第12章 滑動軸承教案與講稿.doc

教 案 與 講 稿授課時間2007年 9月 6日 星期 一 第 1、2 節2007年 9 月 10 日 星期 一 第 1、2 節2007年 9 月 13日 星期 四 第 1、2 節授課內容概要12-1概述 12-2徑向滑動軸承的主要結構形式12-3滑動軸承的失效形式及常用材料12-4軸瓦結構 12-5滑動軸承潤滑劑的選用12-6 不完全液體潤滑滑動軸承設計計算12-7 液體動力潤滑徑向滑動軸承設計計算12- 其它型式滑動軸承簡介目的要求1、了解軸承的分類和用途；了解滑動軸承的結構種類。2、了解滑動軸承的失效形；軸瓦的材料和結構；3、熟悉不完全液體潤滑滑動軸承（徑向滑動軸承；止推滑動軸承）的失效形式和設計計算；4、掌握動壓液體潤滑滑動軸承的設計計算方法。 重點1、 滑動軸承的失效形式和滑動軸承材料的選擇；2、 不完全液體潤滑滑動軸承的設計計算；3、 動壓液體潤滑滑動軸承的設計計算。難點1、 不完全液體潤滑滑動軸承的設計計算；2、 動壓液體潤滑滑動軸承的設計計算。作業布置選擇與填空：12-15分析與思考：12-625設計計算：12-27、28習題12-2、3本章（節）參考書1 吳宗澤機械設計(第一版)高等教育出版社，2001年7月2 邱宣懷機械設計(第四版)高等教育出版社，1997年7月3 彭文生機械設計(第二版)華中科技大學出版社，2000年3月4 李育錫主編，機械設計作業集（1）（2）(第二版) 北京：高等教育出版社，20015 彭文生、黃華梁主編，機械設計教學指南(第一版)北京：高等教育出版社，20036 吳宗澤，黃純穎主編，機械設計習題集(第三版) 北京：高等教育出版社，20027 濮良貴、紀名剛主編，機械設計學習指南(第四版)北京：高等教育出版社，20018 周開勤機械零件手冊(第四版)高等教育出版社，1994年教學方法課堂講授和多媒體演示主要教具多媒體、機械設計教具備注授 課 過 程 及 內 容備 注第十二章 滑動軸承121 概述 一、特點 工作平穩、可靠無噪聲； 能保證液體潤滑，二表面不直接接觸，無磨損，油膜有吸振能力； 啟動摩擦阻力較大。二、類型 按承受載荷方向不同分：徑向（滑動）軸承； 止推（滑動）軸承 按滑動表面潤滑狀態不同：液體潤滑（摩擦）軸承不完全液體潤滑（摩擦）軸承無潤滑軸承 按液體潤滑承載機理不同分：液體動力潤滑軸承（液體動壓軸承）； 液體靜壓潤滑軸承（液體靜壓軸承）三、應用 工作轉速特高，滾動軸承高速時噪聲大，壽命低； 重載，滾動軸承單件生產造價高； 高精度，旋轉精度高，誤差環節少； 可做成剖分式，便于裝拆，調整間隙； 徑向尺寸小，多根軸排列省空間； 特殊工作條件（水、腐蝕性介質）。122徑向滑動軸承的主要結構型式 1. 整體式徑向滑動軸承 p272圖12-1 結構簡單、成本低廉。2.對開式徑向滑動軸承 安裝、拆卸方便，可在一定范圍內調整間隙。123 滑動軸承的失效形式及常用材料 （重點內容）一、滑動軸承的失效形式 磨粒磨損； 刮傷； 膠合； 疲勞剝落； 腐蝕二、軸承材料軸承材料包括軸瓦和軸承襯的材料。軸承材料的主要要求： 良好的減摩性、耐磨性和抗咬合性 良好的摩擦順應性、嵌入性和磨合性 足夠的強度和抗腐蝕能力 良好的導熱性、工藝性和經濟性等常用軸承材料： 見表122 軸承合金（巴氏合金、白合金） 銅合金-錫青銅、鉛青銅、鋁青銅 鋁基軸承合金 灰鑄鐵、耐磨鑄鐵 多孔質金屬材料（含油軸承）-鐵基、青銅基 非金屬材料-酚醛樹脂、尼龍、聚四氟乙烯等工程塑料，碳石墨，橡膠、木材 124 軸瓦結構 整體式軸承中與軸頸配合的零件稱為軸套，結構如圖所示，分為不帶擋邊和帶擋邊的兩種結構，其基本尺寸、公差參見GB2509-81或GB2510-81。對開式軸承的軸瓦由上下兩半組成，為使軸瓦既有一定的強度，又有良好的減磨性，常在軸瓦內表面澆鑄一層減磨性好的材料（如軸承合金），稱為軸承襯。軸承襯應可靠的貼合在軸瓦表面上，為此可以采用如圖所示的結合形式（圖中涂黑層表示軸承襯）為了將潤滑油引入軸承，并布滿于工作表面，常在其上開有供油孔和油溝；供油孔和油溝應開在軸瓦的非承載區，否則會降低油膜的承載能力。軸向油溝也不應在軸瓦全長上開通，以免潤滑油自油溝端部大量泄漏。對于一些重型機器的軸承軸瓦，其上常開設油室。它既可以使潤滑空間增大，并有貯油和保證潤滑油穩定應的作用。125 滑動軸承潤滑劑的選用 （自學為主）為了保證軸承良好的潤滑狀態，除了合理選擇潤滑劑之外，合理選擇潤滑方法和潤滑裝置也是十分重要的。（一）潤滑脂及其選擇潤滑脂只能間歇供給。常用的裝置如圖所示的（圖a）旋蓋注油油杯和（圖b）壓注油杯。旋蓋注油油杯靠旋緊杯蓋將杯內潤滑脂壓入軸承工作面；壓注油杯靠油槍壓注潤滑脂至軸承工作面。（二）潤滑油及其選擇潤滑油的潤滑方法有間歇供油和連續供油兩種。間歇供油有手工油壺注油和油杯注油供油。這種方法只適用于低速不重要的軸承或間歇工作的軸承。對于重要的軸承必須采用連續供潤滑，連續供油方法及裝置主要有以下幾種（1）油杯滴油潤滑（2）浸油潤滑（3）飛濺潤滑和油環潤滑（4）壓力循環潤滑 126 不完全液體潤滑滑動軸承設計計算 （重點內容）一、徑向滑動軸承的設計計算 用于工作可靠性要求不高的低速、重載、間歇工作的軸承。軸承可靠的工作條件是：邊界膜不破壞。1. 驗算軸承平均壓力(保證邊界膜不破裂和軸承強度)：； （121）2. 驗算pv值：軸承單位面積上的摩擦功為fpv，限制摩擦功就是限制軸承溫升。（限制軸承的溫升，防止邊界膜因溫度太高而破裂以及防止膠合） （122）3. 驗算滑動速度（考慮磨損）： （123）選取適當的配合。一般可取：。二、 止推滑動軸承的計算 （自學）127 液體動力潤滑徑向滑動軸承設計計算 一、流體動力潤滑的基本方程 （重點內容）流體動力潤滑：兩個作相對運動的摩擦表面，因相對速度而產生的粘性流體膜將兩表面完全隔開，有流體膜產生的壓力來平衡外載荷，稱為流體動力潤滑。二板不平行，且板間的間隙沿運動方向由大到小呈收斂的楔形。板上載荷為F，若板兩端速度呈三角形（虛線）分布，將形成進油多，出油少，間隙內“擁擠”，產生油壓，將板托起（承載），形成壓力油膜稱為動壓油膜。進出口油流量應相等，圖中陰影面積為流量。速度三角形底邊均為v，高度不等，因此進口處速度三角形必內凹；出口處速度三角形外凸；中間必有一處速度呈三角形分布。形成液體動力潤滑的必要條件是：（1）相對運動表面形成收斂的楔形間隙；（2）被油膜分開的兩表面有一定的相對滑動速度，并帶著油由大口向小口運動；（3）潤滑油有一定的粘度，供油充分。流體動力潤滑的基本方程 p2831. ，又因為，壓力沿x方向變化與速度沿y方向變化的關系。若速度v沿y呈線性關系2油層的速度分布（在某一截面內，速度沿y方向的分布規律） ；式中：在一個截面內為常數，h是常數，y是變量。油層的速度分為二部分：前部分由板的運動造成，速度呈線形分布；后部分呈拋物線，由于油壓沿x方向變化引起，即引起。各截面速度三角形面積應相等（代表流量）。當0時，0，p沿x上升，速度三角形內凹；當0時，0，p沿x上升；當=0時，；當時，0， p沿x下降， 收斂的壓力油膜：該油膜沿x方向各處油壓都大于入口和出口的油壓，能支持載荷。形成液體動力潤滑的必要條件是：（1）相對運動表面形成收斂的楔形間隙；（2）被油膜分開的兩表面必須有足夠的相對滑動速度，其運動方向必須使潤滑油由大口流進，從小口流出。（3）潤滑油有一定的粘度，供油充分。由雷諾方程：與v成正比，v小，p小；與粘度成正比，粘度大，p大 液體動力潤滑可以獲得足夠厚的油膜，保證二表面不直接接觸，避免磨損出現。二、徑向滑動軸承形成流體動力潤滑的過程 p285圖12-13a） 軸靜止；b） n0，摩擦力與圓周速度方向相反，軸心向右移動；c） n，v形成油膜，摩擦系數f下降，軸承向左移動；d） n，v，軸頸抬高，oo1變小，油楔角度也變小，內壓又下降，軸下降；同時，速度大，油層相對速度變大，內摩擦增大，f，發熱，油粘度下降，油壓減小，軸下降。達到某種平衡狀況。e） ，孔與軸心重合， 軸心的位置隨轉速與載荷的不同而不斷改變。當轉速高，載荷小時，oo1最小，最大；當轉速低，載荷大時，oo1最大，最小； 越小，承載能力越大；應滿足三、徑向滑動軸承的幾何關系和承載量因數 （不要求掌握推導過程）p286 徑向滑動軸承能形成楔形間隙，產生壓力油膜如圖 要求掌握徑向滑動軸承的幾個主要幾何關系及油壓分布形態：1. 幾何關系軸承直徑間隙：；半徑間隙：；相對間隙：；偏心率： ；e為偏心距最小油膜厚度：；2. 承載能力計算將雷諾方程改用極坐標表達，將得到式p286（12-15）3. 軸承的寬徑比與承載能力軸承的寬度對承載能力有影響，因軸承二端有泄漏，因此油壓沿寬度的變化呈拋物線分布，且其油膜壓力也比無限寬軸承的油膜壓力低。4. 油膜總承載能力為： （12-21），承載量因數： （12-23），承載量因數C p一般積分求解很困難，通常采用數值積分方法求解，由p288表12-7查得。四、最小油膜厚度： （1225）許用油膜厚度五、軸承的熱平衡計算 p289 目的：控制潤滑油在工作載荷下潤滑油的最高溫升，以維護軸承的承載能力。出發點：當軸承達到熱平衡時 ，即軸承在單位時間內由摩擦而產生的熱量等于同時間內軸承散出的熱量（包括軸承的油流帶出的熱量及軸承裝置散發的熱量）時，計算潤滑油的溫升，使其不超過允許值。熱平衡時有： (12-27) 而 Q fpv (12-27a) Q 1 qc(t o-t i) (12-27b) Q 2 Sd B (t o-t i) (12-27c)可得：tto-ti(f/)p /c(q /vBd )S/v (12-28) 其中：q /vBd-潤滑油油量因數，由軸承的寬徑比B/d 及偏心率查圖1216 f-軸承的摩擦因數，f(/)(/p)0.55 ，-隨軸承寬徑比B/d而變的因數，見P209 滑動軸承設計時，通常是t給出平均溫度t m （一般，取平均溫度不超過750C）,校核入口處的油溫t i t i t m t / 2 35400C 若t i 35400C ，則表示軸承的熱平衡易于建立，軸承的承載能力尚未充分用盡。此時，應降低平均溫度，并允許適當加大軸瓦及軸頸的表面粗糙度，重作計算；若t i 35400C , 則表示軸承不易達到熱平衡。此時，應加大間隙（以增加油的流量，增加散熱能力），并考慮適當降低軸瓦和軸頸的表面粗糙度，再作計算。六、參數選擇 p2911. 軸承的寬徑比 ， 一般在0.3-1.5間。寬徑比小：承載能力小；軸承壓強大，運轉穩定性好；端泄漏量大，溫升低；支承剛度差；選擇寬徑比的原則：高速重載時，軸承的溫升高，B/d宜取小些；低速重載時，為提高軸承的整體剛度，B/d宜取大些；高速輕載時，如對軸承剛性無過高要求，B/d可取小值；如需軸承有較大的剛性時，B/d宜取較大值。2. 相對間隙：越小：承載能力大，F與2成反比；旋轉精度高；油流量小，易發熱，溫升高。相對間隙主要根據載荷、速度選取。選擇相對間隙的原則：速度愈高，值應愈大； 載荷愈大，值應愈小；此外，直徑大、寬徑比小，調心性能好，加工精度高時，應取小值；反之，取大值。對一般軸承，可按下式估算值: （n/60）4/9 / 1031/9 3. 粘度 p291粘度是滑動軸承的一