第12章滑动轴承.pptVIP

积分可得轴承单位宽度上的油膜承载力： 理论上只要将py乘以轴承宽度就可得到油膜总承载能力，但在实际轴承中，由于油可能从轴承两端泄漏出来，考虑这一影响时，压力沿轴向呈抛物线分布。乘上系数C′。 油膜沿轴承宽度上的压力分布表达式为： * 对于有限宽度轴承，油膜的总承载能力为： Cp为承载量系数，计算很困难，可查表确定。 d D F y z B 或 * 2、最小油膜厚度hmin的确定 动力润滑轴承的设计应保证： 其中： [h]=S(Rz1+Rz2) Rz1、Rz2—— 分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度。 * S—— 安全系数，常取S≥2。 一般轴承可取为3.2μm和6.3μm，或1.6 μm和3.2μm。 重要轴承可取为0.8μm和1.6μm，或0.2μm和0.4μm。 考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等。 * 3、轴承的热平衡计算 计算准则：产生的热量=散发的热量 。 即：Q=Q1+Q2 轴承摩擦产生的热量： Q=fρv W 式中: q —润滑油流量m3/s； ρ—滑油密度kg/m3； c —润滑油的比热容，J/(kg. ℃ )； ti —油出口温度℃ ； to —油入口温度℃ ； α3 —表面传热系数 W/(m2. ℃ )。 润滑油带走的热量：Q1 = qρc(to-ti) W 轴承散发的热量： Q2 =αsπdB (to-ti) W 目的：计算油的温升，并将其限制在一定范围内。 * 温升公式： 其中： —润滑油流量系数；图12-16。 f—摩擦系数： 系数ξ与宽径比有关，若B/d1，则ξ =(B/d)1.5 若B/d≥ 1，则ξ =1 v—轴颈的圆周速度。 * 为了保证轴承能正常，其平均温度: tm≤ 70~80℃ 设计时，应使进油温度: ti=tm-?t/2 ≤ 35~40℃ 当 ti 35~40℃时，表明轴承热平衡易于建立，承载能力尚未用尽，可采取如下措施： ▲增大表面粗糙度，以降低成本； ▲减小间隙，提高旋转精度； ▲加宽轴承，充分利用轴承的承载能力。 由于轴承内部各处温度不一样，计算时采用平均温度: * 当 ti ＜ 35~40℃时，表明轴承不易达到热平衡状态，承载能力不足，可采取如下措施： ▲加散热片，以增大散热面积； ▲在保证承载能力的条件下，适当增大轴承间隙； ▲提高轴和轴承的加工精度。 ▲增加冷却装置：加风扇、冷却水管、循环油冷却 ； * 五、参数选择 取值范围：B/d=0.3~1.5 影响效果：B/d小，有利于提高稳定性，增大端泄量 以降低温度； B/d大，增大轴承的承载能力。 1、宽径比B/d 取值原则： 高速重载轴承温升高，宜取较小值；低速重载轴承，为提高轴承整体刚度，宜取较大值；高速轻载轴承，如对轴承刚性无过高要求，可取较小值；刚性要求较高时，宜取较大值。 * 0.6~1.5—电动机、发电机、离心机、 齿轮变速器; 应用: B/d= 0.3~1.0—汽轮机、鼓风机; 0.8~1.2—机车、拖拉机; 0.6~0.9—轧钢机。 2、相对间隙ψ 主要影响因素：载荷和速度。 选取原则： 1）速度高，ψ取大值； 载荷大，ψ取小值； 2）直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时， ψ取小值；反之，ψ取大值。 * 应用：ψ = 0.001~0.0002—汽轮机、电动机、发 电机、齿轮变速器; 0.0002~0.0015—轧钢机铁路机车辆； 0.0002~0.00125—机床、内燃机。 0.0002~0.00125—鼓风机、离心机。 一般轴承，按如下经验公式计算： * 3、润滑油粘度η ▲η对轴承的承载能力、功耗、温升都有影响； ▲ 根据平均温度：tm = (ti + to )/2 决定润滑油粘度； ▲ 设计时假设：tm=50~75℃ ， 计算所得应为： ti= 35~40℃ ； ▲ 初始计算时，可取： ▲ 最后验算润滑油的入口温度 ti。 选定牌号后再确定运动粘度和动力粘度。 * 六、液体动力润滑径向滑动轴承的设计方法 滑动轴承设计的主要任务： 合理确定滑动轴承的型式、结构及基本尺寸；选择轴瓦材料；选择润滑剂、润滑方法及润滑装置；对轴承进行校核计算；选择合适的轴承配合。 * 1、已知条件： 外加径向载荷F(N)，轴颈转速n(r/min)及轴