1、關于滑動軸承工作能力設計第一張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月象滾動軸承一樣，滑動軸承也是支承軸的部件。 主要的結構型式為整體式對開式（剖分式）整體式徑向滑動軸承螺紋孔軸承座軸套缺點：1）磨損后，間隙過大無法調整； 2）裝拆不便（只能從端部裝拆）適用場所：多用于低速、輕載或間歇性工作場所（非液體潤滑）9.1 概述第二張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月對開式徑向滑動軸承便于對中和和防止橫向錯動優點： 1 )裝拆方便 2 )軸瓦磨損后可用減少剖分面處的 墊片厚度來調整軸承間隙FF第三張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月對開式徑向滑動軸承軸承座剖分軸瓦聯接螺栓螺紋孔剖分面軸承蓋

2、第四張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月對開式調心軸承凸球面瓦背凹球面支承面整體軸套軸承襯第五張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月滑動軸承的分類按承受載荷分徑向滑動軸承推力滑動軸承按潤滑承載機理分 非流體潤滑滑動軸承液體動壓軸承液體靜壓軸承流體潤滑滑動軸承與滾動軸承相比，滑動軸承的主要特點 （1） 適于工作轉速特高、較低的場所；（3）適于具有特大沖擊載荷和振動的場所；（5） 適于對徑向尺寸有限制的場所；（4） 適于軸承必須剖分安裝的場所（如曲軸支承）；（6） 適于在水或腐蝕性介質中工作。（2）能保證軸的支承位置特別精確；第六張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月9.2 軸承材料

3、對軸承材料的要求1）良好的減摩性、耐磨性和抗膠合性;2）良好的摩擦順應性、嵌入性和磨合性;3）足夠的強度和耐腐蝕性;常用軸承材料金屬材料 如軸承合金、銅合金、鋁基合金和鑄鐵等； 多孔質金屬材料；非金屬材料 如工程塑料、碳石墨等。 4）良好的導熱性、工藝性、經濟性。第七張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月1）巴氏合金錫基合金以錫為軟基體，內含錫或銅硬顆粒鉛基合金以鉛為軟基體，內含錫或銅硬顆粒巴氏合金的優點：耐磨性、順應性、嵌藏性好巴氏合金（也稱為軸承合金）的缺點：強度低2）銅合金錫青銅ZQSn10-1、ZQSn6-6-3等；鉛青銅ZQPb30等；鋁青銅ZQAl 9-4等。銅合金既可做軸瓦，

4、也可做軸承襯第八張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月3）鋁基軸承合金具有較高的強度和耐腐蝕性，且價格 較軸承合金和銅合金便宜，故應用廣泛。4）灰鑄鐵及耐磨鑄鐵一般用于低速輕載和不受沖擊載荷 的場所。 5）多孔質金屬材料（粉末冶金）由不同的金屬粉末加上硫 錫、鉛及石墨混合后高壓成型，再經過高溫燒結而 成的多孔性 結構材料，所制成的軸承也稱含油軸承。 6）非金屬材料塑料、橡膠、硬木等 第九張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月9.3 混合潤滑滑動軸承的工作能力設計混合摩擦潤滑狀態非完全液體潤滑滑動軸承的潤滑狀態設計應保證的工作條件為：邊界膜不遭破壞，維持摩擦表面有潤滑油存在。徑向滑動軸承

5、的計算（1）驗算軸承的平均壓力P（為限制過度磨損）B軸承寬度（根據寬徑比B/d）確定； 軸瓦材料的許用壓力，Mpa; （ 其值見表9.1）1. 混合潤滑徑向滑動軸承的工作能力設計F作用在軸承上的徑向載荷，N；第十張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月（2）驗算軸承的PV（為限制軸承溫升）（3）驗算軸承的滑動速度V（為限制加速磨損）V軸徑圓周速度，即滑動速度。 軸承材料的PV許用值，Mpa m/s。（其值見表9.1）許用滑動速度，m/s，（其值見 表9.1）n 軸頸的轉速，r/min；第十一張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月例題9.1處于邊界潤滑狀態的徑向滑動軸承，徑向外載荷為3.0

6、kN，軸頸的轉速為1000r/min，工作溫度最高為130，軸頸允許的最小直徑為65mm。試設計此軸承。解：（1）初取軸承的內徑D=75mm。（3）軸承的工作能力計算：（2）設軸承的寬徑比B/D=1，則軸承的寬度B=D=75mm。1）平均壓強的計算 2）速度計算 第十二張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月3）pv值計算 4）查表9.1根據計算的工作參數可選擇錫青銅，牌號為 ZCuSn10P1。其相應的最大許用值為：軸承的工作能力滿足要求。第十三張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月2. 混合潤滑推力軸承的工作能力設計（1 ）校驗平均壓強 P（為限制過度磨損）軸承孔直徑，mm；軸環直徑

7、，mm；軸向載荷，N；推力環的數目； k考慮承載面積因油溝而減少的系數，隨油溝的數目與寬度的不同取 k=0.80.9。第十四張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月（2）校驗pv值（為限制軸承的溫升）V 推力軸頸平均直徑上的圓周速度，m/s。 p、pv 所用材料的許用值 ，見表9.1。對于多環軸承因各環受力不均，這些許用值比表9.1中值要降低20%30%。第十五張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月 uy9.4 流體動壓滑動軸承的工作能力設計1. 流體動壓潤滑的機理推導基本方程的合理假設：1）流體為牛頓流體； 2）流體為層流流動；3）流體不可壓縮；4）忽略流體的慣性力和重力；5）沿膜厚方

8、向油膜壓力不變。xzz2121第十六張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月 uyxz對微單元油膜求 X 方向的平衡方程，得：整理后得：（9.6） 第十七張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月假設流體為牛頓流體，則有物理方程：將式（9.7）代入式（9.6），得： （9.8）（9.7）將式（9.8）積分，得到油膜沿著膜厚方向（z軸）的速度分布: 根據邊界條件： z=h時，u=0；z=0時，u=Uh。則積分常數C1、C2分別為: ；第十八張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月潤滑油單位時間內沿x方向，流過任意截面單位寬度面積的體積流量為： 假設潤滑油沿y 軸不流動（無端泄），且不可壓縮流

9、體流量是連續的，則在任何截面上的qx都是常數，即:整理后得:一維雷諾方程 第十九張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月由一維雷諾方程可得出形成流體動壓潤滑油膜壓力的基本條件： （4）有足夠充足的供油量。（1）潤滑油要具有一定的粘度。（2）兩摩擦表面要具有一定的 相對滑動速度。（3）相對滑動的表面要形成 收斂的楔形間隙。uhhh0h h0hh0h h0h = h0 ，速度分布zh1 h0h2x第二十張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月（2） （b）圖為軸頸開始轉動時，轉速極低，帶入軸承間隙中的 油量較少，軸瓦給軸頸的摩擦力與軸頸表面圓周速度相反，迫使軸頸沿孔壁向左爬升；2 流體動壓徑向

10、滑動軸承的主要幾何參數d徑向滑動軸承形成流體動力潤滑的的過程D（1） （a）圖為軸頸靜止時，軸頸在最低位置與軸瓦接觸；（b）（3）隨著軸頸轉速增大，帶入楔形空間的潤滑油增加，動力油膜將軸頸向右浮起。FFfFFfF（a）F（c）FF第二十一張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月徑向滑動軸承的主要幾何參數直徑間隙：半徑間隙：（1）相對間隙：偏心距：Pmax（2）偏心率：D doeo1第二十二張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月o1Pmaxo（3）偏位角和軸承包角徑向滑動軸承穩定工作時，徑向外載荷 F 與軸承孔和軸頸中心連心線之間的夾角稱為偏位角 F軸承包角一般為120和180（4）最小油

11、膜厚度hmin（5）承載區內任意處的油膜厚度he第二十三張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月3 流體動壓徑向滑動軸承的工作能力設計滑動軸承的失效形式1）磨粒磨損：由殘留切屑或潤滑油中的污物顆粒造成；5）刮傷：由硬顆?；蜉S徑表面的粗糙輪廓峰頂引起。2）膠合：溫升過高使軸承和軸頸發生膠合導致粘著磨損；4）疲勞剝落：接觸變應力反復作用的結果；3） 腐蝕磨損 潤滑油在使用過程中生成酸性物質或生成黑色 硬質氧化蝕導致點狀剝落和腐蝕磨損 ； 前三項為主要失效形式。第二十四張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月設計準則：保證軸承具有一定承載能力的同時嚴格控制溫升。（1）承載量的設計流體動壓潤滑徑向

12、滑動軸承，取其承載量為：潤滑油的動力粘度，Pas；軸頸的角速度，rad/s。CP 承載系數 式中：承載系數CP越大，承載能力越大。第二十五張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月B/d0.30.40.50.60.650.70.750.800.850.30.05220.08260.1280.2030.2590.3470.4750.6991.1220.40.08930.1410.2160.3390.4310.5730.7761.0791.7750.50.1330.2090.3170.4930.6220.8191.0981.5722.4280.60.1820.2830.4270.6550.8191

13、.0701.4182.0013.0360.70.2340.3610.5380.8161.0141.3121.7202.3993.5800.80.2870.4390.6470.9721.1991.5381.9652.7544.0530.90.3390.5150.7541.1181.3711.7452.2483.0674.4591.00.3910.5890.8531.2531.5281.9292.4693.3724.808表9.2 有限寬軸承的承載量系數 CP （節選）比較軸承的承載量系數 CP和寬徑比B/d、偏心率間的關系。第二十六張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月 但最小油膜厚度hmi

14、n受到軸頸和軸承表面粗造度、軸的剛性 及軸承與軸頸的幾何形狀誤差等的限制。應滿足： 偏心率x 愈大則 hmin 愈小，軸承的承載能力就愈大 。分別為軸、軸承孔表面粗糙度十點高度。S安全系數， 常取S2。第二十七張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月（3）軸承的熱平衡計算溫升的原因：軸承工作時摩擦功耗轉變為熱量,使潤滑油溫度升高。 溫升過高的后果：軸承承載能力降低 。軸承摩擦所產生的熱量；流出的油帶走的熱量；軸承表面通過輻射和傳導散發的熱量。熱平衡計算的目的：將軸承的溫升限制在允許的范圍內。達到熱平衡狀態的條件為：第二十八張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月 q 潤滑油流量，按潤滑油流

15、量系數求出，m3/s； 潤滑油的密度，對礦物油為850900kg/ m3； c 潤滑油的比熱容，對礦物油為16752090J/(Kg)； t0油的出口溫度，； t1油的入口溫度，通常由于冷卻設備的限制，取為3540；S為軸承的表面傳熱系數（取值見教材）； B軸承寬度（根據寬徑比B/d）確定； d 軸的直徑。熱平衡條件： Q = Q1 + Q2 即第二十九張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月潤滑油流量潤滑油的密度潤滑油的比熱容油的出口溫度油的進口溫度軸承的表面傳熱系數 潤滑油流量系數。，=潤滑油的溫度差，單位為C。第三十張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月摩擦系數（當B/d 1）（當

16、B/d 1）軸承承載能力計算時，涉及到的幾種溫度及其關系潤滑油的入口溫度，單位為C。潤滑油的出口溫度，單位為C。潤滑油的溫度差，單位為C。潤滑油的平均溫度，單位為C，是計算承載能力的依據注意：潤滑油從入口到出口 的過程溫度逐漸升高。tm的具體要求請見教材第三十一張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月具體設計時，應先給定平均溫度tm然后計算：=再計算入口溫度：當：軸承不易達到熱平衡狀態，應加大間隙并適當降低軸瓦表面粗糙度，再行計算。軸承易達到熱平衡狀態，軸承承載能力富裕，可適當加大軸瓦表面粗糙度，再行計算。第三十二張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月（4）參數選擇 寬徑比B / d一般

17、軸承的寬徑比B / d 的范圍：0.3 1.5寬徑比?。涸龃蠖诵沽拷档蜏囟?。運轉的平穩性好。承載能力下降。PPFF寬徑比大：端泄速度慢，不利于散熱。寬度B大，支承剛度好。承載能力大。高速軸承B/d 宜選較小值；有支承剛度要求B/d宜選較大值詳細內容見教材FF第三十三張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月不同寬徑比軸承的壓力分布dDwB=131=12（a）F（a）圖：周向分布（b）圖：軸向分布Bd=14（b）Bd=第三十四張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月 相對間隙一般軸承選取的經驗公式：選取的依據：載荷和速度n軸頸轉速，r/min 。 載荷大， 選小值（hmin?。┺D速高， 選大值

18、，端泄速度高，散熱快。詳細內容見教材 理論相對間隙：第三十五張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月 軸承的動力粘度軸承的動力粘度對軸承的承載能力、功耗和溫升影響很大。平均溫度tm過低，粘度較大，算出的承載能力偏高，反之承載能力偏低。計算時，應先初選平均溫度tm =5075C步驟：初選tm初選驗算ti如不滿足ti= 3540C ，應重新選擇動力粘度再做計算第三十六張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月粘度的兩種計算方法（a）方法一（一般軸承初選粘度步驟）再按公式（4-4，P53）：（b）方法二根據軸承平均溫度tm（一般tm = 5075 C）初選運動粘度 ；tm =（ 3540C）根據軸

19、頸轉速n初選粘度：根據驗算運動粘度 :根據運動粘度 驗算平均溫度:完成設計后再按熱平衡條件驗算軸承的入口溫度ti 并應使：ti =（ 3540C）第三十七張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月例題9.2 設計一機床的液體動力潤滑徑向滑動軸承，載荷垂直向下，工作情況穩定，采用對開式軸承。已知工作載荷F=100000N，軸頸直徑d=200mm，轉速n=500r/min，在水平剖分面單側供油。解：1選擇軸承寬度、軸瓦材料、潤滑油牌號及配合（1） 選擇軸承寬度根據機床軸承常用的寬徑比范圍，取寬徑比為1。則軸承寬度（2）按非液體滑動軸承的設計準則選擇軸瓦材料 1）計算軸頸圓周速度2）計算軸承工作壓力

20、第三十八張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月2）計算相應的運動粘度 取潤滑油密度3）計算PV值查表9.1，軸承材料為ZCuSn10P1。（3）選擇潤滑油牌號1）初估潤滑油動力粘度 由式（9.24）： 由式（2.7）：第三十九張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月3） 選定平均油溫現選平均油溫1）估算相對間隙由式（9.23）取為0.00125（4）選擇配合2）估算直徑間隙根據直徑間隙=0.25mm，按GB/T1801-1999選配合查得軸承孔尺寸公差為:，軸頸尺寸公差為:。第四十張，PPT共四十八頁，創作于2022年6月2潤滑狀態的計算（1）計算最大、最小間隙（2）計算最大、最小相對間隙第四十一張，PPT共四十八頁，創