱量很難精確計(jì)算，常用的近似計(jì)算式為Q2=αspdBc(to－ti)式中，αs——軸承的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，單位為W/(m2·℃)。輕型結(jié)構(gòu)軸承或周圍介質(zhì)溫度高和難于散熱的環(huán)境，取αs=50W/(m2·℃)；中型結(jié)構(gòu)或一般通風(fēng)條件下，取αs=80W/(m2·℃)；良好冷卻條件下工作的重型軸承，取αs=140W/(m2·℃)。將Q、Q1和Q2代入式(13-23)得fdBpv=qρc(t0－ti)+αspdBc(t0－ti)從中解出達(dá)到熱平衡時(shí)潤(rùn)滑油的溫升為

(13-24)

式中，q/(ψvdB)——非壓力供油條件下潤(rùn)滑油的流量系數(shù)，是一個(gè)無量綱的數(shù)，可根據(jù)軸承寬徑比B/d及偏心率χ查圖13-19得到該值。由潤(rùn)滑油的平均溫度tm=(to+ti)/2，以及求得的溫升Δt來校核油的入口溫度ti，即(13-25)

為了保證軸承的承載能力，潤(rùn)滑油的平均溫度一般不應(yīng)超過75℃。設(shè)計(jì)時(shí)，通常是先給定潤(rùn)滑油的平均溫度tm，然后用求得的溫升Δt來校核油的入口溫度ti，即(13-26)若計(jì)算結(jié)果ti=35～40℃，則表示軸承滿足熱平衡條件，能保證軸承的承載能力；若ti<35～40℃,則表示軸承不易達(dá)到熱平衡狀態(tài)，此時(shí)需增大軸承間隙并適當(dāng)降低軸頸和軸瓦的表面粗糙度，重新進(jìn)行計(jì)算；若ti>35～40℃，表示軸承易于達(dá)到熱平衡狀態(tài)，軸承的承載能力尚未充分發(fā)揮，此時(shí)可降低平均溫度tm

，或適當(dāng)?shù)卦龃筝S頸和軸瓦的表面粗糙度，重新進(jìn)行計(jì)算。圖13-19α=180°的徑向軸承的潤(rùn)滑油流量系數(shù)線圖13.5.5軸承設(shè)計(jì)中參數(shù)的選擇

軸承直徑和軸頸直徑的名義尺寸是相同的。軸頸直徑一般由軸的尺寸和結(jié)構(gòu)確定，除滿足強(qiáng)度和剛度外，還要滿足潤(rùn)滑及散熱等條件。此外，還需要選擇軸承的寬徑比B/d、相對(duì)間隙ψ、潤(rùn)滑油粘度η等幾個(gè)重要參數(shù)，并通過計(jì)算加以確定。

1.軸承寬徑比B/d

寬徑比越小，端泄流量越大，磨損功耗越小，軸承溫升越低，但承載能力也會(huì)越低。寬徑比越大，雖然承載能力越高，但功耗越大，軸承溫升越高。此外，當(dāng)軸承偏斜時(shí)有引起邊緣接觸的危險(xiǎn)。通常軸承寬徑比B/d在0.3～1.5的范圍內(nèi)。高速重載軸承溫升較高且有邊緣接觸危險(xiǎn)，寬徑比宜取小值；低速重載軸承為提高軸承的整體剛性，寬徑比宜取大值；高速輕載軸承如對(duì)軸承剛性無過高要求，寬徑比可取小值；對(duì)支承剛性有較高要求的機(jī)床主軸軸承，寬徑比宜取較大值；航空、汽車發(fā)動(dòng)機(jī)中空間尺寸受到限制的軸承，寬徑比可取小值。

一般機(jī)器中常用的軸承寬徑比B/d的值為：汽輪機(jī)、鼓風(fēng)機(jī)，B/d=0.4～1.0；電動(dòng)機(jī)、發(fā)電機(jī)、離心泵、齒輪變速裝置，B/d=0.6～1.5；機(jī)床、拖拉機(jī)，B/d=0.8～1.2；軋鋼機(jī)，B/d=0.6～0.9。

2.相對(duì)間隙ψ相對(duì)間隙ψ決定軸承半徑間隙δ，它對(duì)軸承的承載能力、旋轉(zhuǎn)精度和溫升等有重要影響。一般來說，軸承載荷大時(shí)，應(yīng)該選用較小的相對(duì)間隙；但軸承功耗增大，油流量減小，溫升提高。相對(duì)間隙ψ的值主要根據(jù)載荷和速度選取：速度愈高，ψ值應(yīng)愈大；載荷愈大，ψ值應(yīng)愈小。此外，直徑大、寬徑比小、調(diào)心性能好、加工精度高時(shí)，ψ可取小值；反之，取大值。設(shè)計(jì)時(shí)，一般軸承的相對(duì)間隙ψ值，可根據(jù)下面經(jīng)驗(yàn)公式的計(jì)算結(jié)果作出選擇：

(13-27)

一般機(jī)器中常用軸承相對(duì)間隙ψ值為：汽輪機(jī)、電動(dòng)機(jī)、發(fā)電機(jī)，ψ=0.001～0.002；軋鋼機(jī)、鐵路車輛，ψ=0.0002～0.0015；內(nèi)燃機(jī)，ψ=0.0005～0.001；鼓風(fēng)機(jī)、離心泵、齒輪變速裝置，ψ=0.001～0.003；機(jī)床，ψ=0.0001～0.0005。

3.潤(rùn)滑油粘度η

潤(rùn)滑油粘度η對(duì)軸承的承載能力、功耗和軸承溫升等影響較大，是軸承設(shè)計(jì)的一個(gè)重要參數(shù)。由于軸承工作時(shí)油膜各處的溫度不同，因此軸承的溫度通常用平均溫度來表示，即潤(rùn)滑油粘度是指平均溫度下的粘度，因而平均溫度的計(jì)算是否準(zhǔn)確將直接影響到軸承承載能力的確定。若平均溫度過低，則油的粘度較大，算出的軸承承載能力偏高；反之，則算出的承載能力偏低。設(shè)計(jì)時(shí)，可先假定軸承平均溫度(一般取tm=50～75℃)，初選粘度，進(jìn)行初步設(shè)計(jì)計(jì)算，再通過熱平衡計(jì)算來驗(yàn)算軸承入口的潤(rùn)滑油溫度是否在35～40℃之間，如不滿足，應(yīng)重新選擇潤(rùn)滑油的粘度值再作計(jì)算。對(duì)于一般的軸承，可按軸頸轉(zhuǎn)速n初估潤(rùn)滑油在t=40℃時(shí)的動(dòng)力粘度η′，即

(13-28)

再由式(4-3)計(jì)算相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)粘度ν′，再參照表4-1選定全損耗系統(tǒng)用油的牌號(hào)，然后選定平均油溫tm，查圖4-6重新確定tm時(shí)的運(yùn)動(dòng)粘度和動(dòng)力粘度，最后再驗(yàn)算油的入口溫度。

例13-1

試設(shè)計(jì)一電動(dòng)絞車中卷筒軸的滑動(dòng)軸承。已知軸承承受徑向載荷F為30kN,卷筒轉(zhuǎn)速n=25r/min，軸頸直徑d=60mm。

解

1.選擇軸承類型和軸承材料由于卷筒轉(zhuǎn)速低，工作要求不高，故采用非流體潤(rùn)滑軸承。為了裝拆方便，軸承采用剖分式結(jié)構(gòu)。由于軸承載荷大、速度低，由表13-2選用鋁青銅(ZCuAl10Fe3)作為軸瓦材料，其［p］=15MPa，［pv］=12MPa·m/s。

2.確定軸承的工作寬度B取寬徑比B/d=1.2，則B=1.2×60=72mm

3.計(jì)算壓強(qiáng)p

4.計(jì)算pv值

根據(jù)以上計(jì)算可知p、pv均滿足要求。因軸頸工作轉(zhuǎn)速極低，故不必驗(yàn)算v。選用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑，用油杯加脂。

5.選擇軸承配合和表面粗糙度參考有關(guān)資料，選取軸承與軸頸的配合為H8/f7，軸瓦滑動(dòng)表面粗糙度Ra值為3.2μm,軸頸表面粗糙度Ra值為1.6μm。

例13-2

試設(shè)計(jì)一離心機(jī)用的流體動(dòng)壓徑向滑動(dòng)軸承，工作情況穩(wěn)定，采用對(duì)開式軸承。已知載荷F=38000N，軸頸直徑d=120mm，轉(zhuǎn)速n=1500r/min，非壓力供油。

解

1.確定軸承的工作寬度根據(jù)推薦的取值范圍，選擇軸瓦寬徑比B/d=1，則軸承寬度B=d=120mm。

2.計(jì)算軸承壓強(qiáng)p、速度v及pv值

3.選擇軸承結(jié)構(gòu)及材料該軸承轉(zhuǎn)速較高，所以選用剖分式滑動(dòng)軸承，軸瓦包角α=180°，水平兩側(cè)供油。軸承的材料選用ZCuPb30，由表13-2查得，［p］=25MPa，［pv］=30MPa·m/s，［v］=12m/s,滿足p＜［p］，pv＜［pv］，v＜［v］的要求。

4.選擇潤(rùn)滑油

1)初估潤(rùn)滑油動(dòng)力粘度由式(13-28)初估潤(rùn)滑油動(dòng)力粘度為

2)計(jì)算潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度取潤(rùn)滑油的密度ρ=860kg/m3，由式(4-3)得

3)確定潤(rùn)滑油牌號(hào)由表4-1選擇全損耗系統(tǒng)用油LAN-32。

4)選定平均油溫由已知條件，可得平均油溫為tm=50℃。

5)計(jì)算運(yùn)動(dòng)粘度ν50由圖4-6查得tm=50℃時(shí)的運(yùn)動(dòng)粘度ν50=21cSt。

6)計(jì)算動(dòng)力粘度

50℃時(shí)LAN-32的動(dòng)力粘度為η=ρν50×10-6=860×21×10-6=0.018Pa·s

5.驗(yàn)算最小油膜厚度

1)確定相對(duì)間隙由式(13-27)得

2)計(jì)算直徑間隙由式(13-10)得Δ=ψd=0.0015×120=0.18mm

3)計(jì)算承載量系數(shù)由式(13-20)得

4)確定偏心率根據(jù)Cp和B/d的值，查表13-5并采用插值法求得χ=0.716。

5)計(jì)算最小油膜厚度由式(13-12)得hmin=rψ(1－χ)=(120/