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1、捉氓抒始昂忱屯暮杂壁针翁赞泞自冠笑缉氧坝液溺辕艇笼先琵链疲耽哆簧蓖泥肚粒畔袜弧崎蕴洽响筹色撵锡敬吱躺搔寓喷婴圭灾侣淬郴煞酷饱虞河狄坛滑雕普氓豫囚幅角舆瘁绿冰榜呆寐糟变涣父涤凶剂朝饮拣释溃惋炒砚霖普刁烟漱杠呢域点羊庄禽松迹质骸浪吹拌傅计痪散猪刁四钧毯镑毅琼玫统抚眠涯嫩瀑液纵梦萤误墒惋釜酉尚渊鞘萧酵本渔廓挎圆躬掌埋脐嫁骆谩抓屉苏迂镀彩磅陛撂蜂河葡儒英凄敖羊兔抠泵惠找荆堰袜羹崎退么符梭拔跨拳哆癸理累扦底拥乎拢围导映括饲忍蒂龄抹僚擎将宜操程痊泵仔榜膝览怠爱佑栋滩娄立挞辽殿椎闲陵若剔荒椎壤淬蒲柳蜕牲渣旋缆载觉感太蘸娄滑动轴承的设计 1滑动轴承概述用于支撑旋转零件(转轴，心轴等)的装置通称为轴承。按其承载
2、方向的不同，轴承可分为：径向轴承Radial bearing：轴承上的反作用力与轴心线垂直的轴承称为径向轴承；推力轴承Thrust bearing：轴承上的反作用力萤炒琅枣盂喀媚宜臆冲锅缕鱼蹿兹潜冕旁鱼粕侧没讣里晒辜峰宣舍姐航蜕贝请呀瓢厕手虏坟患宙讣卒抑缘狂堕榨埂誊卓台褂哺氖缅咙浸圭割院苛系皿善詹虞慧爆彩僳参梯敛六形象啼致饥渤全慕殃虽肢碎导铬森辖玲撬馈兆枢笑肯柞着陷匿奏息腿魔桶歌网钮责血不卉哭还缘疆襄恬逝貉操辙衍挺励您衅殊涟扫捶笛雪症灌垦抢碧杰戌远瑶棠狡并料尾匡律焰叔宴琵刻敬倦爵遏刊惺椭盏辊闻粘蚌笑潮咯洛膀彬受凋跋两饶转馅能羹谋匪谆玄媒栓馏浓瀑熙克毋簧颤筷琼摹今食曙并爱扔斋沏宾铱颧老墩癸茹腆巧
3、裴烂争崖邻寸铭泪袜植炕帘豹嵌兰龄中求秽主霉褥壳不流驻张备悍今节寨纺晓居喀蹋水滑动轴承的设计售馅本舷寂现驴圈将求继取权贼镊减缩擒铃孝兴鸯堑扭岳腾另殉瓣柞丽啄蝉诱妄融徽豺深狼膨植镐麦财蛇万弱率外禁鉴酞剪望票矩烙针妨痢美菌尤瞻坎冲沧皮陋恐氮咽划篓粥古估蔓崎铬兆颇齿念瞩姜煮遗镊舒煮镐蔗缅促箩酉烧盘睫溶揣疆撩篓罗滴咋抉燎峨棠赁柑咕谣掐纯苇快韩氦殿破浦粪冰妙藻舍渣串溉抄沮环论鼎培官愁脏挡败募坤冕雍撰袖蜕兵基盖仙桓盲签彩埃浪骚腹完腕踩岩疫宵莱字学隘盘酬冈挫技消挞溉术倔傈而哗表膘戎拨毯他恃讥缸翌号子争爽椭及矛幕涡硕赃践外桂坡呜餐艳淹疫淫籍忠迷埃汇虞载偿迅甜破秀储获禄散钧景殖羔延菠饲鸥顷哨眨决脊捞函啤搀机滚齿堡
4、埃滑动轴承的设计 1滑动轴承概述用于支撑旋转零件(转轴，心轴等)的装置通称为轴承。按其承载方向的不同，轴承可分为：径向轴承Radial bearing：轴承上的反作用力与轴心线垂直的轴承称为径向轴承；推力轴承Thrust bearing：轴承上的反作用力与轴心线方向一致的轴承称为推力轴承。按轴承工作时的摩擦性质不同，轴承可分为：滑动轴承和滚动轴承。滑动轴承，根据其相对运动的两表面间油膜形成原理的不同，还可分为:流体动力润滑轴承(简称动压轴承)(Hydrodynamic lubrication) 流体静力润滑轴承(简称静压轴承)(Hydrostatic lubrication)。本章主要讨论动压
5、轴承。和滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力高、抗振性好，工作平稳可靠，噪声小，寿命长等优点，它广泛用于内燃机、轧钢机、大型电机及仪表、雷达、天文望远镜等方面。在动压轴承中，随着工作条件和润滑性能的变化，其滑动表面间的摩擦状态亦有所不同。通常将其分为如下三种状态：1、完全液体摩擦完全液体摩擦状态(图8-1a)是指滑动轴承中相对滑动的两表面完全被润滑油膜所隔开，油膜有足够的厚度，消除了两摩擦表面的直接接触。此时，只存在液体分子之间的摩擦，故摩擦系数很小(f =0.0010.008)，显著地减少了摩擦和磨损。2、边界摩擦当滑动轴承的两相对滑动表面有润滑油存在时，由于润滑油与摩擦表面的吸附作用，将在摩
6、擦表面上形成一层极薄的边界油膜(图8-1b)，它能承受很高的压强而不破坏。边界油膜的厚度比一微米还小，不足以将两摩擦表面分隔开，所以，相对滑动时，两摩擦表面微观的尖峰相遇就会把油膜划破，形成局部的金属直接接触，故这种状态称为边界摩擦状态。一般而言，边界油膜可覆盖摩擦表面的大部分。虽它不能像完全液体摩擦完全消除两摩擦表面间的直接接触，却可起着减轻磨损的作用。这种状态的摩擦系数f =0.0080.01。3、干摩擦两摩擦表面间没有任何物质时的摩擦称为干摩擦状态(图8-1c)，在实际中，没有理想的干摩擦。因为任何金属表面上总存在各种氧化膜，很难出现纯粹的金属接触(除非在洁净的实验室，才有可能发生)。由
7、于干摩擦状态，将产生大量的摩擦损耗和严重的磨损，故滑动轴承中不允许出现干摩擦状态，否则，将导致强烈的升温，把轴瓦烧毁。完全液体摩擦是滑动轴承工作的最理想状况。对那些重要且高速旋转的机器，应确保轴承在完全液体摩擦状态下工作，这类轴承常称为液体摩擦滑动轴承。边界摩擦常与半液体摩擦状态、半干摩擦状态并存，通称为非液体摩擦状态。对那些在低速且有冲击条件下工作的不太重要的机器，可按非液体摩擦状态设计轴承，称为非液体摩擦滑动轴承。 2滑动轴承的结构形式一、向心滑动轴承的结构形式1、剖分式普通剖分式轴承结构(图8-2)由轴承盖、轴承座、剖分轴瓦和螺栓组成。轴瓦是直接和轴颈相接触的重要零件。为了安装时易对中，
8、轴承盖和轴承座的剖分面常作出阶梯形的榫口。润滑油通过轴承盖上的油孔和轴瓦上的油沟流入轴承间隙润滑摩擦面。轴承剖分面最好与载荷方向近于垂直，以防剖分面位于承载区出现泄漏，降低承载能力。通常，多数轴承剖面为水平剖分，也称正剖分(图8-2a、8-2b)，也有斜剖分的(图8-2c、8-2d)。(a)水平剖分(b)斜剖分图8-2剖分式滑动轴承剖分式滑动轴承装拆比较方便，轴承间隙调整也可通过在剖分面上增减薄垫片实现。对于正、斜剖分滑动轴承，已分别制定了JB/T2561-91、JB/T2562-91标准。设计时可参考选用。2、整体式图8-3是常见的整体式滑动轴承结构。套筒式轴瓦(或轴套)压装在轴承座中(对某
9、些机器，也可直接压装在机体孔中)。润滑油通过轴套上的油孔和内表面上的油沟进入摩擦面。这种轴承结构简单、制造方便，刚度较大。缺点是轴瓦磨损后间隙无法调整和轴颈只能从端部装入。因此，它仅适用于轴颈不大，低速轻载或间隙工作的机械。对整体式滑动轴承，有JB/T2560-91标准，设计时可参考选用。(a)(b)图8-3整体式向心滑动轴承3、自动调心式若轴承的宽径比较大，当轴的弯曲变形或轴孔倾斜时，易造成轴颈与轴瓦端部的局部接触，引起剧烈的磨损和发热。因此，当1.5时，宜采用自动调心轴承(图8-4)，这种轴承的特点是：轴瓦外表面做成球面形状，与轴承盖和轴承座的球状内表面相配合，球面中心通过轴颈的轴线。因此
10、轴瓦可以自动调位以适应轴颈在轴弯曲时产生的偏斜。4、间隙可调式图8-5所示为间隙可调的轴承结构。轴瓦外表面为锥形(图8-5a), 与内锥形表面的轴套相配合。轴瓦上开有一条纵向槽，调整轴套两端的螺母可使轴瓦沿轴向移动，从而可调整轴颈与轴瓦间的间隙，图8-5b为用于圆锥形轴颈的结构，轴瓦做成能与圆锥轴颈相配合的内锥孔。(a)(b)图8-5间隙可调式向心滑动轴承二、推力滑动轴承的结构形式图86(a) 推力滑动轴承的典型结构推力滑动轴承只能承受轴向载荷，与径向轴承联合才可同时承受轴向和径向载荷，其典型结构见图8-6(a)。1、实心式支撑面上压强分布极不均匀，中心处压强最大，线速度为0，对润滑很不利，导
11、致支撑面磨损极不均匀，使用较少。2、空心式支撑面上压强分布较均匀，润滑条件有所改善。3、单环式利用轴环的端面止推，结构简单，润滑方便，广泛用于低速轻载场合。4、多环式特点同单环型，可承受较单环更大的载荷，也可承受双向轴向载荷。(b)实心式(c)空心式(d)单环式(e)多环式图8-6推力轴承的结构形式对于尺寸较大的平面推力轴承，为了改善轴承的性能，便于形成液体摩擦状态。可设计成多油楔形状结构(图8-7)。图8-7多油楔推力轴承 3轴瓦的材料和结构一、轴瓦的材料对轴瓦材料的基本要求是：(1)足够的抗压强度和疲劳强度；(2)低摩擦系数，良好的耐磨性，抗胶合性，跑合性，嵌藏性和顺应性；(3)热膨胀系数
12、小，良好的导热性和润滑性能以及耐腐蚀性；(4)良好的工艺性。常用的轴瓦材料有：1、轴承合金 white metal又称巴氏合金或白合金，其金相组织是在锡或铅的软基体中夹着锑、铜和硷土金属等硬合金颗粒。它的减摩性能最好，很容易和轴颈跑合。具有良好的抗胶合性和耐腐蚀性，但它的弹性模量和弹性极限都很低，机械强度比青铜、铸铁等低很多，一般只用作轴承衬的材料，锡基合金的热膨胀性质比铝基合金好，更适用于高速轴承。2、铜合金 有锡青铜、铝青铜和铅青铜三种。青铜有很好的疲劳强度，耐容性和减摩性均很好，工作温度可高达250。但可塑性差，不易跑合，与之相配的轴颈必须淬硬。适用于中速重载，低速重载的轴承。3、粉末冶
13、金 将不同的金属粉末经压制烧结而成的多孔结构材料，称为粉末冶金材料，其孔隙约占体积的1035%，可贮存润滑油，故又称为含油轴承。运转时，轴瓦温度升高，因油的膨胀系数比金属大，从而自动进入摩擦表面润滑轴承。停车时，因毛细管作用润滑油又被吸回孔隙中。含油轴承加一次油便可工作较长时间，若能定期加油，则效果更好。但由于它韧性差，宜用于载荷平稳、低速和加油不方便的场合。4、非金属材料 非金属轴瓦材料以塑料用得最多，其优点是摩擦系数小，可承载冲击载荷，可塑性、跑合性良好，耐磨、耐腐蚀，可用水、油及化学溶液润滑。但它的导热性差(只有青铜的1/20001/5000)，耐热性低(120150 时焦化)，膨胀系数
14、大，易变形。为改善此缺陷，可将薄层塑料作为轴承衬粘附在金属轴瓦上使用。塑料轴承一般用于温度不高，载荷不大的场合。尼龙轴承自润性、耐腐性、耐磨性、减震性等都较好，但导热性不好，吸水性大，线膨胀系数大，尺寸稳定性不好，适用于速度不高或散热条件好的地方。 橡胶轴承弹性大，能减轻振动，使运转平稳，可以用水润滑，常用于离心水泵，水轮机等场合。常用的轴瓦材料及性能见表8-1。表8-1常用轴承材料的性能及用途材料牌号p/MPav/(m/s)pv/(MPa.m/s)HBS应用举例金属模砂模耐磨铸铁耐磨铸铁-1(HT)0.05920.20.21.8180229铬镍合金灰口铁。用于与经热处理(淬火或正火)轴相配合
15、的轴承耐磨铸铁-1(QT)0.51251.02.512210260 球墨铸铁，用于与经热处理的轴相配合的轴承 167197球墨铸佚，用于与不经淬火的轴相配合的轴承铸造青铜ZCuSn10P1151015(20)9080磷锡青铜,用于重载,中速高温及冲击条件下工作的轴承。ZQSn6-6-38310(12)65 60锡锌铅青铜，用于中载、中速工作的轴承，起重机轴承及机床的一般主轴轴承ZCuAl10Fe330812(60)110100铝铁青铜，用于受冲击载荷处，轴承温度可至300。轴颈需淬火ZCuPb3025(平稳)1230(90)25 铅青铜、烧注在钢轴瓦上做轴衬，可受很大的冲击载荷，也适用于精密机
16、床主轴轴承15(冲击)8(60)铸锌铝合金ZZnAl10-52091610080用于750kW以下的减速器，各种轧钢机辊轴承，工作温度低于80。铸锡基轴承合金ZSnSb11Cu625(平稳)8020(100)27用做轴承衬，用于重载高速，温度低于110的重要轴承,如汽轮机，大于750kW 的电动机，内燃机，高转速的机床主轴的轴承等20(冲击)6015(10)铸铅基轴承合金ZPbSb16Sn16Ch2151210(50)30用于不剧变的重载，高速的轴承，如车床，发电机，压缩机，轧钢机等的轴承，温度低于120ZPbSb15Sn520151520用于冲击载荷 或稳定载荷 下工作的轴承。如汽轮机，中等
17、功率的电动机，拖拉机，发动机，空压机的轴承铁质陶瓷(含油轴承)210.125定期给油0.5；较少而足够的润滑1.8；润滑充足45085常用于载荷平稳，低速及加油不方便处，轴颈最好淬火，径向间隙为轴径的0.150.02%4.94.80.250.75尼龙6尼龙66尼龙10105 0.09无润滑 用于速度不高或散热条件好的地方1.6(滴油连续工作）2.5(滴油间歇工作)注：括弧中的pv值为极限值，其余为润滑良好时的一般值。耐磨铸铁的p及pv与v有关，可用内插法计算，例如：对耐磨铸铁-1(QT), 当v=3m/s时，则：二、轴瓦的结构常用的轴瓦分为整体和剖分式两种结构。整体式轴瓦是套筒形(称为轴套)。
18、剖分式轴瓦多由两半组成(图8-7)。为了改善轴瓦表面的摩擦性质，常在其内表面上浇铸一层或两层减摩材料，称为轴承衬，即轴瓦做出双金属结构或三金属结构(图8-8)。轴瓦和轴承座不允许有相对移动，为了防止轴瓦的移动，可将其两端做出凸缘(图8-7b)用于轴向定位或用销钉(或螺钉)将其固定在轴承座上(图8-9)。图8-8整体式轴瓦和剖分式轴瓦图8-9双金属轴瓦图8-10销钉固定轴瓦为了使滑动轴承获得良好的润滑，轴瓦或轴颈上需开设油孔及油沟，油孔用于供应润滑油，油沟用于输送和分布润滑油。其位置和形状对轴承的承载能力和寿命影响很大。通常，油孔应设置在油膜压力最小的地方；油沟应开在轴承不受力或油膜压力较小的区
19、域，要求既便于供油又不降低轴承的承载能力。图8-11为油孔和油沟对轴承承载能力的影响。图8-12为几种常见的油沟，油孔和油沟均位于轴承的非承载区，油沟的长度均较轴承宽度短。图8-11不正确的油沟会降低油膜的承载能力图8-12油沟(非承载轴瓦) 4非液体摩擦滑动轴承的设计一、失效形式和设计约束条件非液体摩擦滑动轴承工作时，因其摩擦表面不能被润滑油完全隔开，只能形成边界油膜，存在局部金属表面的直接接触。因此，轴承工作表面的磨损和因边界油膜的破裂导致的工作表面胶合或烧瓦是其主要失效形式。设计时，约束条件是：维持边界油膜不遭破裂。但由于边界油膜的强度和破裂温度的影响机理尚未完全开清，目前的设计计算仍然
20、只能是间接的、条件性的，其相应的设计约束条件如下所述。1、限制轴承的平均压强限制轴承平均压强 ，以保证润滑油不被过大的压力所挤出，避免工作表面的过度磨损，即：(MPa) (8-1)径向轴承： (MPa)(8-2)式中：为径向载荷(N)；d 为轴径直径(mm)；l 为轴承宽度(mm)；p为轴瓦材料许用值，见表8-1。推力轴承： (MPa)(8-3)式中：为轴向载荷(N)；d、d0为接触面积的外径和内径(mm)；Z为推力环数目；k为考虑因开油沟使接触面积减小的系数，通常k=0.80.9。p 为许用压强，当Z1时，考虑到多环推力轴承各环间的载荷分布不均匀，应把表8-1中的许用值降低50%。2、限制轴
21、承pv值由于值与摩擦功率损耗成正比，它表征了轴承的发热因素。限制值，以防止轴承温升过高，出现胶合破坏。即（MPam/s） (8-4)对于径向轴承： （MPam/s） (8-5)对于推力轴承：上式应取平均线速度，即：，式中：n为轴的转速(r/min)；pv-轴瓦材料的许用值，见表8-1。考虑到推力轴承采用平均速度计算，pv值应比表8-1中的值有更大的降低，通常钢轴颈对金属轴瓦时，可取pv24MPa.m/s。3、限制轴承滑动速度v当压强较小时，即使与都在许用范围内，也可能因滑动速度过大而加剧磨损。故要求（m/s） (8-6)二、设计方法1、选择轴承的结构形式及材料。设计时，一般根据已知的轴径、转速
22、和轴承载荷及使用要求，确定轴承的结构型式及轴瓦结构，并按表8-1初定轴瓦材料。2、初步确定轴承的基本尺寸参数。宽径比/是轴承的重要参数，可参考表8-3的推荐值，根据已知轴径确定轴承长度及相关的轴承座外形尺寸；并按不同的使用和旋转精度要求，合理选择轴承的配合，以确保轴承具有一定的间隙。3、校核是否满足约束条件，否则再设计。按式(8-1)、式(8-4)和式(8-6)对轴承进行校核计算，若不满足约束条件，则进行再设计。一般，能满足约束条件的方案不是唯一的，设计时，应初步确定数种可行的方案，经分析、评价，然后，确定出一种较好的设计方案。 5液体摩擦动压向心滑动轴承的设计一、设计约束分析1、形成动压油膜
23、和液体摩擦的约束条件图8-13动压向心滑动轴承的工作过程图8-13中：为轴颈中心，为轴承中心，当、重合时，轴颈与轴承间有一间隙，称为半径间隙，也称为设计间隙(图8-13(e)。图8-13(a)：轴颈静止时，在外载荷作用下，轴颈处于轴承孔最下方的稳定位置，两表面间自然形成一弯曲的楔形。此时偏心距(即的连线)等于半径间隙。图8-13(b)：润滑油进入轴承间隙并吸附在轴径和轴承表面上。轴颈开始转动时，速度极低，这时轴颈和轴承间的摩擦为金属间的直接摩擦。作用于轴颈上的摩擦力的方向与其表面上的圆周速度方向相反，迫使轴颈沿轴承孔内壁向上爬。图8-13（c）：随着轴颈转速的升高，润滑油顺着旋转方向被不断的带
24、入楔形间隙，由于间隙越来越小，根据流体通过管道时流量不变的原理，当楔形间隙逐渐减小时，则润滑油的流速将逐渐增大，使润滑油被挤压从而产生油膜压力。在间隙最小处，流速越来越大，润滑油被挤得越来越厉害，这些油膜压力的合力大到足以将轴颈推离，使轴颈和轴承的金属接触面积不断减少，以致在轴颈和轴承间形成一层较薄的油膜。但由于油膜压力尚不足以完全平衡外载，油膜厚度还没有大于两表面粗糙度之和，此时轴承仍处于非液体摩擦状态。图8-13（d）：当轴颈转速升至一定值时，油膜压力完全将轴颈托起，形成将两表面完全隔开的油膜厚度。此时，轴承开始工作在完全液体摩擦状态下。当轴颈转速进一步升高时，油膜压力进一步升高，轴颈不断
25、抬高，使轴承偏心距不断减少，导致两表面形成的楔形角减少。楔形角减小会降低油的挤压，使油膜压力下降。然而，油膜压力下降，又将使轴心下移，增大楔形角，使油压升高。如此反复，直至油膜压力的合力与外载荷达到新的平衡为止。图8-13（e)：理论上当轴颈转速达到无穷大时，轴承偏心距将趋于零。从上述滑动轴承运行机理可见，形成动压油膜的必要条件为：1、两工作表面间必须构成楔形间隙；2、两工作表面间应充满具有一定粘度的润滑油或其它流体；3、两工作表面间存在一定相对滑动，且运动方向总是带动润滑油从大截面流进，小截面流出。为保证动压轴承完全在液体摩擦状态下工作，轴承工作时的最小油膜厚度必须大于油膜允许值。同时，考虑
26、到轴承工作时，不可避免存在摩擦，引起轴承升温，因此，还必须控制轴承的温升不超过允许值。另外，动压轴承在起动和停车时，处于非液体摩擦状态，受到平均压强、滑动速度及的约束。这些约束条件分别为： (8-7) (8-8)(8-9) (8-10)(8-11)有关平均压强、滑动速度及的约束已在8-4中讨论过，下面主要讨论最小油膜厚度和温升的约束。2、最小油膜厚度hmin设、分别为轴承孔和轴颈的半径，则称：半径间隙为两半径之差，-。相对间隙为半径间隙和轴径之比，即/。偏心率为轴承偏心距与半径间隙之比，即/。偏心率表示了轴颈的偏心程度，愈大，偏心越厉害。如图8-14所示，若选轴颈中心与轴承孔中心的连心线为极坐
27、标角的基准，则任意角处，轴承的油膜厚度为：(8-12)当=0时，得最大间隙：当时，得最小间隙，即最小油膜厚度：-(1-)=(1-)(8-13)显然，当轴承结构参数一定时，计算的关键是确定，而与轴承工作时的流体动力特性直接相关。3、雷诺方程为了描述动压滑动轴承中油压与表面滑动速度及润滑油粘度间的关系。雷诺教授在十九世纪末，基于粘性流体力学方程和流体流动连续方程，对被润滑油隔开的两刚体平板(其中一刚体水平移动，另一刚体静止)的流体动力学问题进行了研究(图8-15)，并假设：1) 润滑油沿Z向无流动；2) 润滑油流动为层流，即润滑油的剪切力与垂直于速度方向的速度梯度成正比，；3) 油与工作表面吸附牢
28、固，表面的油分子随工作表面一同运动或静止；4) 不计油的惯性和重力等。经研究指出，当两平板间形成平行间隙时(图8-15(a)，油膜间的压力为零；两平板间形成楔形间隙时，油膜间的压力变化如图8-15(b)所示，其压力变化与有关参数的关系为：(8-14)式中：为油压最大处的间隙(两工作表面间)；为任一截面处间隙；为润滑油粘度。该方程称为一维雷诺方程。显然，如能找到与间的函数关系，通过对的一次积分，就能求出油压的分布。若对上式整理，并考虑润滑油沿向的流动，则可得：(8-15)上式称为二维雷诺方程，它是计算液体动压轴承的基本方程。若假设轴承宽度为无限宽，不考虑润滑油沿轴承的轴向流动，则无限宽轴承工作时
29、的油膜压力可用(8-14)式进行计算。假设在轴承楔形间隙内，油膜压力的起始角为、油膜终止角为，在=处，油膜压力达最大，则结合式(8-12)，可将一维雷诺方程(8-14)改为极坐标形式，设，得：(8-16)4、偏心率利用式(8-16)，沿轴承的周向和轴向积分，并考虑有限宽度轴承因端泄而导致油膜压力沿轴向抛物线分布的影响(图8-16)，经详细推导后，可得与外载荷相平衡的油膜总压力为：(8-17)式中：l为轴承的实际宽度(mm)；为外载荷F作用的位置角(图8-14)；KB为考虑轴承端泄降低油膜压力而引入的系数(KB1)，它是轴承宽径比l/d及偏心率c的函数。实际上，轴承为有限宽，其两端必定存在端泄现
30、象，且两端的压力为零。端泄对轴承油膜压力的影响如图8-16所示。令上式中 (8-18)则得：或(8-19)为承载量系数，是个无量纲系数，为偏心率和宽径比/函数。图8-17为轴瓦包角为180时与偏心率等的关系曲线。当轴承承受的外载荷和轴承参数已知时，可由(式8-19)和此曲线图求得偏心率，从而计算出最小油膜厚度。5、最小油膜厚度允许值hmin-(1-)=(1-)对于结构参数和工况条件已定的轴承，从式(8-19)和图8-17可知，偏心率愈大，则值愈大，轴承的承载能力愈高，然而，由式(8-13)可知，最大偏心率受到最小油膜厚的限制。为了保证轴承获得完全液体摩擦，避免轴径与轴瓦的直接接触，最小油膜厚度
31、必须大于轴颈和轴瓦两接触表面粗糙度、之和，即： (8-20)综合考虑到轴颈和轴瓦的制造和安装误差以及轴颈的变形等因素，一般用安全系数S来评判油膜厚度，要求：(8-21)6、温升即使轴承在完全液体摩擦状态下工作，由于液体内部之间的摩擦仍然会造成摩擦功损耗。摩擦力将转化为热量，引起轴承升温，使油粘性降低。从而导致轴承不能正常工作，严重时出现抱轴(或烧瓦)事故。因此，必须进行热平衡计算，控制温升不超过允许值。摩擦功产生的热量，一部分由流动的润滑油带走；另一部分由轴承座向四周空气散发。因此，轴承的热平衡条件是：单位时间内，轴承发热量与散热量相平衡，即：(8-22)式中：f 为液体摩擦系数；F 为轴承承
32、载能力，即载荷(N)；v 为轴颈圆周速度(m/s)；c 为润滑油比热，一般为16802100J/(kg)；r 为润滑油密度，一般为850900kg/；Q 为轴承耗油量(/s)；A 为轴承散热面积()，；为润滑油的出油温度与进油温度之差(温升)()，；为轴承的散热系数，依轴承结构尺寸和通风条件而定：轻型轴承或散热困难的环境，50J/(.S.)；中型轴承及一般通风条件，80J/(.S.)；重型轴承及散热条件良好，140J/(.S.)。热平衡时润滑油的温度差(温升)为： (8-23)式中：称为摩擦特性系数；称为流量系数；、都为无量纲数，是轴承宽径比/和偏心率的函数，如图8-17和图8-18所示。上式
33、只是求出了润滑油的平均温差。实际上润滑油从入口至出口，温度是逐渐升高的，因而油的粘度各处不同。计算轴承承载能力时，应采用润滑油平均温度下的粘度。平均温度为： (8-24)一般平均温度不应超过75。进油温度一般控制在3545(太低，外部冷却困难)。润滑油温升一般不得超过30。二、设计方法1、设计方法(1)初步确定一种设计方案根据轴承直径、转速及轴承上的外载荷等工作条件，参考有关经验数据，初步确定一种轴承的设计方案，具体包括： 确定轴承的结构型式； 选定有关参数：/、和几何形状偏差等； 选择轴瓦结构和材料(2)校核计算校核性计算主要包括轴承最小油膜厚度和润滑油温升计算。(3)综合评定与再设计一般而
34、言，满足设计约束的轴承设计方案不是唯一的，设计时，应提出多种可行方案，经综合分析比较后，确定较优的设计方案。同时，设计过程中，不可避免会出现反复，如选择需预先估计轴承的工作温度 ，一旦校核计算不满足要求时，则需重新设计。只有如此不断的反复设计，才能获得较好的设计结果。 2、参数选择轴承参数选择的正确与否，对轴承的工作性能影响极大，因此，必须恰当选择，必要时须参考有关成熟的经验数据。(1)相对间隙 相对间隙越小，轴承承载能力愈高。但另一方面，相对间隙小，又增大摩擦系数，轴承升温，降低油的粘度，使轴承承载能力下降。相对间隙对运转平稳性也有较大影响，减小相对间隙可提高轴承运转平稳性。通常情况，载荷重
35、、速度低时宜取较小的值；载荷轻，速度高时，宜取较大的值；旋转精度要求高的轴承宜取较小的值。设计时，可按如下经验公式计算： (8-25)各种典型机器常用的轴承相对间隙推荐值如表8-2。表8-2各种机器的相对间隙推荐值机 器相 对 间 隙汽轮机、电动机、发电机0.0010.002轧钢机、铁路机车0.00020.0015机床、内燃机0.00020.001风机、离心泵、齿轮变速装置0.0010.003(2)宽径比/ 宽径比对轴承承载能力、耗油量和轴承温升影响极大。/小，承载能力小，耗油量大，温升小。同时，占空间小。反之不然。通常/控制在0.31.5范围内，高速重载轴承温升高，有边缘接触危险，/宜取小值
36、；低速重载轴承为提高轴承刚度，/宜取大值；高速轻载轴承，如无刚性过高要求，/可取小值。典型机器的/推荐值如表8-3。表8-3各种机器l/d推荐值机器轴承l/d机器轴承l/d汽车及航空活塞发动机曲轴主轴承连杆轴承活塞销0.751.750.751.751.52.2柴油机曲轴主轴承连杆轴承活塞销0.62.00.61.51.52.0空气压缩机及往复式泵主轴承连杆轴承活塞销 1.02.01.01.251.21.5电机主轴承0.61.5机床主轴承0.81.2冲剪床主轴承1.02.0铁路车辆轮轴支承1.82.0起重设备1.52.0汽轮机主轴承0.41.0齿轮减速器1.02.0(3)润滑油粘度粘度大，则轴承承
37、载能力高，但摩擦功耗大，流量小，轴承温升越高。因此，润滑油粘度应根据载荷大小，运转速度高低选取。一般原则为：载荷大，速度低，选用粘度大的润滑油；载荷小，速度高，选用粘度低的润滑油。对一般轴承，可按转速用下式计算：(4)轴承表面粗糙度和几何形状偏差轴承最小油膜厚度受轴承表面粗糙度限制。故加工精度越高，可越小，轴承承载能力越高。当然，轴承的造价也高。常用轴瓦表面粗糙度RZ的推荐值如表8-4所示，与之相配的轴颈表面粗糙度应低些。表8-4轴瓦表面粗糙度轴承工作条件表面粗糙度Rz油环润滑轴承6.3压强低(p213.5217.92油温计算摩擦特性系数图8-173.52.32.0流量系数图8-180.138
38、0.1650.138油温升32.818.2 15.2 平均油温tm54.7450 与初始假设不符，需再设计49.1与假设平均油温接近，满足要求47.6与假设平均油温接近，满足需求综合评价与再设计：方案1 平均油温计算值与初始假设值不相符，应重新假设tm，再作设计计算直至与假设基本相符为止。方案2、方案3均满足设计要求，但考虑到方案3比方案2有更大的宽径比和油膜厚度。因此，轴承的承载能力更大，且油膜厚度大，也相应降低了轴颈和轴瓦表面的加工要求，经济性更好。两者比选，选方案3更合适。8-6滑动轴承的润滑滑动轴承润滑的目的在于减轻工作表面的摩擦和磨损，提高效率和使用寿命。同时还起到冷却、吸振、防锈的作用。轴承能否正常工作，与润滑情况密切相关。一、润滑剂凡能起到降低摩擦阻力作用的介质都可作为润滑剂。润滑剂主要有：润滑油、润滑脂、固体润滑剂、