第二十二章-滑动轴承(机)(精品 值得参考).ppt

二、液体动力润滑轴承的计算 （一）. 液体动力润滑的基本方程 — 雷诺方程 F F F F v 潘存云教授研制 F v v v h1 a a h2 c c v v h0 b b F 假设： 流体的流动是层流；速度恒定；轴瓦和轴颈是刚性表面；表面温度变化不大；轴瓦不是多孔质材料；润滑剂不可压缩；粘度不随压力变化。 =6ηv dx dp h0-h h3 得： 一维雷诺方程 由上式可得压力分布曲线 p=f(x) 在b—b处　h=h0， p=pmax 当 ＞ 0时， h ＜ h0 当 ＜ 0时， h ＞h0 pmax x p 任意截面内的流量 b—b截面内的流量　 潘存云教授研制 v v F a a c c x z y h0 b b =6ηv dx dp h0-h h3 1、相对运动的两表面间要形成楔形间隙； 2、有一定的相对速度，润滑油应从楔形间隙的大口流向小口； 3、润滑油要有一定的粘度； 形成动压油膜的必要条件： 4、润滑剂供给要充足。 （二）油楔形成方法 表22－11 二维雷诺方程 潘存云教授研制 潘存云教授研制 d D F y z B 潘存云教授研制 … … B/d=∞ （三）液体动力润滑径向轴承的计算 1. 性能计算 偏心率ε= e /c 任意θ角处的油膜厚度h 热平衡方程 产生的热量=散失的热量 q ——润滑油流量m3/s； ρ ——润滑油密度kg/m3； c ——润滑油的比热容，J/(kg·℃ )； k ——表面传热系数 W/(m2·K )。 轴承散发的热　 QA =kA (Θb-Θa) W 润滑油带走的热　QL = qρc(Θo-Θi) W A ——轴承座散热面积 m2。 Θo ——油出口温度℃ ；Θi ——油入口温度℃ ，一般取35～45 ℃ Θa ——环境温度℃ ； Θb ——轴承工作温度℃ ； Θb =（Θo＋Θi）/2；Θb＜100 ℃ 载荷（轴承）特性数 －－平均载荷 －－润滑油有效粘度 2. 轴承参数的选择 取值范围：B/D=0.2~1.5 影响效果： B/D小，承载能力小，但可增大端排泄量以降低温度； B/D大，增大轴承的承载能力，边缘接触严重。 1）宽径比B/D 2）相对间隙ψ 主要影响因素：载荷和速度 选取原则： 速度高，ψ取大值； 载荷大，ψ取小值； 3）润滑油粘度η ▲η对承载能力、功耗、温升都有影响 ▲ 根据工作温度 Θb =（Θo＋Θi）/2 决定润滑油粘度 ▲ 设计时假设， Θb =50℃ ~75℃ 4）最小油膜厚度h2 和表面粗糙度 ▲ S—— 安全系数，常取S≥2。 ▲一般轴承可取为3.2μm和6.3μm，或1.6 μm和3.2μm。 ▲重要轴承可取为0.8μm和1.6μm，或0.2μm和0.4μm。 表22－12 三、无润滑轴承的设计计算 1、失效形式 磨损率ε = 2、设计准则 轴承的p、v值不要超 过此曲线限定的范围。 聚四氟乙烯的极限p－v曲线 （1）求滑动速度，即轴颈的线速度 （3）求轴承的宽度B （2）查出允许的压强p 通常宽径比 B/d = 0.5～1.5 对于径向轴承： 对于推力轴承： 3、设计步骤 （4）其它参数 轴承间隙 热固性塑料轴承的相对间隙 ： 热塑性塑料轴承的相对间隙： 碳石墨轴承的相对间隙： 轴瓦壁厚 工程塑料的轴承间隙≥0.1mm 工程塑料不宜过厚，一般小于4mm，采用双层轴瓦可减薄轴瓦； 炭－石墨可厚些，（一般可取3～25mm）； 表22－8给出轴瓦壁厚（按轴瓦孔径选取） 设计准则 （1）限制轴承的单位面积载荷p （2）限制轴承的相对滑动速度v 径向轴承 ；推力轴承 径向轴承 ；推力轴承 四、含油轴承、不充分润滑轴承和固体润滑轴承的设计计算 目的：不产生过度塑性变形和磨损 目的：防止高温下过快磨损 （3）限制轴承的pv值 径向轴承 推力轴承 目的：保证预期寿命，限制发热量 * 第22章　滑动轴承(Journal Bearings) §22-1　滑动轴承的类型与结构 §22-2　滑动轴承的失效形式及常用材料 §22-3　润滑剂和润滑方法的选择 §22-4　滑动轴承的设计计算 §22-5　流体静压轴承 滑动轴承的应用领域 1.工作转速特高的轴承，汽轮发电机； 2.要求对轴的支承位置特别精确的轴承，如精密磨床； 3.特重型的轴承，如水轮发电机； 4.承受巨大冲击和振动载荷的轴承，如破碎机； 5.根据装配要求必须做成剖分式的轴承，如曲轴轴承； 6.在特殊条件下（如水中、或腐蚀介质）工作的轴承，如舰艇螺旋桨推进器的轴承； 7.轴承处径向尺寸受到限制时，可采用滑动轴承。如多辊轧钢机。 滑动轴承的设计内容