.,1,第15章滑動軸承,基本要求:了解軸承的各種摩擦狀態及特點。了解軸承的各種結構型式、軸瓦結構及軸承材料。掌握潤滑劑的特性指標，了解軸承的潤滑方法。掌握動壓潤滑的基本原理。掌握非液體及液體動壓潤滑滑動軸承的設計方法及步驟。,重點與難點:重點：非液體及液體動壓潤滑滑動軸承的設計方法及步驟。難點：動壓潤滑的基本原理及液體動壓潤滑滑動軸承的設計。,.,2,第15章滑動軸承,152滑動軸承的結構型式,153軸瓦結構及軸承材料,154潤滑劑和潤滑裝置,155非液體摩擦滑動軸承的計算,156動壓潤滑的基本原理,158液體動壓多油楔軸承和靜壓軸承簡介,157向心動壓軸承的幾何關系和承載量的計算,151摩擦狀態,.,3,軸承是用于支承軸及軸上回轉零件的部件。套裝在軸承上的那段軸稱為軸頸。根據軸承中摩擦性質的不同，可把軸承分為滑動軸承和滾動軸承兩大類。,優點：壽命長、適于高速；油膜能緩沖吸振，耐沖擊、承載能力大；回轉精度高、運轉平穩無噪音；結構簡單、裝拆方便、成本低廉。,缺點：非液體摩擦軸承摩擦損失大，磨損嚴重；液體動壓潤滑軸承當起動、停車、轉速和載荷經常變化時，難于保持液體潤滑，且設計，制造、潤滑和維護要求較高。,應用：高速、高精度、重載、特大沖擊與振動、徑向空間尺寸受到限制或必須剖分安裝(如曲軸的軸承)、以及需在水或腐蝕性介質中工作等條件下的軸承。,.,4,要正確地設計滑動軸承，必須合理地解決以下問題：1)軸承的型式和結構；2)軸瓦的結構和材料選擇；3)軸承的結構參數；4)潤滑劑的選擇和供應；5)軸承的工作能力及熱平衡計算。,.,5,151摩擦狀態,一、干摩擦,無任何潤滑劑或保護膜的純凈的兩摩擦表面間的摩擦，稱為干摩擦。,特點：摩擦系數及摩擦阻力最大，發熱多，磨損最嚴重，零件使用壽命最短，應力求避免。,但是，純凈表面只有在特定條件下才能實現，一般情況下摩擦表面上可能存在一層氧化膜和自然污染，因而在工程中，只要是名義上無潤滑劑又沒有明顯潤滑現象的摩擦，都認為是干摩擦。,.,6,二、邊界摩擦,當兩摩擦表面間存在潤滑油時，由于潤滑油極性分子能牢固地吸附在金屬表面上而形成極薄的邊界油膜，這種狀態稱為邊界摩擦。,特點：不能完全避免金屬的直接接觸，這時仍有微小的摩擦力產生，其摩擦系數通常約在0.10.3，同時摩擦面間的磨損也是不可避免的。,三、液體摩擦,當兩摩擦表面間有充足的潤滑油，而且能滿足一定的條件，則摩擦面間可形成厚度達幾十微米的壓力油膜，它足以將兩個表面完全分開，形成液體摩擦。這時的液體分子已大都不受金屬表面吸附作用的支配而自由移動，摩擦是在液體內部的分子之間進行，所以摩擦系數極小，而且不會有磨損。,.,7,對具有一定粗糙度的表面，改變某些影響油膜厚度的工作參數，如載荷、速度和液體的粘度，將出現不同的摩擦狀態，即邊界摩擦、混合摩擦和液體摩擦因條件改變而相互轉化。摩擦特性曲線反映出摩擦副處于何種摩擦狀態。隨著軸承特性數v/p（為液體粘度，v為滑動速度，p為壓強）的不同，摩擦副分別處于邊界摩擦、混合摩擦和流體摩擦狀態。,特點：摩擦系數極小，通常約在0.0010.01，而且不會有磨損產生。,當摩擦表面間處于邊界摩擦與液體摩擦的混合狀態時，稱為混合摩擦（或稱非液體摩擦）。,摩擦特性曲線,.,8,按其承受載荷方向的不同，滑動軸承可分為:向心(徑向)滑動軸承承受徑向載荷。推力(止推)滑動軸承承受軸向載荷。,一、向心滑動軸承,1.整體式向心滑動軸承,1軸承座2整體軸瓦3油孔4螺紋孔,缺點：軸瓦磨損后，軸承間隙過大時無法調整；只能從軸頸端部裝拆，裝拆不方便或無法安裝。多用在低速、輕載或間歇性工作的機器中。,優點：結構簡單，成本低廉；,152滑動軸承的結構型式,.,9,2.剖分(對開)式向心滑動軸承,1軸承座2軸承蓋3雙頭螺柱4螺紋孔5油孔6油槽7剖分式軸瓦,軸承蓋和軸承座的剖分面常作成階梯形，以便安裝時定位、對中和防止上、下軸瓦的錯動。軸承蓋上部開有螺紋孔，用以安裝油杯或油管。通常是下軸瓦承受載荷，上軸瓦不承受載荷。為了節省貴重金屬或其它需要，常在軸瓦內表面上貼附一層軸承襯。在軸瓦內壁不承受載荷的表面上開設油槽，潤滑油通過油孔和油槽流進軸承間隙。,.,10,軸瓦寬度與軸頸直徑之比B/d稱為寬徑比，它是向心滑動軸承中的重要參數之一。對于液體摩擦的滑動軸承，常取B/d=0.51；對于非液體摩擦的滑動軸承，常取B/d=0.81.5，有時可以更大些。,特點：裝拆方便；軸瓦磨損后可以用減少剖分面處的墊片厚度來調整軸承間隙(調整后應修刮軸瓦內孔)。,.,11,二、推力滑動軸承,作用：用來承受軸向載荷。,結構特點：在軸的端面、軸肩或安裝圓盤做成止推面。在止推環形面上，分布有若干有楔角的扇形快。其數量一般為612。,.,12,傾角固定，頂部預留平臺。,類型,固定式,可傾式,傾角隨載荷、轉速自行調整，性能好。,.,13,153軸瓦結構及軸承材料,軸瓦和軸承座一般采用過盈配合。,為了向摩擦表面間加注潤滑劑,在軸承上方開設注油孔。,剖分式軸瓦,整體式軸瓦,一、軸瓦結構,.,14,單金屬軸瓦：結構簡單，成本低,雙金屬軸瓦：節省貴重金屬,.,15,雙金屬軸瓦的瓦背和軸承襯的聯接形式見下表,.,16,軸瓦的應用,.,17,二、軸承材料,滑動軸承材料是指軸瓦及軸承襯材料。滑動軸承的失效形式主要是軸瓦的膠合和磨損。,（1）有足夠的疲勞強度，保證足夠的疲勞壽命；（2）有足夠的抗壓強度，防止產生塑性變形；（3）有良好的減摩性和耐磨性，提高效率、減小磨損；（4）具有較好的抗膠合性，防止粘著磨損；（5）對潤滑油要有較好的吸附能力，易形成邊界膜；（6）有較好的適應性和嵌藏性，容納固體顆粒、避免劃傷；（7）良好的導熱性，散熱好、防止燒瓦；（8）經濟性、加工工藝性好。,1、對軸瓦材料的要求,.,18,2、常用軸承材料及其性質,軸承材料可分為三類：金屬材料、粉末冶金材料和非金屬材料。,金屬材料包括軸承合金、青銅、黃銅、鋁合金和鑄鐵,（1）軸承合金：,軸承合金又稱白金或巴氏合金,錫基軸承合金，如ZChSnSb10-6，ZChSnSb8-4,鉛基軸承合金，如ZChPbSb16-16-2，ZChPbSb15-15-3,這兩種軸承合金都有較好的跑合性、耐磨性和抗膠合性，但軸承合金強度不高，價格很貴。,在鋼或銅制成的軸瓦內表面上澆注一層軸承合金，這層軸承合金稱軸承襯，鋼或銅制成的軸瓦基體稱瓦背。,.,19,（2）青銅,抗膠合能力僅次于軸承合金，強度較高。,鑄錫磷青銅：減摩、抗磨好，強度高，用于重載。,鉛青銅：抗疲勞、導熱、高溫時鉛起潤滑作用。,鋁青銅：抗沖擊強、抗膠合差。,（3）黃銅：滑動速度不高，綜合性能不如軸承合金、青銅。,（4）鋁合金：強度高、導熱好、價格便宜，抗膠合差、耐磨差。,（5）鑄鐵：價格便宜，低速、輕載。,（6）粉末冶金材料：含油軸承，鐵-石墨、青銅-石墨,（7）軸承塑料：摩擦系數小，耐沖擊，導熱性差。,.,20,一、潤滑劑,潤滑劑的主要作用：減小摩擦，減輕磨損，同時還起到冷卻、排污、緩沖吸振、防銹、密封等作用。,潤滑劑的分為：液體潤滑油、半固體潤滑脂、固體及氣體潤滑劑四種基本類型。,1、潤滑油,主要有礦物油、化學合成油、動植物油。礦物油是從石油中經提取燃油后蒸餾精制而成，因具有來源充足，成本低廉，適用范圍廣，而且穩定性好、粘度品種多、揮發性低、惰性好、防腐性強等特點，應用最廣。,154潤滑劑和潤滑裝置,.,21,粘度衡量潤滑油內部摩擦力大小的最重要的性能指標。,流體單位面積上的剪切阻力，即切應力；流體沿垂直于運動方向(即沿圖中y軸方向或流體膜厚度方向)的速度梯度；“”號表示u隨y的增大而減小；比例常數，即流體的動力粘度。,牛頓粘性流體摩擦定律(簡稱粘性定律)；凡是服從這個粘性定律的流體都叫牛頓流體。,國際單位制(SI)中，動力粘度單位為1N.sm2或1Pa.s(帕.秒)。,絕對單位制(C.G.S.)中，動力粘度單位為1dyn.s/cm2，叫1P(泊)。百分之一P稱為cP(厘泊)，即1P=100cP。,換算關系可取為：1P=0.1Pa.s，1cP=0.001Pa.s。,（1）動力粘度,.,22,（2）運動粘度,流體的動力粘度(單位為Pa.s)與同溫度下該流體密度(單位為kg/m3)的比值表示粘度，稱為運動粘度，單位為m2/s(SI制)，即,C.G.S.制中，運動粘度單位為St(斯)，1St=1cm2/s。百分之一St稱為cSt(厘斯)，,換算關系可取為：1St=100cSt=104m2/s，1cSt=106m2/s=1mm2/s,潤滑油的粘度，隨溫度的升高而降低。,潤滑油的粘度，隨壓力的增高而加大。但壓力在100MPa以下時，變化極小，可略而不計。,溫度和壓力對粘度的影響：,選用潤滑油時，要考慮載荷、速度、工作情況。,對于載荷大、速度小的軸承宜選粘度大的潤滑油。,對于載荷小、速度大的軸承宜選粘度小的潤滑油。,.,23,2.潤滑脂(半固體潤滑劑),是在液體潤滑劑(常用礦物油)中加入增稠劑而成。,(2)鈉基潤滑脂這種潤滑脂有較高的耐熱性，工作溫度可達120，但抗水性差。由于它能與少量水乳化，從而保護金屬免遭腐蝕，比鈣基潤滑脂有更好的防銹能力。,(1)鈣基潤滑脂這種潤滑脂具有良好的抗水性，但耐熱能力差，工作溫度不宜超過5565。,(3)鋰基潤滑脂這種潤滑脂既能抗水、耐高溫(工作溫度不宜高于145)，而且有較好的機械安定性，是一種多用途的潤滑脂。,(4)鋁基潤滑脂這種潤滑脂具有良好的抗水性，對金屬表面有高的吸附能力，故可起到很好的防銹作用。,特點：密封簡單，不需經常加添，不易流失，在垂直的摩擦表面上也可以應用。潤滑脂對載荷和速度的變化有較大的適應范圍，受溫度的影響不大。但摩擦損耗較大，機械效率較低，故不宜用于高速。易變質，不如潤滑油穩定。,.,24,二、潤滑裝置,針閥式油杯,油芯式油杯,1、油潤滑,連續潤滑：滴油潤滑、油環潤滑、浸油潤滑、飛濺潤滑、壓力循環潤滑。,油環潤滑,.,25,注油器,旋蓋式油杯,間歇潤滑：對于小型、低速或間歇運動的機器可采用間歇式潤滑。,2、脂潤滑,采用間歇式潤滑，旋蓋式油杯。,.,26,計算準則：以維持邊界潤滑狀態、邊界膜不遭破裂為。,但是，促使邊界膜破裂的因素十分復雜，目前仍采用簡化的條件性計算。,pp,pvpv,一、向心滑動軸承,主要失效形式：膠合和磨損。,1、校核壓強p,目的：防止在載荷作用下潤滑油被完全擠出，以保證一定的潤滑而不致造成過度磨損。因此，應使軸承平均壓力,p軸瓦材料的許用壓力，單位為MPa，其值見表15-1。,155非液體摩擦滑動軸承的計算,.,27,2、校核軸承的pv值,目的：防止潤滑油粘度隨溫升而下降，導致軸承發生膠合。軸承的發熱量與其單位面積上的摩擦功耗fpv成正比(f是摩擦系數)；限制pv值就是限制軸承的溫升。,pv,pv軸瓦材料的pv許用值，單位為MPam/s，其值見表15-1。,3、校核軸頸圓周速度v,目的：防止軸頸圓周速度過高而使軸承局部過度磨損或膠合。當安裝精度較差，軸的彈性變形較大和軸承寬徑比較大時，還須校核軸頸圓周速度v值。,vv,v軸瓦材料的許用圓周速度，單位為m/s，其值見表15-1。,.,28,二、推力滑動軸承,推力滑動軸承的工作能力校核與徑向滑動軸承相似，但通常只校核其平均壓力p及pv值；,p,1、校核軸承平均壓力p,2、校核軸承的pv值,因軸承的環形支承面平均直徑處的圓周速度,(m/s)，故,pv,.,29,一、動壓潤滑的形成原理和條件,液體動壓潤滑利用摩擦副表面的相對運動而自動將潤滑油帶進摩擦面間，建立壓力油膜把摩擦面完全隔開并平衡外載荷。,獲得液體動壓潤滑的必要條件是：,1）相對運動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙；,2）兩運動表面要有足夠大的相對滑動速度，其運動方向必須使潤滑油由大口流進，從小口流出；,3）潤滑油必須有一定的粘度，且供應要充分。,156動壓潤滑的基本原理,.,30,工作轉速越高，e值越小，即軸頸中心越接近軸承孔中心。,二、向心滑動軸承形成動壓油膜的過程,三、液體動壓潤滑的基本方程,1）流體為牛頓液體；忽略壓力對流體粘度的影響；2）略去流體膜的慣性力及重力的影響；3）認為流體不可壓縮；4）兩平板在z方向無限長，流體沿z方向不流動；5）流體膜中的壓力沿膜厚方向是不變的；6）流體作層流運動。,假設條件是：,.,31,根據x方向的平衡條件，得,整理后得,由牛頓粘性流體摩擦定律,因此,該式表示了壓力p沿x軸方向的變化與流體速度u沿y軸方向的變化關系。,將上式對y積分兩次（壓力沿y軸方向無變化，為常數），得,式中c1、c2積分常數，可由邊界條件確定。,.,32,無側漏時，潤滑油在單位時間內流經任意截面上單位寬度面積的流量為,設最大油壓pmax處的油膜厚度為h0（即時，h=h0），則通過該截面單位寬度的流量為,根據流體的連續性原理，當潤滑油連續流動時，各截面的流量必定相等，由此得,液體動壓潤滑基本方程，又稱一維雷諾方程,當y=0時，u=v；,當y=h時，u=0；,.,33,一、向心滑動軸承的幾何參數,軸承和軸頸的連心線OO1與外載荷Fr的方向形成一偏位角,軸承孔和軸頸直徑分別用D和d表示，半徑分別用R和r表示,直徑間隙,=Dd,半徑間隙,=Rr=/2,相對間隙,=/d=/r,偏心率,=e/=e/(Rr),hmin=e=(1)=r(1),最小油膜厚度,157向心動壓軸承的幾何關系和承載量的計算,.,34,取軸頸中心O為極點，連心線OO1為極軸，對應于任意角的油膜厚度為h可在AOO1中應用余弦定理求得,R2=e2+(r+h)22e(r+h)cos,解上式并略去微量,則得任意位置的油膜厚度,壓力最大處的油膜厚度h0=(1+cos0),h=(1+cos)=r(1+cos),將雷諾方程改寫成極坐標表達式，即dx=rd，v=r及h、h0之值代入后,得極坐標形式的雷諾方程,將上式從油膜起始角1到任意角進行積分，得任意位置的壓力,二、軸承的承載量計算,.,35,由此可得,或,把所有在外載荷方向的分量相加(積分)，即可得單位寬度的油膜承載能力。再把全寬度上的承載能力相加(積分)，可得總承載能力Fr。考慮軸承有端泄，即兩端的油壓為零，油壓沿寬度呈拋物線分布，且最大油壓也有所降低。,式中CP承載量系數；表示三重積分項；潤滑油在軸承平均工作溫度下的動力粘度，單位為N.s/m2；B軸承寬度，單位為m；Fr外載荷，單位為N；v軸頸圓周速度，單位為m/s。,.,36,CP值取決于軸承的包角、偏心率和寬徑比B/d。,包角軸承表面上的連續光滑部分包圍軸頸的角度，即入油口到出油口間所包軸頸的夾角,有限寬軸承的承載量系數CP(=180在非承載區提供無壓供油),.,37,三、最小油膜厚度hmin,在其它條件不變的情況下，hmin愈小則偏心率愈大；軸承的承載能力就愈大。然而，最小油膜厚度是不能無限縮小的，因為它受到軸頸和軸承表面粗糙度、軸的剛性及軸承與軸頸的幾何形狀誤差等的限制。為確保軸承能處于液體摩擦狀態，最小油膜厚度必須等于或大于許用油膜厚度h，即,hmin=r(1)h,式中Rz1、Rz2軸頸和軸瓦表面微觀不平度十點高度(表11-8)。對一般軸承，可分別取Rz1、Rz2值為3.2m和6.3m，或1.6m和3.2m；對重要軸承可取為0.8m和1.6m，或0.2m和0.4m。S安全系數，常取S2。,h=S(Rz1+Rz2),.,38,四、軸承的熱平衡計算,軸承工作時，摩擦功耗將轉變為熱量，使潤滑油溫度升高，導致潤滑油粘度下降，降低軸承承載能力。因此，設計液體動壓潤滑軸承時，必須計算潤滑油的溫升，并將其限制在允許的范圍內。,摩擦功耗轉變的熱量，一部分被潤滑油帶走，一部分通過軸承殼體散逸。軸承運轉時達到熱平衡狀態的條件是：單位時間內軸承摩擦所產生的熱量Q等于同時間內流動的油所帶走的熱量Q1與軸承殼體散逸的熱量Q2之和，即,Q=Q1+Q2,.,39,式中q潤滑油流量，單位為m3/s，按潤滑油流量系數求出；潤滑油的密度，單位為kg/m3，對礦物油為850900kg/m3；c潤滑油的比熱容，單位為J/(kg.)，對礦物油為16752090J/(kg.)；t0、ti油的出口溫度和入口溫度，單位為。通常由于冷卻設備的限制，取為ti=3540。s軸承的表面傳熱系數，單位為W/(m2.)，隨軸承結構和散熱條件而定。對于輕型軸承或不易散熱的環境中工作的軸承，取s=50W/(m2.)；中型軸承及一般通風條件下工作的軸承，取s=80W/(m2.)；在良好冷卻條件下工作的重型軸承，取s=140W/(m2.)。,軸承中的熱量是由摩擦損失的功轉變而來。每秒鐘在軸承中產生的熱量Q(W),Q=fFrv,由流出的油帶走的熱量Q1(W),軸承殼體的金屬表面通過傳導和輻射散發的熱量,Q1=qc(t0ti),Q2=sdB(t0ti),.,40,熱平衡時，有,于是得出,fFrv=qc(t0ti)+sdB(t0ti),潤滑油流量系數，是一個無量綱數，可根據軸承的寬徑比B/d及偏心率由圖查出；,f摩擦系數，可由下式確定：,式中隨軸承寬徑比而變化的系數。對于B/d1的軸承，=(d/B)1.5；對于B/d1的軸承，=1；軸頸角速度，單位為rad/s；p=Fr/(dB)軸承的平均壓力，單位為Pa；潤滑油的動力粘度，單位為Pa.s。,式中t潤滑油的溫升，通常要求t30；,.,41,潤滑油流量系數線圖(指速度供油或非壓力供油的耗油量),.,42,潤滑油從入口到流出軸承，溫度逐漸升高，因而在軸承中不同之處的油的粘度也將不同。研究結果表明，