單元十一 軸承,滾動軸承,基本要求： 1能正確地選擇軸承的代號。 2能根據選定的軸承合理地設計出軸承裝置。 重點和難點： 重點： 1滾動軸承的選擇，滾動軸承的壽命計算。 2軸承組合結構設計。 難點：滾動軸承的壽命計算。,12-1 概述,12-2 滾動軸承的類型與選擇,12-3 滾動軸承的載荷、應力分析及 失效形式和設計準則,12-4 滾動軸承的壽命計算,12-5 滾動軸承的靜載荷計算,12-6 滾動軸承的組合設計,12-7 滾動軸承的潤滑和密封,12-8 滾動軸承例題分析,滾動軸承,概述,滾動軸承是現代機器中廣泛應用的零件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉動零件的（例如：轉動的齒輪與軸）。,概 述,滾動軸承的特點：旋轉精度高、啟動力矩小、是標準件，選用方便。,本章主要講授： 滾動軸承的類型和代號（認識軸承）； 滾動軸承的選用（包括類型選擇、尺寸選擇、承載能力驗算）； 滾動軸承的裝置設計。,滾動軸承的構成：內圈、外圈、滾動體、保持架等,虛擬演示,(各類滾動體),類型和代號1,滾動軸承的類型與選擇,一、滾動軸承的分類,夾角叫作軸承的接觸角；夾角叫作載荷角。, 按滾動體的不同分類：球軸承、滾子軸承；, 按可承受的外載荷分類：向心軸承、推力軸承、向心推力軸承；, 按軸承的結構形式不同分類：,類型和代號2,滾動軸承的類型與選擇,在實際應用中，滾動軸承的結構形式有很多。作為標準的滾動軸承，在國家標準中分為13類，其中，最為常用的軸承大約有下列類:,深溝球軸承,圓柱滾子軸承,推力球軸承,角接觸球軸承,圓錐滾子軸承,調心球軸承,更多的滾動軸承,虛擬現實中的滾動軸承,類型和代號3,二、滾動軸承的代號方法,滾動軸承的類型與選擇,滾動軸承代號構成：,代號用于表征滾動軸承的結構、尺寸、類型、精度等，由GB/T272規定。,前置代號表示軸承的分部件。,基本代號表示軸承的類型與尺寸等主要特征。,后置代號表示軸承的精度與材料的特征。, 類型代號：常用軸承代號為3、5、6、7、N五類，詳細代號查閱類型代號表。,類型和代號4, 內徑代號：內徑代號5=內徑，如：08表示軸承內徑d=508=40mm。, 公差等級代號：公差分2、4、5 、6(6x)、 0級，共五個級別 。,以/P2 、/P4、 /P5、 /P6(/P6x)為代號，0級不標注 。, 游隙代號：游隙分1 、2、 0 、3 、4 、5共六個組別。,以/C1 、/C2、 /C3 、/C4 、/C5為代號，0組不標注。,滾動軸承的類型與選擇,特殊情況：, 尺寸系列代號：表達相同內徑但外徑和寬度不同的軸承。,類型和代號5,滾動軸承的類型與選擇,三、軸承代號示例,6308：,6深溝球軸承，3中系列，08 內徑d=40mm， 公差等級為0級，游隙組為0組；,N105/P5：,N圓柱滾子軸承，1特輕系列，05內徑d=20mm，公差等級為 5級，游隙組為0組；,7214AC/P4：,7角接觸球軸承，2輕系列，14內徑d=70mm，公差等級為4級，游隙組為0組，公稱接觸角=15；,30213：,3圓錐滾子軸承，2輕系列，13內徑d=65mm，0正常寬度(0不可省略)，公差等級為0級，游隙組為0組；,6103：,6深溝球軸承，1特輕系列，03內徑d=17mm，公差等級為0級，游隙組為0組；,注：滾動軸承代號比較復雜，上述代號僅為最常用的、最有規律的部分。 具體應用時，若遇到看不懂的代號時，應查閱GB/T272-93。,類型代號表,滾動軸承主要類型代號表,滾動軸承的類型與選擇,類型選擇1,滾動軸承的類型選擇,選擇軸承的類型和直徑系列,滾動軸承是標準零件，同學們應能在機械設計過程中，根據使用的要求 較合理地選擇滾動軸承的類型與規格。,一、滾動軸承選擇的一般過程如下：,類型選擇2,滾動軸承的類型與選擇,三、滾動軸承類型選擇應考慮的問題,1軸承的載荷,3軸承的調心性能,方向：向心軸承用于受徑向力；推力軸承用于受軸向力；向心推力軸承 用于承受徑向力和周向力聯合作用。,大小：滾子軸承或尺寸系列較大的軸承能承受較大載荷；球軸承或尺寸 系列較小的軸承則反之。,調心球軸承和調心滾子軸承均能滿足一定的調心要求。,2軸承的轉速,球軸承和輕系列的軸承能適應較高的轉速，滾子軸承和重系列的軸承則反之；推力軸承的極限轉速很低。,類型選擇2,滾動軸承的類型與選擇,三、滾動軸承類型選擇應考慮的問題,4安裝和拆卸,當軸承座沒有剖分面而且必須沿軸向安裝和拆卸軸承時，可優先選用內外圈可分離的軸承（如N類、NA類、3類等）。當軸承安裝在長軸上時，可以選用內圈孔為圓錐孔（用以安裝在緊定襯套上）的軸承（圖12-5），這樣便于裝拆。,圖12-5 安裝在圓錐緊定套上的軸承,工作情況1,一、軸承元件上的載荷分布與應力的變化,滾動軸承工作時，并非所有滾動體都同時受載。 滾動體同時受載的程度與軸承所受的徑向力和軸向力的大小有關，一般以控制約半圈滾動體同時受載為宜。如右圖所示，徑向載荷Fr通過軸頸作用于內圈，由下半圈的滾動體將此載荷傳到外圈上（承載區）。此時，內圈將下沉一個距離0，不在Fr作用,工作時，軸承各個元件上載荷及產生的應力是時時變化的，而固定套圈受載最大處的工作狀態最為惡劣。,詳細分析,滾動軸承的載荷、應力分析及失效形式和設計準則,線上的其它各點，下沉有效變形量應是i=0cos(i) ，i=1，2，即有效變形量在Fr作用線兩側對稱分布，向兩側逐漸減小。接觸載荷也是在Fr作用線上的最下面一個滾動體受力最大，向兩側逐漸減小。,根據力的平衡原理，所有滾動體作用在內圈上的反力FNi的向量和必定與徑向載荷Fr相平衡，即,滾動軸承的載荷、應力分析及失效形式和設計準則,二、軸向載荷對載荷分布的影響,向心推力軸承實際承受的軸向力Fa取決于產生派生軸向力Fd和外加于軸承的軸向力Fae，其中，派生軸向力Fd是有徑向載荷Fr作用時產生，如圖所示。,由于滾動體與滾道的接觸線與軸承軸線之間夾一個接觸角，因而各滾動體與內、外圈的作用力 并不指向半徑方向，它可以分解為一個徑向分力 和一個軸向分力 。 。 軸承的派生軸向力 ，,派生軸向力Fd隨著受載的滾動體數目增多而增大。在正常工作時，軸承內至少要有下半圈的滾動體受載。,軸承的派生軸向力迫使軸頸（連同軸承內圈和滾動體）有向右移動的趨勢，這應由軸向力Fa來與之平衡（圖a）。,滾動軸承尺寸的選擇2,三、滾動軸承的失效形式,套圈和滾動體表面的疲勞點蝕是滾動軸承最基本和常見的失效形式， 是作為滾動軸承壽命計算的依據。,點 蝕,膠 合,斷 裂,轉速較高而潤滑油不足時引起軸承燒傷； 潤滑油不清潔而使滾動體和滾道過度磨損； 裝配不當而使軸承卡死、脹破內圈、擠碎內外圈和保持架等。,滾動軸承在運轉時可能出現各種類型的失效，下列為常見的失效形式：,磨 損,除了點蝕以外，軸承還可能發生其它多種的失效形式。例如：,這些失效形式可以通過加強裝配過程管理等措施來克服。,更多的失效,滾動軸承的載荷、應力分析及失效形式和設計準則,滾動軸承的載荷、應力分析及失效形式和設計準則,四、滾動軸承的設計準則,針對滾動軸承失效形式，迄今為止主要是通過壽命和強度計算以保證軸承可靠地工作。設計準則可按以下情況確定：,（1）對于一般轉動的軸承，主要是接觸疲勞失效，故以疲勞強度計算為依據，稱為軸承的壽命計算。,（2）對工作轉速很低(n10r/min )或只作低速擺動的軸承，主要失效形式是工作表面的塑性變形，故以靜強度計算為依據，稱為軸承的靜強度計算。,（3）對于工作轉速較高的軸承，除了接觸疲勞失效，主要失效形式是工作表面的燒傷，故除了壽命計算，還要驗算極限轉速。,滾動軸承尺寸的選擇1,滾動軸承的壽命計算,滾動軸承的載荷有動載荷與靜載荷之分，不同的載荷對應著不同的失 效形式。,滾動軸承的壽命主要是指軸承的疲勞壽命，由于疲勞壽命與概率密切 相關率，因此軸承的壽命必然與可靠性問題相關。,本節從以下方面講述滾動軸承壽命計算：,滾動軸承的壽命計算,滾動軸承的當量動載荷,向心推力軸承的軸向力計算,滾動軸承尺寸的選擇3,一、滾動軸承的壽命計算,滾動軸承的壽命是指軸承的滾動體或套圈首次出現點蝕之前，軸承的轉數或相應的運轉小時數。顯然，通常談的滾動軸承壽命是指滾動軸承的疲勞壽命。,與一般結構件的疲勞壽命一樣，滾動軸承的疲勞壽命的離散性也是相當大的（見右圖）。,基本額定壽命：具有90可靠度時軸承的壽命，用L10表示。,基本額定動載荷：使軸承的基本額定壽命恰好為106轉時，軸承所能承受的載荷值，用字母C表示。,基本額定壽命計算式,軸承的壽命/（106r）,滾動軸承的壽命計算,滾動軸承尺寸的選擇4,二、滾動軸承的當量動載荷,在進行軸承壽命計算時，應把作用在軸承上的實際載荷轉換為與確定軸承 C值的載荷條件相一致當量動載荷（用字母P表示）。,各類軸承的當量動載荷可按下式計算：,式中：Fr與Fa分別為軸承實際承受的徑向載荷與軸向載荷,X、Y分別為軸承的徑向動載荷系數與軸向動載荷系數(查表 ）,為了計及實際載荷波動的影響，可對當量動載荷乘上一個載荷系數 f p 。,滾動軸承的壽命計算,滾動軸承尺寸的選擇5,三、向心推力軸承的軸向力計算,當FaeFd2Fd1時，相當于軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”，,軸承1的軸向力為Fa1FaeFd2 軸承2的軸向力為Fa2Fd2,當FaeFd2Fd1時，相當于軸承1被“放松”，軸承2被“壓緊”，,軸承1的軸向力為Fa1Fd1 軸承2的軸向力為Fa2Fd2Fae,滾動軸承的壽命計算,滾動軸承尺寸的選擇6,向心推力軸承所受軸向力Fa的計算方法可以歸納為： 由派生軸向力及外加軸向力的計算與分析，判斷被“放松”或被“壓緊”的軸承；,確定被“放松”軸承的軸向力僅為其本身派生的軸向力；,被“壓緊”軸承的軸向力則為除去本身派生的軸向力后其余各軸向力之合力。,滾動軸承的壽命計算,滾動軸承尺寸的選擇7,滾動軸承靜載荷計算,對于在工作載荷下基本不旋轉或緩慢旋轉或緩慢擺動的軸承，其失效 形式不是疲勞點蝕，而是因滾動接觸面上的接觸應力過大而產生的過大的 塑性變形。,在國家標準中，對每一種規格的滾動軸承規定了一個不應超過得載荷界限基本額定靜載荷，用C0表示。,軸承上作用的徑向載荷Fr與軸向載荷Fa應折合成一個當量靜載荷P0,即： P0=X0Fr+Y0Fa,式中：X0、Y0分別為當量靜載荷的徑向載荷系數和軸向載荷系數，可由軸承 手冊查取。,按軸承靜承載能力選擇軸承的公式為：,式中：S0為靜強度安全系數，可由設計手冊查取。,滾動軸承尺寸的選擇8,滾動軸承的組合設計,滾動軸承尺寸選擇的過程,由力分析確定軸承所承受的Fr與Fa,軸承裝置的設計1,軸承的裝置設計的內容包括：軸承的定位和緊固、軸承的配置設計、軸承位置的調節、軸承的潤滑與密封、軸承的配合以及軸承的裝拆等問題。,一、滾動軸承的定位和緊固,滾動軸承的軸向緊固是指將軸承的內圈或外圈相對于軸或軸承座實施緊固。具體的緊固方法有很多，下面列舉常用的方法。,滾動軸承的組合設計,軸承裝置的設計2,一、滾動軸承的配置,軸承的配置問題是指：對于一個軸系應采用幾個軸承支承、如何支承、如 何配置等問題。常用的軸承配置方案有以下三類，每一類又有若干具體方案。,滾動軸承的組合設計,軸承裝置的設計3,三、軸系部件的位置調整,錐齒輪或蝸桿在裝配時，通常需要進行軸向位置的調整。為了便于調整， 可將確定其軸向位置的軸承裝在一個套杯中，改變套杯在外殼孔中的位置即可 方便地對軸系部件進行整體調整。,滾動軸承的組合設計,軸承裝置的設計5,四、滾動軸承的配合與裝拆,滾動軸承的配合是指內圈與軸頸、外圈與外殼孔的配合。,滾動軸承內孔與軸的配合采用基孔制，外徑與外殼孔的配合采用基軸制。,裝拆滾動軸承時，不能通過滾動體來傳力，以免使滾道或滾動體造成損傷。由于軸承的配合較緊，裝拆時以使用專門的工具為宜。,1滾動軸承的配合,2滾動軸承的安裝與拆卸,軸承的內、外圈屬于薄壁零件，容易變形。當它裝入外殼孔或裝在軸上后， 其內外圈的不圓度將受到外殼孔及軸頸形狀的影響。,詳細說明,更多圖片,錯誤的施力,正確的施力,滾動軸承的組合設計,軸承裝置的設計6,對于一根軸上兩個支承的座孔，必須盡可能地保持同心。最好的辦法是采 用整體結構的外殼，并把兩軸承孔一次鏜出；,正確選擇軸承的配合，保證軸承正常運轉，防止內圈與軸、外圈與外殼孔 在工作時發生相對轉動；,在安裝軸承的過程中，應確保實施安裝軸承的力不作用的滾動體上，否則 將使軸承損壞；,在進行滾動軸承的安裝設計時，應注意以下問題：,滾動軸承的組合設計,軸承裝置的設計4,滾動軸承的潤滑與密封,1潤滑的目的,潤滑可以降低滾動軸承內部的摩擦，減少磨損和發熱量；,軸承的摩擦發熱使軸承升溫，油潤滑可以到起冷卻作用，從而降低軸承的 工作溫度，延長使用壽命；,良好的潤滑狀態，可在滾動體與滾道間形成一層使兩者隔開的油膜，可以 使接觸壓力減小；,軸承零件表面覆蓋一層潤滑劑，可以防止表面氧化生銹。,選哪一類潤滑方式，這與軸承的速度有關。選擇潤滑方式時，可查閱各類潤滑方式的dn值界限表。,2潤滑方式的選擇,軸承常用的潤滑方式有油潤滑和脂潤滑兩類。,3密封,作用：阻止灰塵、水、酸氣和其它雜物進入軸承，防止潤滑劑流失。,密封裝置可分為：非接觸式密封和接觸式密封。,例1 如圖所示，某軸軸頸直徑d35mm，轉速n=480r/min，兩支承上的徑向載荷Fr11500N，Fr21000N，軸向外載荷FA600N，方向如圖。載荷有輕微振動，軸承工作溫度t100，要求軸承壽命Lh10000h。試選擇軸承型號。,例題1,解：,1選擇軸承類型,軸承工作轉速不很高，承載也不大，雖有軸向載荷，而相對于徑向載荷較小，故選用結構簡單、價格較低的深溝球軸承。,2求當量動載荷,由于軸承型號未定，C、C0、Fa/C0、e、X、Y等值都無法確定，必須試算。通常先試選軸承型號。,按d35mm試選深溝球軸承6307，查設計手冊，C25800N，C0=17800N。,例題1續,軸承1的徑向載荷比軸承2大，兩軸承用雙固定式結構，軸向力FA全部由軸承1承受即Fa1FA，故只計算軸承1即可。,Fa1/C0600/178000.0337，由表12-5可知介于0.0280.056之間，對應的e0.220.26。因Fa1/Fr1600/15000.4e，則 X0.56，Y介于1.991.77之間，由線性插值可得：,載荷有輕微振動，查表12-6，fP1.2。則 P1fP(XFr1YFa1)1.2(0.5615001.933600)N 2400N,3求軸承應具有的徑向額定動載荷，選擇軸承型號,軸承工作溫度t100，查表12-4，ft1。又3。則,例題1續,N15849N,它比所選軸承的徑向額定動載荷（C25800N）小得多，顯然過于保守。故改選6207軸承重復上述計算。,選6207型軸承，C19800N，C013500N，Fa1/C0600/135000.044，同樣由表12-5可知介于0.0280.056之間，對應的e0.220.26。Fa1/Fr1=600/15000.4e，則X0.56，插值得Y1.83。,P1fP(XFr1YFa1)1.2(0.5615001.83600)N 2325.6N N15358N 計算所得C值比6207軸承的C值小，故選用6207軸承。,例題2,12-1 滑動軸承概述,12-2 滑動軸承的典型結構,12-3 滑動軸承的失效形式及常用材料,12-4 滑動軸承軸瓦結構,12-5 滑動軸承潤滑劑的選擇,12-6 不完全液體潤滑滑動軸承的設計計算,12-7 液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算,12-8 其它形式滑動軸承簡介,滑動軸承,滑動軸承概述1,滑動軸承概述,軸承的作用是支承軸。軸在工作時可以是旋轉的，也可以是靜止的。,1能承擔一定的載荷，具有一定的強度和剛度。,2具有小的摩擦力矩，使回轉件轉動靈活。,3具有一定的支承精度，保證被支承零件的回轉精度。,根據軸承中摩擦的性質，可分為滑動軸承和滾動軸承。,一、軸承應滿足如下基本要求：,二、軸承的分類,根據能承受載荷的方向，可分為向心軸承、推力軸承、向心推力軸承。 (或稱為徑向軸承、止推軸承、徑向止推軸承）。,根據潤滑狀態，滑動軸承可分為：不完全液體潤滑滑動軸承。 完全液體潤滑滑動軸承。,滑動軸承概述2,滑動軸承概述,四、滑動軸承設計內容,三、滑動軸承的特點,滾動軸承絕大多數都已標準化，故得到廣泛的應用。但是在以下場合，則主要使用滑動軸承：,工作轉速很高，如汽輪發電機。,要求對軸的支承位置特別精確，如精密磨床。,承受巨大的沖擊與振動載荷，如軋鋼機。,特重型的載荷，如水輪發電機。,根據裝配要求必須制成剖分式的軸承，如曲軸軸承。,在特殊條件下工作的軸承，如軍艦推進器的軸承。,徑向尺寸受限制時，如多輥軋鋼機。,軸承的型式和結構選擇；軸瓦的結構和材料選擇；軸承的結構參數設計；,潤滑劑及其供應量的確定；軸承工作能力及熱平衡計算。,徑向滑動軸承的典型結構1,滑動軸承的典型結構,一、徑向滑動軸承的結構,整體式徑向滑動軸承,特點：結構簡單，成本低廉。,應用：低速、輕載或間歇性工作的機器中。,因磨損而造成的間隙無法調整。,只能從沿軸向裝入或拆出。,徑向滑動軸承的典型結構2,滑動軸承的典型結構,對開式徑向滑動軸承,特 點：結構復雜、可以調整磨損而造成的 間隙、安裝方便。,應用場合：低速、輕載或間歇性工作的機器中。,對開式軸承(剖分軸套),徑向滑動軸承的典型結構3,滑動軸承的典型結構,三、止推滑動軸承的結構,止推滑動軸承由軸承座和止推軸頸組成。常用的軸頸結構形式有：, 空心式：軸頸接觸面上壓力分布較均勻，潤滑條件較實心式的改善。, 單環式：利用軸頸的環形端面止推，結構簡單，潤滑方便，廣泛用 于低速、輕載的場合。, 多環式：不僅能承受較大的軸向載荷，有時還可承受雙向軸向載荷。 由于各環間載荷分布不均，其單位面積的承載能力比單環式低50%。,空心式,單環式,多環式,滑動軸承的失效形式及常用材料1,汽車用滑動軸承故障原因的平均比率,軸承表面的磨粒磨損、刮傷、咬粘(膠合)、疲勞剝落和腐蝕。,一、滑動軸承常見失效形式有：,滑動軸承還可能出現氣蝕、電侵蝕、流體侵蝕和微動磨損等失效形式。,滑動軸承的失效形式及常用材料,詳細說明,滑動軸承的失效形式及常用材料2,滑動軸承的失效形式及常用材料,二、滑動軸承的材料,軸承材料是指在軸承結構中直接參與摩擦部分的材料，如軸瓦和軸承 襯的材料。軸承材料性能應滿足以下要求：, 減摩性：材料副具有較低的摩擦系數。, 耐磨性：材料的抗磨性能，通常以磨損率表示。, 抗咬粘性：材料的耐熱性與抗粘附性。, 摩擦順應性：材料通過表層彈塑性變形來補償軸承滑動表面初始配合不 良的能力。, 嵌入性：材料容納硬質顆粒嵌入，從而減輕軸承滑動表面發生刮傷或磨 粒磨損的性能。,此外還應有足夠的強度和抗腐蝕能力、良好的導熱性、工藝性和經濟性。, 磨合性：軸瓦與軸頸表面經短期輕載運行后，形成相互吻合的表面形狀 和粗糙度的能力（或性質）。,滑動軸承的失效形式及常用材料3,滑動軸承的軸瓦結構1,滑動軸承的軸瓦結構,一、軸瓦的形式和結構,需從軸端安裝和拆卸，可修復性差。,可以直接從軸的中部安裝和拆卸，可修復。,節省材料，但剛度不足，故對軸承座孔的加工精度要求高 。,具有足夠的強度和剛度，可降低對軸承座孔的加工精度要求。,強度足夠的材料可以直接作成軸瓦，如黃銅，灰鑄鐵。,軸瓦襯強度不足，故采用多材料制作軸瓦。,鑄造工藝性好，單件、大批生產均可，適用于厚壁軸瓦。,只適用于薄壁軸瓦，具有很高的生產率。,滑動軸承的軸瓦結構2,滑動軸承的軸瓦結構,單材料、整體式 厚壁鑄造軸瓦,多材料、整體式、薄壁軋制軸瓦,多材料、對開式厚壁鑄造軸瓦,多材料、對開式薄壁軋制軸瓦,虛擬現實中的軸瓦,滑動軸承的軸瓦結構3,滑動軸承的軸瓦結構,二、軸瓦的定位, 目的：防止軸瓦相對于軸承座產生軸向和周向的相對移動。, 方法：對于軸向定位有：,對于周向定位有：,滑動軸承的軸瓦結構4,滑動軸承的軸瓦結構,三、軸瓦的油孔及油槽, 目的：把潤滑油導入軸頸和軸承所構成的運動副表面。, 原則：盡量開在非承載區，盡量不要降低或少降低承載區油膜的承載 能力；軸向油槽不能開通至軸承端部，應留有適當的油封面。, 形式：按油槽走向分沿軸向、繞周向、斜向、螺旋線等。,按油槽數量分單油槽、多油槽等。,單軸向油槽開在非承載區 （在最大油膜厚度處）,雙軸向油槽開在非承載區 （在軸承剖分面上）,雙斜向油槽 （用于不完全液體潤滑軸承）,滑動軸承潤滑劑的選擇1,滑動軸承潤滑劑的選擇,一、潤滑脂及其選擇, 特 點：無流動性，可在滑動表面形成一層薄膜。, 適用場合 ：要求不高、難以經常供油，或者低速重載以及作擺動運動的 軸承中。, 選擇原則： 當壓力高和滑動速度低時，選擇針入度小一些的品種；反之，選擇 針入度大一些的品種。,所用潤滑脂的滴點，一般應較軸承的工作溫度高約2030，以免 工作時潤滑脂過多地流失。,在有水淋或潮濕的環境下，應選擇防水性能強的鈣基或鋁基潤滑脂。 在溫度較高處應選用鈉基或復合鈣基潤滑脂。,潤滑脂牌號表,滑動軸承潤滑劑的選擇2,滑動軸承潤滑劑的選擇,二、潤滑油及其選擇, 特 點： 有良好的流動性，可形成動壓、靜壓或邊膜界潤滑膜。, 適用場合：不完全液體滑動軸承和完全液體潤滑滑動軸承。, 選擇原則：主要考慮潤滑油的粘度。,轉速高、壓力小時，油的粘度應低一些；反之，粘度應高一些。,高溫時，粘度應高一些；低溫時，粘度可低一些。,三、固體潤滑劑及其選擇, 特 點：可在滑動表面形成固體膜。, 適用場合：有特殊要求的場合，如環境清潔要求處、真空中或高溫中。, 常用類型：二硫化鉬，碳石墨，聚四氟乙烯等。, 使用方法：涂敷、粘結或燒結在軸瓦表面；制成復合材料，依靠材料自 身的潤滑性能形成潤滑膜。,潤滑油牌號表,不完全液體潤滑滑動軸承的設計計算1,不完全液體潤滑滑動軸承的設計計算,一、失效形式與設計準則, 工作狀態：因采用潤滑脂、油繩或滴油潤滑，故無法形成完全的承載油 膜，工作狀態為邊界潤滑或混合摩擦潤滑。, 失效形式：邊界油膜破裂。, 設計準則：保證邊界膜不破裂。 因邊界膜強度與溫度、軸承材料、軸頸和軸承表面粗糙度、 潤滑油供給等有關，目前尚無精確的計算方法，但一般可作 條件性計算。, 校核內容： 驗算平均壓力 p p，以保證強度要求。,驗算摩擦發熱pvpv，fpv是摩擦力，限制pv即間接限制摩擦發熱。,驗算滑動速度vv ，p，pv的驗算都是平均值。考慮到軸瓦不同心， 受載時軸線彎曲及載荷變化等的因素，局部的p或pv可能不足，故應 校核滑動速度v 。,不完全液體潤滑滑動軸承的設計計算2,不完全液體潤滑滑動軸承的設計計算,二、徑向滑動軸承的設計計算, 已知條件：外加徑向載荷F (N)、軸頸轉速n(r/mm)及軸頸直徑d (mm), 驗算及設計 ：,驗算軸承的平均壓力p (MPa),B軸承寬度，mm（根據寬徑比B/d確定） p軸瓦材料的許用壓力，MPa。,驗算摩擦熱,v軸頸圓周速度，m/s； pv軸承材料的pv許用值，MPam/s,驗算滑動速度v (m/s),v材料的許用滑動速度,選擇配合,p、v、 pv 的選擇,止推滑動軸承的設計計算,一般可選H9/d9或H8/f7、H7/f6,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算1,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算,一、流體動力潤滑基本方程的建立,對流體平衡方程（NavierStokes方程）作如下假設，以便得到簡化形式的流體動力平衡方程。這些假設條件是 ：, 流體為牛頓流體，即 。, 流體的流動是層流，即層與層之間沒有物質和能量的交換；, 忽略壓力對流體粘度的影響，實際上粘度隨壓力的增高而增加；, 略去慣性力及重力的影響，故所研究的單元體為靜平衡狀態或勻速直線 運動，且只有表面力作用于單元體上；, 流體不可壓縮，故流體中沒有“洞”可以“吸收”流質；, 流體中的壓力在各流體層之間保持為常數。,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算2,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算,在以上假設下，從兩平板所構成的楔形空間中，取某一層液體的一部分作為單元體，通過建立平衡方程和給定邊界條件，可得一維雷諾方程：,流體動力潤滑的必要條件是：, 相對運動的兩表面間構成楔形空間。, 楔形空間中充滿具有粘性的液體。, 兩板相對運動的結果，應使液體在粘性力的作用下由楔形空間的大端 流向楔形空間的小端 。,詳細推導,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算3,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算,二、徑向滑動軸承形成流體動力潤滑時的狀態, 軸承的孔徑D和軸頸的直徑d名義尺寸相等；直徑間隙是公差形成的。, 軸頸上作用的液體壓力與F相平衡，在與F垂直的方向，合力為零。, 軸頸最終的平衡位置可用a和偏心距e來表示。, 軸承工作能力取決于hlim，它與、和F等有關，應保證hlimh。,初 始 狀 態,穩定工作狀態,演示,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算4,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算,三、徑向滑動軸承的幾何關系和承載量系數,最小油膜厚度：hmin= e r(1-),偏心率， e / , 為直徑間隙， D d,為半徑間隙， R r / 2,r 和 d 分別為軸頸的半徑和直徑。,R 和 D 分別為軸承的半徑和直徑。,e 為偏心距,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算5,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算4,液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計計算,積分一維雷諾方程,并考慮到壓力沿軸承寬度方向的分布，,Cp 承載量系數，與軸承包角，寬徑比B/d和偏心率有關。