机械设计基础—常用零部件设计李贵三第十一章滑动轴承的设计课件教学.pptVIP

PPT研究院 POWERPOINT ACADEMY * * 具体润滑方式的选择，可先根据以下经验公式计算出系数K值，再通过查表11-4确定滑动轴承的润滑方法和润滑剂类型。 （11-3） 第六节 不完全液体摩擦滑动轴承的设计 工程上，这类轴承常以润滑油膜不被破坏作为设计的最低标准，通常采用简化的条件性验算来确定轴承的尺寸。 其设计过程为：首先根据轴承的工作情况确定轴承类型、材料和尺寸，再对其性能作条件性验算。 设计的已知条件为：轴颈直径、转速、载荷大小和性质以及工作状况等。 一、径向滑动轴承的设计 1确定轴承的类型、结构及轴瓦材料 根据轴承的工作条件和要求、载荷的大小和性质，确定轴承的类型和结构，并参考表11-1，选取轴瓦的材料。 2选取轴承的宽径比 宽径比不宜过大，通常取B/d=05～15。该比值越大，轴承散热越差，温升越高，也越易加剧轴瓦端部的磨损；该比值过小，则润滑剂易从两端流失。在选定宽径比后，即可计算出轴承的宽度。 一、径向滑动轴承的设计 3.校核轴承的工作能力 (1) 验算轴承的压力P 为防止轴瓦过度磨损，应控制其压力，即 (2) 验算轴承的pv值 pv值越大，表明摩擦功耗越大，发热量越大，温升越大。 一般情况下摩擦系数f可近似认为是常数，所以只需控制pv值，即 (3) 验算轴承的滑动速度v 当压力比较小时，p和pv值验算均合格的轴承，由于滑动速度过高，也会发生因磨损过快而报废的情况。所以，为了保证轴承工作的安全可靠，要求验算轴承的滑动速度v，即 v≤［v］ 4 确定轴承与轴颈间的配合 为保证轴承的旋转精度和运动的灵活性，应选择适当的配合。具体选择时可参考表11-5。 二、止推滑动轴承的设计 1验算轴承的压力 2验算pv值 第七节 液体动压径向滑动轴承的设计 一、雷诺方程的建立 流体动力润滑理论的基本方程是流体膜压力分布的微分方程。 假设条件为： ①流体为牛顿液体； ②流体膜中流体的流动是层流； ③忽略压力对流体粘度的影响； ④略去惯性力及重力的影响； ⑤认为流体不可压缩； ⑥流体膜中的压力沿膜厚方向不变。 图11-14 两平板间油膜场中单元体受力图 建立平衡方程和给定边界条件，得一维雷诺方程为 形成流体动压润滑(即形成动压油膜)的必要条件如下。 1) 相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙，即h-h0≠0。 2) 被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度v，即v≠0，运动方向必须使油从大口流进，小口流出。 3) 润滑油必须有一定的粘度，即η≠0，供油要充分。 这三条通常称为形成动压油膜的必要条件。缺少其中任何一条都不可能形成动压效应，构不成动压轴承。 二、径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程 径向滑动轴承的轴颈与轴承孔间必须留有间隙。 图11-15 径向滑动轴承形成流体动压润滑的过程 三、径向滑动轴承的几何关系和承载量系数 图11-16所示为径向滑动轴承的几何参数和油压分布。 图11-16 径向滑动轴承的几何参数和油压分布 三、径向滑动轴承的几何关系和承载量系数 轴承直径间隙为 半径间隙为轴承孔半径R与轴颈半径r之差，则 直径间隙与轴颈公称直径之比称为相对间隙，用ψ表示，则 （11-10） （11-11） （11-12） 三、径向滑动轴承的几何关系和承载量系数 对于径向滑动轴承，在液体动压润滑状态下，对雷诺方程积分，得 （11-13） （11-14） 四、最小油膜厚度hmin 为确保轴承能处于液体摩擦状态，最小油膜厚度必须大于或等于许用 油膜厚度［h］，即 hmin=rψ(1-χ)≥［h］ ［h］=S(Rz1+Rz2) 五、轴承的热平衡计算 轴承运转中达到热平衡状态的条件是：单位时间内轴承摩擦所产生的热量Q等于同时间内流动的润滑油所带走的热量Q1与轴承散发的热量Q2之和。热平衡时Q=Q1+Q2，即 得出为了达到热平衡而必需的润滑油温度差Δt(单位为℃)为 图11-17 润滑油耗流量系数线图 六、参数的选择 1宽径比B/d 一般轴承的宽径比B/d为0.3～1.5。 一般机器常用的B/d值为：汽轮机0.3～1，电动机、发电机、离心泵、齿轮变速器0.6～1.5，机床、拖拉机0.8～1.2，轧钢机0.6～0.9。 2相对间隙ψ 相对间隙主要根据载荷和速度选取。速度越高，ψ值应越大；载荷越大，ψ值应越小。此外，直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时，ψ值取小值，反之取大值。 一般轴承按转速取ψ值的经验公式为 六、参数的选择 3动力粘度η 对于一般轴承，可按轴颈转速n(r／min)先初估油的动力粘度，即 由ν=η/ρ计算相应的运动粘度ν，选定平均油