第八章 滑动轴承

第八章 滑动轴承8.1 重点、难点分析本章的重点内容是滑动轴承轴瓦的材料及选用原则；非液体摩擦滑动轴承的 设计准则及设计计算；液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算。难点是液体动力 润滑径向滑动轴承的设计计算及参数选择。8.1.1 轴瓦材料及其应用 对轴瓦材料性能的要求：具有良好的减摩性、耐磨性和咬粘性；具有良好的 摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；具有足够的强度和抗腐蚀的能力和良好的导热性、 工艺性、经济性等。常用轴瓦材料：金属材料、多孔质金属材料和非金属材料。其中常用的金属 材料为轴承合金、铜合金、铸铁等。8.1.2 非液体摩擦滑动轴承的设计计算对于工作要求不高、转速较低、载荷不大、难于维护等条件下的工作的滑动 轴承，往往设计成非液体摩擦滑动轴承。这些轴承常采用润滑脂、油绳或滴油润 滑，由于轴承得不到足够的润滑剂，故无法形成完全的承载油膜，工作状态为边 界润滑或混合摩擦润滑。非液体摩擦轴承的承载能力和使用寿命取决于轴承材料的减摩耐磨性、机械 强度以及边界膜的强度。这种轴承的主要失效形式是磨料磨损和胶合；在变载荷 作用下，轴承还可能发生疲劳破坏。因此，非液体摩擦滑动轴承可靠工作的最低要求是确保边界润滑油膜不遭到 破坏。为了保证这个条件，设计计算准则必须要求：pW p, pvW pv, vW v限制轴承的压强P，是为了保证润滑油不被过大的压力挤出，使轴瓦产生过 度磨损；限制轴承的pv值，是为了限制轴承的温升，从而保证油膜不破裂，因为 pv值是与摩擦功率损耗成正比的；在p及pv值经验算都符合要求的情况下，由 于轴发生弯曲或不同心等引起轴承边缘局部压强相当高，当滑动速度高时，局部 区域的pv值可能超出许用值,所以在p较小的情况下还应该限制轴颈的圆周速度 v。8.1.3液体动力润滑径向滑动轴承设计计算 液体动力润滑的基本方程和形成液体动力润滑（即形成动压油膜）的条件已 在第一章给出，这里不再累述。1径向滑动轴承形成动压油膜的过程径向滑动轴承形成动压油膜的过程可分为三个阶段：（1）起动前阶段，见图 8-1a；2）起动阶段，见图 8-1b；（3）液体动力润滑阶段，见图8-lc；a) n =0b) nOc)形成油膜图 8-1 径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程对于这一形成过程应掌握如下要点：（1）从轴颈开始转动到轴颈中心达到 静态平衡点的过程分析；（2）在给定载荷、轴颈转动方向及偏 心距e的大小时,如何确定轴颈的平衡位置;（3）确定轴颈平衡位置后，油膜压力 分布的大致情况以及最小油膜厚度h的位min 置;（4）影响轴颈静态平衡点位置的主要 因素有外载荷F,润滑油粘度n和轴颈转速 n。当外载荷F、润滑油粘度n和轴颈转速 n 发生变化时，轴心的位置也将随之改变， 即e在变化。2径向滑动轴承的几何参数设R为轴承孔半径，r为轴颈半径，B为轴图 8-2 径向滑动轴承的几何参数承宽度，则径向滑动轴承的主要几何参数为：1 ）轴承宽径比Bd2）轴承半径间隙5 =Rr= (Dd) / 23）轴承相对间隙4）轴承偏心距5）轴承偏心率6）最小油膜厚度7）任意位置油膜厚度屮=5 / re= OO1X =e/5h =5 e=5 (1 x )=g r(l x ) minh=g r(l+ x cos )(8)在(p =0 0处，油膜压力最大，最大油膜压力处的油膜厚度为 h0= 屮 r(l+ x cosp )以上各项几何参数，可结合图8-2 明确意义，掌握其相互关系。对其中有些 参数，如轴承宽径比B/d和相对间隙卩，还应了解它们对轴承工作能力的影响， 掌握其选用原则。3. 承载量系数Cp有限宽轴承油膜的总承载能力为：F _ ndB C屮2 PCP为滑动轴承的承载量系数，无量纲，CJ,轴承承载能力f。对于在外载 荷作用下给定参数的轴承，可用式Cp=Fw/ndB= F2/2nvB求得。Cp取决于轴承 包角B、偏心率咒和宽径比B/d。可由表格或曲线查得Cp或偏心率咒，由咒计算出最 小油膜厚度h。min4. 参数选择(1) 粘度n粘度大小取决于轴承的平均温度t, t f, n ；，承载能力偏高；tin f，m mm承载能力偏低。设计时：先假定t初选n 初步设计。校核入口温度若t m1 =3540则合适；否则重新计算。低速、重载滑动轴承要选高粘度的润滑油，便于形成油膜；高速滑动轴承应 选用低粘度的润滑油。因为润滑油内摩擦力几乎与转速平方成正比，转速高，摩 擦产生的热量大，使润滑油温度升高，粘度下降，同时还会使轴受热膨胀，间隙 缩小，易造成油膜破裂、轴承烧伤。轴承间隙大，不易形成油膜，且端泄大，应选较高粘度的润滑油。 轴承宽径比大，端泄小，应选粘度低的润滑油。轴承宽径比与润滑油的粘度 值约成反比关系。(2) 宽径比 B/d一般轴承的宽径比B/d=0.31.5。高转速滑动轴承，应选较小的B/d值，这 样可使端泄流量增大，以减少温升，但是B/d小，轴承的承载能力也低。宽径比 B/d 大，轴承承载能力大，但温升高，且长轴颈易变形，制造、装配误差的影响 也的较大。因此，只在低速、重载，轴及轴承刚性好，制造及安装精度高时，宽 径比 B/d 才取较大值。宽径比对承载能力的影响见图8-3。宽径比 B/d 的选择还与压强 p 的选择密切相关， p 选得大些可以减小轴承的 尺寸，并提高轴承运转的稳定性；但P取得过大，会使油膜变薄，容易因油质或 加工、装配质量问题而被破坏。图 8-3 宽径比对承载能力的影响(3) 相对间隙屮 轴承中的一些特性参数是相对间隙卩或半径间隙5的函数，承载量系数CP 是0 2的函数，所以间隙值对轴承性能影响很大。相对间隙主要根据载荷和速度 选取。速度高时，0值应大些；载荷越大，0值应越小。直径大、宽径比小，调 心性能好，加工精度高时， 0 值取小些。一般机器常用的 0 值可查阅有关的技 术资料，也可以由经验公式求得。( 4 )最小油膜厚度h (即x f),轴承的承载能力f，但h不能无限缩小。为确保轴承在 min min液体润滑条件下安全运转，应使最小油膜厚度大于轴颈、轴瓦工作表面粗糙度十 点高度R、R之和，即z1 z2h = r 0 (1x)三h， h =S ( R +R )min z1 z2 式中S安全系数，常取S22。8.2 典型题解析例8.1试设计一个起重机卷筒的滑动轴承。已知轴承的径向载荷F=2Xr 105N，轴颈直径d=200mm，轴的转速n=300 r/min。要点分析： 非液体摩擦滑动轴承的设计计算。解：(1) 确定轴承的结构型式 根据轴承的重载低速的工作要求，按非液体摩擦滑动轴承设计。采用剖分式 结构以便于安装和维护，润滑方式采用油脂杯用脂润滑。由机械设计手册初步选 择 2HC4-200 号径向滑动轴承。(2) 选择轴承材料按重载低速的工作条件，由机械设计手册选用轴瓦材料为ZCuA110Fe3，根据 其材料特性查得：p=15 MPa,pv=12 MPam/s, v =4 m/s(3) 确定轴承宽度对起重装置，宽径比可以取大些，取B/d=1.5,则轴承宽度B=B / d d=1.5X200 mm=300 mm(4) 验算轴承压强Fp= =dB2 x 105200 x 300MPa = 3.33 MPa Vp(5) 验算v及pv值兀dnv=60 x10003.14 x 200 x 30060 x 1000m/s =3.24 m/sVvpv =3.33X3.14 MPa m/s= 10.47 MPa m/s V pv 从上面验算可知所选材料合适。(6) 选择配合H7滑动轴承常用的配合有，f6H8 H9 H9f7，19。一般取 d9o例& 2有一混合摩擦径向滑动轴承，轴颈直径d=60mm,轴承宽度B = 60mm， 轴瓦材料为ZCuA110Fe3，试求：(1) 当载荷F =36000N，转速n=150 r/min时，校核轴承是否满足非液体r润滑轴承的使用条件；(2) 当载荷F =36000N时，轴的允许转速；r(3) 当轴的转速n=900 r/min时的允许载荷F ；r(4) 轴的允许最大转速n。max要点分析：滑动轴承的条件性计算。解：根据轴瓦材料的型号ZCuA110Fe3，可查相关手册得：p = 15 MPa， v =4m/s， pv=12 MPa m/s(1)当载荷 F =36000N，转速 n=150 r/min 时，rF 36000p =- =MPa=10 MPaV p =15MPaBd 60 x 60兀dn60 x10003.14 x 60 x 15060 x1000m / s = 0.471m / s v=4m / s =0.471/pv = 10 x 0.471MPa - m / s = 4.71 MPa m/s pv =12 MPa m/s由此可知，满足使用要求。2）求轴的允许转速 n由 pv=pvF兀dnBd 60x1000可得：nW60 x 1000 x B x pv n F60 x 1000 x 60 x 123.14 x 36000r / min = 382.2 r/min故，最大允许转速为382.2 r/min3)由 pv=F,所以此轴承可以用于液体润滑状态，不会过度磨损与过热。 max2)轴承在不完全液体润滑状态下F5 x104p =MPa = 2.22MPa p MPaV pF 兀 dn F - n dB 60x1000 19100BdB 150 x 150而诙MPm m/s=17.45MPa-m/s 刖兀dn兀 x 150 x 103v=m/s = 7.85m/s v = 10n/s60 x 100060 x 1000所以此轴承在不完全液体润滑状态下也不会过度磨损与过热。（2）由（1）中的 1）可知此轴承能形成液体动压润滑。