滑动轴承ppt课件

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,*,*,机械设计,课程,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,*,机械设计,课程,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,*,*,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,*,滑动轴承ppt课件,1,滑动轴承ppt课件,2,滑动轴承ppt课件,3,滑动轴承ppt课件,4,滑动轴承ppt课件,5,滑动轴承ppt课件,6,2,）求流量,边界条件,：,变形式,（,12,6,）,速度流量,压力流量,剪切流,沿,x,压力流,1,）求速度,7,2）求流量边界条件：变形式（126）速度流量压力流量剪切流,当压力取得极大值时，,dp,/,dx,=0,设此处间隙为,h,0,：,各截面流量必须相等,：,利用流量连续条件：,（,12-7,）,8,当压力取得极大值时，dp/dx=0,设此处间隙为h0：各截面,即为一维流体动压基本方程，也叫,一维雷诺方程（在,1886,年由雷诺导出。）,它描述了流体压力的变化率与流体的粘度、流动速度和间隙之间的关系，是流体动压滑动轴承设计的理论依据。,二、流体动压基本方程,形成流体动压的条件,形成流体动压的,必要条件,(1),流体必须流经收敛间隙,而且间隙倾角越大则产生的油膜压力越大；,(2),流体必须有足够的速度；,(3),流体必须是粘性流体。,9,即为一维流体动压基本方程，也叫一维雷诺方程（在1886年由雷,流体动压力的形成和压力油膜承载原理,1,）,维持流量相等,，导致,出、入口速度分布变化,：,出口外凸，入口内凹。,2,）,速度变化,导致,压力变化,：从入口,AA,到,BB,截面，,压力为递增,；从,BB,到出口,CC,截面，,压力为递减。,3,）,BB,截面速度线性变化，,压力达到最大值。,10,流体动压力的形成和压力油膜承载原理1）维持流量相等，导致出、,1,）流体动压力：,靠运动表面带动粘性流体以足够的速度流经收敛形间隙时,流体内所产生压力叫,流体动压力。,2,）流体动压油膜：,间隙内具有动压力的油层称为,流体动压油膜,动压承载原理讨论,（,1,）,M,平行于,N,板,，则沿,X,方向处处,dp/dx=0,压力无变化，两端为,0,，间隙内个点也为,0,，不能承载；,（,2,）,如,M,与,N,板形成发散间隙,，流体流动不连续，间隙内形成负压，没有动压力，不能承载。,11,1）流体动压力：靠运动表面带动粘性流体以足够的速度流经收敛形,液体动压径向滑动轴承工作过程,12-6,液体动压径向滑动轴承的计算,12,液体动压径向滑动轴承工作过程12-6 液体动压径向滑动轴承的,一、径向滑动轴承的工作过程,处于边界摩擦，,摩擦力,使,轴向右偏,处于液体摩擦，,动压力,使,轴向左偏,轴与瓦间隙配合具备形成液体动压几何条件,13,一、径向滑动轴承的工作过程处于边界摩擦，摩擦力使轴向右偏处于,二、几何参数及其基本方程的形式,径向滑动轴承的几何参数如下：,14,二、几何参数及其基本方程的形式径向滑动轴承的几何参数如下：1,滑动轴承的几何参数和压力曲线（包角,180,o,）,极轴的初始位置,极轴与外载荷的夹角,d,P,y,15,滑动轴承的几何参数和压力曲线（包角180o）极轴的初始位置极,几个,定义,起始角：,压力油膜起始的角度,1,终止角：,压力油膜终止的角度,2,油膜角：压力油膜范围对应的角度,（,1,2,）,承载区：,从压力油膜的起始角到终止角的范围。,承载区的压力大于零，其他为非承载区，压力为零。,承载区的大小,与,油的粘度,、,轴颈速度,、,外载荷大小,等因素有关,包角：,轴颈被连续的轴瓦圆弧包围的部分所对应的圆心角。,包角用,表示。对油膜力有一定影响。,油膜角（,1,2,）只为包角,的一部分,。,16,几个定义起始角：压力油膜起始的角度116,动压径向滑动轴承的基本方程,三、径向滑动轴承的承载系数和最小油膜厚度计算,最小油膜厚度,是轴承稳定工作的重要标志之一，影响,最小油膜厚度,的因素很多，可以用一个表示这些因素综合影响的无量纲数,承载量系数,表示，为此，必须先求出垂直方向油膜力的值：,对（,12-8,）积分整理得,沿垂直方向,的,总油膜力,（,12-8,）,17,动压径向滑动轴承的基本方程三、径向滑动轴承的承载系数和最小油,（,12-8,）,对上式积分整理，得,沿垂直方向,的,总油膜力,：,在轴承单位长度,微小面积,上的油膜力：力： ，此力作用在轴颈上，指向轴心,O,。它的,垂直分量,为：,（,12-9,）,（,12-10a,）,（,12-10b,）,是 角处一点上的压强,18,（12-8）对上式积分整理，得沿垂直方向的总油膜力：在轴承单,（,12-10,）,由式（,12-10,）可得,（,12-11,）,轴承稳定工作时,外载荷,和总油膜力的,垂直分量,P,相平衡,即,C,F,称为轴承的承载量系数，它是轴承相对偏心距,、包角,和长径比,L/d,的函数。,包角一定时，只与,和,L/d,有关。,19,（12-10）由式（12-10）可得（12-11）轴承稳定工,液体动压径向滑动轴承设计思路,先根据选定的几何参数、外载荷等条件用式,(12-11),计算,C,F,再由下式计算得,h,min,。,然后由滑动轴承,C,F,图查得,20,液体动压径向滑动轴承设计思路先根据选定的几何参数、外载荷等条,实现液体摩擦的充分条件,最小油膜厚度,必须满足,实现液体摩擦的,充分条件,是保证最小油膜厚度处的表面不平度高峰不直接接触，因此,轴瓦和轴径的表面不平度与加工方法有关，参照表,12.4,确定。,21,实现液体摩擦的充分条件 最小油膜厚度必须满足,四、滑动轴承的热平衡计算,在热平衡状态，对于非压力供油的径向滑动轴承有,外界空气散热,油流动散热,Q,润滑油的流量,摩擦发热量,液体摩擦仍然有摩擦功耗，可使轴承润滑油温度升高，发热，粘度下降，可能导致轴承不能正常工作，严重时出现抱轴烧瓦事故，要进行热平衡计算，限制温升不超过许用值。,22,四、滑动轴承的热平衡计算在热平衡状态，对于非压力供油的径向滑,非摩擦系数，但表征摩擦系数大小,（,12-14,）,式,12-14,只计算出,平均温差,，求承载能力时需要平均温度下的粘度，要计算,平均温度,t,m,t,m,=,t,i,+,t,/2,（选油时粘度对应温度,50,o,C,）,入口,t,i,和出口,t,o,温度,30-40,o,C,60-70,o,C,23,非摩擦系数，但表征摩擦系数大小（12-14）式12-14只计,五、耗油量和摩擦功率,（,1,）耗油量,（,2,）摩擦功率,W,六、滑动轴承设计任务及主要参数选择,设计中,已知条件,通常是,：,作用在轴颈上的径向载荷 ，轴颈直径 和轴的转速 ，以及轴承的工作条件等。,轴承的设计计算任务,选择合适的参数,，使轴承的,最小油膜厚度,（ ）满足式（,12-12,），使,温升,（ ）在规定的范围,值得注意的是：要包含非液体摩擦状态计算,24,五、耗油量和摩擦功率（1）耗油量（2）摩擦功率W六、滑动轴承,1.,选择轴承长颈比,L/d,，,L/d= 0.51.5,(,表,12.5),2.,选择相对间隙,和轴承的配合,依据,的经验公式,3.,选择润滑油及其粘度,(,表,12.6),4.,确定最小油膜厚度许用值,f,相对间隙,摩擦系数,25,1.选择轴承长颈比L/d，L/d= 0.51.5,(表12,L/d,大最小油膜厚度大承载能力大,润滑油流量减小温升增加承载能力减小,选择要合适保证足够的最小油膜厚度，又不使温升过高，同时确保压强不超过许用值。参见表,12.5,高速轴承取小值，低速轴承取大值；,过大,L/d,的轴承，采用调心结构（参见图片）。,相对间隙,和轴承配合的选择,相对间隙,增大,油流量加大温升下降摩擦功降低,相对间隙,增大,承载量系数,C,F,增大,增加最小油膜厚度减小,相对间隙,增大,半径间隙,C,增大最小油膜厚度增加,因此，相对间隙,在一定范围内增加时最小油膜厚度增加,，超过这个范围在增加，则最小油膜厚度将减小,L/d,选择：,主要参数及其选择,26,L/d大最小油膜厚度大承载能力大选择要合适保证足,轴承的配合,是按间隙选择,间隙的限制导致滑动轴承不能采用基孔基轴制，多采用,混合配合,。选定配合后：,按,大间隙,计算最小油膜厚度,间隙太大最小油膜厚度下降。,按,小间隙,进行热平衡计算,使温升在允许范围,润滑油的选择及粘度的确定,粘度大,最小油膜厚度大承载能力大,粘度大,油摩擦发热大轴承温升大承载能力下降,载荷大,时选高粘度油，,速度高,时选低粘度的油。,参见,表,12.6,设计时，最小油膜不满足要求时，可选用高粘度的润滑油。,最小油膜厚度许用值的确定,主要根据轴瓦和轴颈的表面粗糙度选择。,式,12-12,，表,12.4,粗糙度选择时要考虑,需要和经济性,27,轴承的配合是按间隙选择间隙的限制导致滑动轴承不能采用基孔基,七、滑动轴承摩擦特性曲线,滑动轴承工作时润滑油的内摩擦力与轴承的,特性系数,V/p,有关，这个系数称为,索莫非尔数（索氏数）,Sommerfeld,，其值不同，轴承所处的摩擦状态不同，摩擦系数也变化。,1886,年,Reynold,提出雷诺方程，,20,世纪初,Stribeck,做了大量的实验，,Sommerfeld,巧妙的将实验和理论结合，建立了摩擦系数与索氏数的联系。,揭示了滑动轴承的摩擦状态转化规律。,索氏数,28,七、滑动轴承摩擦特性曲线 滑动轴承工作时润滑油的内摩擦,从摩擦状态曲线分析滑动轴承的工作情况,从索氏数可以看出，在,液体摩擦状态,下，,V,增大或,p,减小可使索氏数增加，可导致,f,增大，温升增加，使,下降，又使索氏数减小，,f,又下降，反复变化，维持某一平衡状态。,但当,p,增加较大时,，将使,h,min,下降，导致,f,上升，以至于非液体摩擦；此外，若温度急增，粘度,急剧,下降，也偏离液体摩擦状态，导致烧瓦！,所以，液体摩擦轴承不仅要验算,h,min,，而且还要进行热平衡计算，以保持稳定的液体摩擦状态。,索氏数,许用最小油膜厚度和热平衡是维持液体润滑的关键条件,29,从摩擦状态曲线分析滑动轴承的工作情况 从索氏数可以看出,12-7,多油楔动压轴承简介,一、多油楔,径向,滑动轴承,当轴承具有一个压力区时称单油楔轴承。,补尝载荷变化能力低！,椭圆轴承（双油楔轴承）,三油楔轴承,轻载高速下，,多楔轴承可以提高轴承的稳定性和油膜刚度。,但是，承载力有所降低，功耗有所增大。,2,个以上为多油楔。,载荷增量一定时，最小油膜厚度变化量的大小表示,油膜的刚度,。,双向,单向,楔角固定，固定瓦多油楔轴承,30,12-7 多油楔动压轴承简介一、多油楔径向滑动轴承当轴承具有,摆动瓦多油楔径向滑动轴承,可用于磨床主轴支承。实际中还有,5,块瓦轴承。,有时工况条件变化，使载荷不固定，采用固定瓦轴承很难保证油膜压力稳定，油膜支承刚度低，人们提出摆动瓦多油楔支承方案，利用轴瓦的倾角随载荷变化而变化，可以提高轴承的支承刚度。,注意：这种轴承的球形支承面要与瓦背的球形窝面对研,31,摆动瓦多油楔径向滑动轴承可用于磨床主轴支承。实际中还有5块瓦,二、多油楔,推力,轴承,根据瓦块固定与否，也分为,固定瓦,和,摆动瓦,推力轴承,尺寸较大的推力轴承常设计成摆动瓦多油楔形状，轴承工作时，扇形瓦块可以自动调位，以适应不同的工作条件。,水轮发电机转子的主轴推力轴承，使用多楔轴承。,摆动瓦,固定瓦,32,二、多油楔推力轴承根据瓦块固定与否，也分为固定瓦和摆动瓦推力,，索氏数，在转速极高（,n,10,万,r/min,）时，会很大,摩擦系数也很大，摩擦损失急剧增加，温升过高，粘度下降，将,引起轴承失效。对于载荷一定的情况下，可采用气体润滑剂来降,低粘度值。气体润滑剂也可以分为：动压轴承、静压轴承及混合,轴承，其工作原理与液体滑动轴承相同。常用的气体润滑剂：,净化后的空气,：,不需特别制造，用过后无需回收；,氢气,：,粘度更低，适用于高速场合；,氮气,：,惰性好使零部件表面不发生氧化生锈，适用高温场合,。,常用于高速、摩擦小、高温、低温等场合，比如高速磨头、高速,离心分离机、原子反应堆、陀螺仪等尖端技术上。,气体润滑轴承,33,，索氏数，在转速极高（n10万r/,自润滑轴承,也称,无润滑轴承,，是在无润滑剂润滑的条件下，靠,轴承材料,自身的自润滑性润滑的,轴承，其磨损不可避免。故常,用磨损率低的材料制作,轴瓦,，如各种工程塑料、碳,-,石墨；而,轴,颈,用不锈钢或碳钢镀硬铬。,自润滑轴承,的承载能力计算,与非液体摩擦滑动轴承类似,。,对于一般用途的自润滑轴承的承载能力，校核,p,值和,pv,值；,对于接触压强较低、相对滑动速度较高的轴承，需校核,v,值。,自润滑轴承,适应性强、耐磨、经济，一般应用在,低速重载工况条件下，或者是维护保养及加注润滑油困难的运转部位,，可在使用时不保养或少保养。已广泛应用于各种机械的滑动部位,例如：,印刷机、汽车、摩托车与农林机械,等等,自润滑轴承,34,自润滑轴承也称无润滑轴承，是在无润滑剂润滑的条件下，靠自润滑,结束了,结束了,35,