《机械设计》讲义之滑动轴承

第十二章 滑动轴承 概述：一摩擦的分类 （详见： P.46. 第四章） 内摩擦： 发生在物质内部、阻碍分子间相对运动的摩擦。 外摩擦： 发生在两接触物体间，阻碍两接触表面相对运动的摩擦。 1按有无相对运动分： 外摩擦可分为： 静摩擦： 两接触物体间仅有相对滑动趋势时的摩擦。 动摩擦： 两接触物体间有相对运动时的摩擦。 2按相对运动形式分： 外摩擦可分为： 1）滚动摩擦： 两接触物体间的相对运动为滚动。 2）滑动摩擦： 两接触物体间的相对运动为滑动。又可分为四种： 干摩擦： 两物体接触面内无任何润滑剂的纯金属接触时的摩擦。 边界摩擦： 两摩擦表面间存在边界膜时的摩擦。 边界膜： 指润油中的极性分子吸附在金属表面(吸附膜)或与金属起化学 反应(反应膜)而形成的一层极薄的分子膜。 流体摩擦： 两摩擦表面完全被润滑油分开时的摩擦。 混合摩擦： 处于边界摩擦与流体摩擦的混合状态时的摩擦。 注： a. 纯金属极易氧化或被油污，故工程中不存在真正的干摩擦，通常 将未经人为润滑的摩擦叫“干摩擦” b. 边界膜分吸附膜和反应膜，极薄，厚度约0.0020.02m. c. 干摩擦时，摩擦和磨损最严重；边界摩擦的摩擦系数约为0.1左 右；混合摩擦时的摩擦系数比边界摩擦的要小得多；流体摩擦是 油分子间的内摩擦，f0.0010.008，此时不存在磨损。二轴承的类型： 1按摩擦性质分： 分二种 1）滚动摩擦轴承 下章介绍 2）滑动摩擦轴承 又可分三种 自润滑轴承： 工作时不加润滑剂。 不完全液体润滑轴承：滑动表面间处于边界润滑或混合润滑状态。 液体润滑轴承： 两滑动表面处于液体润滑状态。 a. 液体动压轴承： 靠两表面间的相对运动来形成压力油膜。 b. 液体静压轴承： 靠液压系统供给的压力油形成压力油膜。 2按承载方向分： 三种 1）径向轴承： 承受径向载荷 2）推力轴承： 承受轴向载荷3）向心推力轴承： 可同时承受径、轴向载荷三滑动轴承的主要应用埸合： 1转速特高 此时，滚动轴承的寿命明显 2轴的支承位置要求特高 此时，滚动轴承因零件多，精度难保证 3特重型 此时，滚动轴承须单件生产，造价很高 4冲击和振动很大 此时，滚动轴承点接触，耐冲击、振动性能差 5按装配要求必须剖分的轴承 6特殊工作条件处（如：水中或腐蚀介质中） 7径向尺寸受限处 滑动轴承的主要结构型式一整体式径向滑动轴承 P.276.图12-1 1结构： 整体式轴承座，内衬减摩材料制成的整体轴套 2特点： 1）优： 结构简单，成本低廉。2）缺： 轴套磨损后，无法调整轴承间隙。 只能从轴颈端部装拆，重量大或中间轴颈的轴装拆困难。 3适用： 轻载、低速或间歇工作处。二对开式径向滑动轴承 P.276.图12-2 1结构： 由轴承盖、轴承座、剖分式轴瓦及双头螺柱等组成。 2特点： 轴承装拆方便，轴瓦磨损后可用减少剖分面处的垫片来调整轴承间隙。 3应用： 广泛。三止推滑动轴承 1组成： 由轴承座和止推轴颈组成。 P.277.表12-1 2类型： 空心式、单环式、多环式 滑动轴承的失效形式及常用材料一滑动轴承的失效形式 1磨粒磨损： 进入轴承的硬颗粒（如灰尘，砂粒等），研磨轴颈、轴承表面，导致 几何形状改变，精度下降。 2刮 伤： 硬颗粒或轴颈表面粗糙的凸峰在轴承表面划出线状伤痕。 3咬 粘： 过载高速或润滑差，致使轴颈、轴承的表层材料发生粘附和迁移。 4疲劳剥落： 载荷反复作用，致使轴承衬材料疲劳开裂和脱落。 5腐 蚀： 轴承材料受润滑剂及环境介质的腐蚀而失效。二轴承材料 轴承材料： 即轴瓦和轴承衬的材料。（一）轴承材料的主要性能要求： 1减摩性、耐磨性和抗咬粘性好。 减摩性： 指材料副具有较低的摩擦系数。 抗咬粘性： 指材料的耐热性和抗粘附性。 2顺应性、嵌入性和磨合性好。 顺应性： 受载后通过弹塑变形补偿初始几何形状误差的能力。 嵌入性： 嵌藏硬颗粒，减轻刮伤及磨损的性能。 磨合性： 短期轻载运转后，易形成相互吻合的表面粗糙度。 3足够的强度和抗蚀能力。 4导热性、工艺性、经济性好。（二）常用轴承材料：1轴承合金（或称巴氏合金）： 组成： 是锡、铅、锑、铜的合金，分锡基、铅基二种。 性能： 嵌入性、顺应性、磨合性、抗咬粘性好，但强度很低。 应用： 在中高速、重载或重要埸合，只能用作轴瓦的轴承衬。 2铜合金： 种类： 很多，分黄铜、青铜二大类，其中青铜较常用。 性能： 比轴承合金稍差，但强度较高。 应用： 锡青铜： 中速重载。 铅青铜： 高速重载（抗粘附性好） 铝青铜： 低速重载（抗粘附性较差） 3铝基轴承合金： 性能： 耐蚀性、减摩性好，疲强较高。 应用： 可单独制成轴套、轴承等，也可作轴承衬与钢衬背一起组成双金属轴瓦。 4铸铁： 其中的石墨是固体润滑剂，具有较好的减摩性和耐磨性。 铸铁性脆、不易磨合，只适用于轻载低速、无冲处。 5多孔质金属材料： 构成： 金属粉末经特殊工艺压制、烧结，形成多孔结构。 种类： 有多孔铁和多孔铜二种。 机理： 1）使用前先把轴瓦在热油中浸数小时，使孔隙中充满油含油轴承 2）工作时靠轴颈转动的抽吸作用及热胀挤压，油进入摩擦面间进行润滑 适用： 中低速无冲击处（因为：多孔质金属材料韧性较小） 6非金属材料： 塑料，尼龙，橡胶，陶瓷等。 注： 常用金属轴承材料的性能 P.280. 表12-2. 轴瓦结构一轴瓦的型式和构造： 1整体式： a. 整体轴套： 呈完整圆筒形。图12-3 b. 卷制轴套： 由板材卷制而成，其上有缝隙。图12-4 2对开式轴瓦： a. 厚壁轴瓦：用离心铸造法制造，为使轴承衬与轴瓦贴附良好，轴瓦上应制 出榫、槽。b. 薄壁轴瓦：将轴承衬材料用轧制贴附于钢板上形成双/三金属板，再冲载、弯曲 而成。大批生产，质量稳定，成本低。二轴瓦的定位： 定位： 使轴瓦与轴承座保持确定的相对位置关系 1轴瓦两端制出凸缘作轴向定位，如图12-5。 2用紧定螺钉、销钉等固定。 P.283. 图12-7. 三油孔及油槽： 1油孔： 用于将油输入轴瓦与轴颈之间。 2油槽： 用于将油分布到整个摩擦表面间。有轴向/周向油槽二种。 1）轴向油槽： 适用于载荷方向变化不大处。 位置： 整体轴承： 油槽开在最大油膜厚度处。 P.283. 图12-8. 剖分轴承： 油槽开在剖分面上。 P.283. 图12-9. 长度： 稍短于轴承宽度。 2）周向油槽： 适用于载荷方向变动范围大于180处。 位置： 常置于轴承中部。 滑动轴承润滑剂的选用：一润滑脂及其选择： 1应用： 1）要求不高，难以经常供油处。 2）低速重载，或摆动轴承中。 2选择： 选择润滑脂牌号时参见P.284.表12-3 1）针入度： 重载低速，针入度宜小些；反之，宜大些。 针入度：具有一定质量及锥度的测量锥针入脂面的深度 2）滴 点： 应比轴承的工作温度高20o30oC 滴 点：在规定加热条件下，脂从标准量杯口滴下第一滴时的温度 3）防水性和耐高温的要求。二润滑油及其选择： 1应用： 最广 2选择： 1）轻载高速，宜选低粘度的油，反之亦反之。 2）不完全液体润滑轴承的润滑油， P.285. 表12-4. 3）液体动压轴承的润滑油， P.53. 表4-1.三固体润滑剂： 1应用： 在摩擦表面上形成的固体润滑剂膜可减小摩擦，主要用于有特殊要求处。 2种类： 二硫化钼（MoS2）、石墨等。 不完全液体润滑滑动轴承设计计算 适 用： 工作可靠性要求不高的低速、轻载或间歇工作的轴承。 摩擦状态： 混合摩擦状态。 工作条件； 边界膜不遭破坏，维持粗糙表面微腔内有液体润滑存在。一径向滑动轴承的设计： 设计时一般已知：径向载荷F，N 轴颈转速n, r/min 轴颈直径d, mm 1验算平均压力p: p过大： 油被从两摩擦面间挤出，边界膜破裂，两摩擦面直接接触，磨损 2验算pv: 单位面积上： 正压力N=p，摩擦力Ff=fN=fp，摩擦功耗Pf=Ffvpv pv Pf 温升 油粘度 油膜易破裂 3验算滑动速度v： vv m/s （12-3） p是均压，若v过大，则在p及pv均合格时，会因各种误差导致局部pv超限 B 轴承宽度，mm（按宽径比B/d确定） p,pv,v 轴瓦材料的相应许用值， P.280. 表12-2. 4选择轴承的配合： 为保证一定的旋转精度，一般选：H9/d9, H8/f7, 或H7/f6.二止推滑动轴承的计算： 1结构型式： 空心式，单环式，多环式 三种。 结构尺寸， P.277. 表12-1. 2验算平均压力p: 3验算pv： 1）支承面平均直径处的圆周速度v： 2）验算： 式中： Fa、n、z 轴向载荷（N）、轴颈转速（r/min）、轴环数 p、pv 许用值， P.287. 表12-5 多环时，各环承载不均，许用值应降低50% 液体动力润滑径向滑动轴承设计计算一牛顿粘性定律及粘度。 设：两平行平板A、B，A以V平移，B固 定，A、B间充满润滑油 则： 由于油的吸附作用，贴切近A的油 层将随A运动，贴近B的则静止 不动，各油层间有相对滑动。 各层间有相对滑动 各层间存在剪应力，并且有以下牛顿粘性定律： “-”号表示v随y增大而减小。 1）动力粘度： 单位： PaS（帕秒）， 1PaS = 1Ns/m2 意义： 使相距1m，面积各为1m2的两层流体产生1m/s的相对速度需 1N的切向力。 2）运动粘度： （PaS）与同温度下该液体的密度（kg/m3）之比。即： =/ m2/s二流体动力润滑的基本方程 1流体动力润滑： 依靠两摩擦面在相对运动中产生 的压力油膜来平衡外载，并将两 摩擦面完全分开的润滑方式。 2流体动力润滑的基本方程： 1）假设： 流体符合牛顿粘性定律。 流体的流动具有层流性。 流体不可压缩，且流体压力 对粘度无影响。 与粘滞阻力相比，流体的惯性力、重力可不计。 沿流体膜厚度方向，压力为常数（即压力p与y无关）。 2）流体动压基本方程： 对图12-12中微单元流体进行受力分析，并经适当推导（P.288289）得： 式中，,v 流体粘度，A板沿x向的移动速度。 h 所取微单元处的流体膜厚。 ho p=pmax处的流体膜厚。 3）形成流体动力润滑的必要条件： 由式（12-8）可得 两相对运动表面必须形成收敛间楔(若AB，则h=ho， ) 被油膜分开的两表面必须有相对滑动速度v,且v必须使油从大口进、小口出. 油必须有粘度，且供油要充分。三径向滑动轴承形成流体润滑的过程 径向轴承的轴颈与轴承孔间必须留有间隙。 1= 0时，轴颈与轴承孔接触于最下方，两表面间自然形成油楔。 20时，带入油楔的油量较少，轴颈与轴瓦直接接触，并沿轴瓦孔壁爬升。 3至一定值时，带入油楔的油量形成动压油膜，使轴心左偏并浮起。 4达稳定转速时，轴颈在一定的左偏位置上稳定运转。四径向滑动轴承的主要几何关系 1几个概念： 用D，R表示轴承孔的直径和半径，d, r表示轴颈的直径和半径。 1）直径间隙： = D-d （12-9） 2）半径间隙： = R-r = /2 （12-10） 3）相对间隙： = /d = /r （12-11） 4）偏心距e： 稳定运转时，轴颈中心O与轴承孔中心O1间的距离,即： 5）偏心率： = e/ 2油膜厚度： 以下取轴颈中心O为极点，oo1方向为极轴，转角 沿轴颈转动方向量取，并 设外载F与oo1方向成a角。 1）最小油膜厚度hmin： hmin = -e = (1-) = r(1-) (12-12) 2）任意极角处的油膜厚度h： 按AOO1： 将上式作为(r+h)的二次方程得： 略去二阶小量 ，并在“”处“+”号得：3）最大油压pmax处的油膜厚度ho： 设pmax处的极角为o，则五径向滑动轴承工作能力计算简介 1轴承的承载量计算和承载量系数1）动压基本方程： 将dx=rd， = r 及 h、ho 代入（12-8）式动压基本方程，得： 2）任意极角p处的油压： 3）油压p在外载F方向上的分量py： 4）轴承单位轴向宽度上的油压垂直分量的意和py: 5）承载能力 轴向z处油压垂直分量的总和py 轴承的轴向宽度有限，存在端流，所以（12-18）式的py应修正 端流：使压力沿轴承宽度呈抛物线分布，应乘因子1-(2z/B)2 端流：使油压低于无限宽轴承中的油压py，应乘系数C 承载能力F： 6）承载量系数Cp： Cp积分很困难，通常用数值积分进行计算 Cp是无量纲量，其值主要取决于： a. 轴承的包角： 指入油口至出油口的轴承连续光滑表面包过轴颈的角度。 b. 偏心率： 其他不变， Cp c. 轴承的宽径比B/d： 其他为变，B/d Cp =180时的Cp值， P.293. 表12-6.2最小油膜厚度hmin： 由 hmin = r(1-)及表12-6可见，其它条件不变时： hmin Cp F，但hmin不能无限缩小 1）hmin的制约因素： 1）轴颈/承的表面粗糙度。 2）轴颈/承的几何形状误差。 3）轴的刚性。 2）许用油膜厚度h： 能确保轴承处于液体摩擦状态的临界油膜厚度。 h = S(Rz1+Rz2) （12-26） 式中：Rz1、Rz2 轴颈/承表面粗糙度十点高度。P.133. 表7-6. 一般轴承 重要轴承 Rz1 3.2m 1.6m 0.8m 0.2m Rz2 6.3m 3.2m 1.6m 0.4m S 安全系数，考虑几何形状误差及轴的变形，一般取S2。 3）hmin的确定： hmin = r(1-)h （12-25）六轴承中的摩擦系数f： （补充） 1f的理论算式： 无偏心（O与O1重合）时，油层厚度为 dv/dy = /= r/r=/ 按粘性定律，单位面积上的切向阻力： =(dv/dy)=/ 于是，整个轴颈表面（A =dB）上的粘滞阻力Ff为： Ff = A=dB/ 所以，按摩擦系数f的定义，应有： 2f随/p的变化情况： 1）边界摩擦阶段： /p ，f变化不大。2）混合摩擦阶段： /p ，f迅速下降。 3）液体摩擦时： a. 刚变形时，f最小 b. 其后，/p f逐渐增大 液体粘滞阻力随速度梯度而增大 3f的实际算式： 承载时，O与O1不重合油层厚度dv/dy实际的f比上述理论的f大。 经研究，实际的f可对理论算式修正而得到： 式中，动力粘度,Pas；p平均油压,Pa；轴颈角速度,rda/s. 随轴承宽径比而变化的系数。 轴承宽径比B/d 1 1 =(d/B)3/2 = 1七轴承的热平衡计算： 1轴承中每秒的摩擦热Q： Q = fFv =fpdBv (W) (12-27a) 2端流的油每秒带走的热量Q1： Q1 = qc(to-ti) (W) (12-27b) 式中， q 润滑油流量，m3/s. 由油流量系数（P.295.图12-16）求出。 油的密度，对矿物油：=850900kg/m3 c 油的比热，对矿物油：C =16752090J/(kg) to 油的出温度，oC. ti 油的入口温度，一般取：ti=3540 oC. 3轴承表面每秒传导和辐射出去的热量Q2： Q2 = sdB(to-ti) (W) (12-27c) 式中， dB 轴承的表面积（即散热面积），m2. s 表面传热系数 轻型、或难散热(如轧钢机)轴承： 50W/(m2K) 中型、或一般通风条件的轴承： 80W/(m2K) 冷却良好的重型轴承： 140W/(m2K) 4热平衡条件： Q = Q1+Q2 (12-27) 即： fpdBv = qc(to-ti)+ sdB(to-ti) 5热平衡时油的出入口温差t： （上式除vBd后整理得） 上式求得的是平均温度差，实