[工学]08第十二章滑动轴承.ppt

第十二章 滑 动 轴 承 §12—7 液体动力润滑径向滑动轴承设计计算 小 结: 1.滑动轴承的结构及分类 2.轴瓦（ 轴承衬）的材料和结构 3. 非全液体滑动轴承的设计（失效形式、设计准则） 4.流体动力润滑的形成原理条件 5 动压轴承的承载原理和形成过程 任何截面处h=h0， =0 ，不能产生高于出口、入口处的 油压→不能承载。 进口小、出口大，油压p低于出口、入口压力（负压） →不能承载，相反使两表面相吸。 ※若二板平行： v ※若二滑动表面为扩散形： v 液体动压润滑形成的必要条件：P290 1、相对滑动的两表面之间必须形成收敛的楔形间隙 2、两表面有一定相对滑动速度v，油从大口流进， 小口流出。 3、润滑油有一定粘度η，供油应充分 二 径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程 起动前阶段 起动阶段 液体润滑阶段 三、 径向滑动轴承的几何关系 ⑴直径、半径间隙：△=D－d，δ=R－r= △／2 ⑵相对间隙：ψ= △／d= δ／r， δ=ψr ⑶偏心距与偏心率： e=OO1， =e／δ ⑷最小油膜厚度： hmin=δ－e= δ（1 － ） =rψ （1 － ） 四、径向滑动轴承工作能力计算简介 基本思路： 建立极坐标→积分→某点的压力 →积分→单位宽度上油膜的承载 能力→积分→油膜的总承载能力 取O为极点，连心线OO1为极轴， 对于任意角 的油膜厚度为h, 将 代入雷诺方程： 1轴承的承载量计算及承载量系数 极坐标形式的雷诺方程： 积分得任意位置的压力： 压力在外载荷方向的分量； 轴承单位宽度上的油膜承载力： 油膜总承载力： 考虑断泄：在 角和距轴承中线z处的油膜压力: 承载量系数Cp 结果： B—轴承宽度 d—轴承直径 ω—轴承角速度 η—油的粘度 C′—与B/d和 有关的系数 表12—6 3轴承的热平衡计算 轴承产生的热量Q = 油流动带走热量Q1 + 轴承散发热量Q2 目的：控制油温，避免粘度降低 Rz1 、Rz2 —轴颈、轴承孔表面粗造度十点高度 S——安全系数 S≥2 1 热平衡条件： hmin越小，则 越大，F越大。但加工精度有限， hmin应比误差大，即 2 最小油膜厚度hmin 两种情况： ti ＞35~40℃ 容易达到热平衡，可降低tm ，增大粗造度 ti ＜35~40℃ 不易达到热平衡，可加大间隙，降低粗造度 2 温升 3 校核进口油温ti c —比热容 见附录 ρ—密度 αs—传热系数 f—摩擦系数 —耗油量系数 tm——给定的平均温度 tm =50~75℃ 五 参数选择 1 宽径比 B/d=0.3~1.5 高速重载取小值 低速重载取大值 轻载取小值 估算需要的粘度： B/d ↑承载能力↑，但端泄↓,△t ↑ B/d↓ 端泄↑,△t↓ 但承载能力↓ 2 相对间隙ψ 3 粘度η ψ过小,油膜厚度过小,会出现: ψ增大时，温升会降低,但承载能力、回转精度也会降低. 按转速取的经验公式： 设计计算步骤 计算Cp查得： → 选B/d值→ 选材料→ 验算p、pv、v→ 估算η′→ 选油牌号→ 估算ψ→ 验算hmin→ 计算△t → 验算ti * 本章重点：非液体润滑轴承的设计方法 液体动压润滑基本原理 金属表面间的滑动摩擦种类： 1、干摩擦：两摩擦面间无外加润滑剂或保护膜 → 固体表面直接接触→摩擦、磨损大 2、液体摩擦：两摩擦表面被一层流体隔开，摩擦性质取决于流体内部分子间粘性阻力—摩擦系数很小，几乎无磨损产生。 3、边界摩擦：两摩擦面被吸附在金属表面的很簿的边界膜隔开，摩擦性质不取决于流体粘性，而与边界膜和表面的吸附性质有关。--因膜很薄，仍有磨损。 4、混合摩擦：实际中较多的摩擦副表面是处于干摩擦、边界摩擦和流体摩擦的混合状态，故称为混合摩擦。--摩擦系数比边界摩擦小得多，但仍有磨损 §12-1 概 述 流体摩擦（流体润滑） 两摩擦面完全由液体隔开的摩擦 油膜：静压油膜、动压油膜 流体动力润滑：两个作相对运动物体的摩擦表面，借助于相对速度而产生的粘性流体膜将两表面完全分开，由流体膜产生的压力来平衡外载，称为流体动力润滑。 流体静力润滑：靠液压泵将加压后的流体送入两摩擦表面之间，由流体静压力来平衡外载，称为流体静力润滑。 实现条件： 1）两摩擦表面