第23_讲次课程名称：《机械设计》第十二章滑动轴承授课题目13-5滑动轴承的条件性计算13-6液体动力润滑径向轴承的计算【目的要求】熟练掌握各种滑动轴承的滑动轴承的设计方法；【重点】滑动轴承的设计；【难点】滑动轴承的设计：内容第十三章滑动轴承13-5滑动轴承的条件性计算滑动轴承条件计算的准则（或内容）为：P<[P]-目的是为了控制磨损V≤[V]-目的是为了控制磨损PV≤[PV]-目的是为了控制发热控制温升,保护边界油膜维持边界润滑状态对混合润滑轴承，只需进行这种条件性计算，以确定轴承尺寸。（维持边界膜不破坏）。对于液体动力润滑轴承。由于在启动和停车时，也处于混合摩擦状态，所以设计时，也需进行这种条件性计算，以保证工作中，轴承的最低润滑水平维持在边界润滑状态。通常，只用类作为初步计算，确定轴承的结构尺寸。此外，还要进行液体动力润滑的计算。一、径向轴承1.压强P=F≤[P](Mpa)dB式中：F一轴承的径向载荷：ND、B一轴颈直径和有效宽度：mma[P]一许用压强：Mpa（注：低速轴或间歇转动的轴，其轴承只须进行压强校核。）B
课程名称：《机械设计》 第 23 讲次 授课题目 第十二章 滑动轴承 13-5 滑动轴承的条件性计算 13-6 液体动力润滑径向轴承的计算 【目的要求】 熟练掌握各种滑动轴承的滑动轴承的设计方法； 【重 点】 滑动轴承的设计； 【难 点】 滑动轴承的设计； 内 容 第十三章 滑动轴承 13-5 滑动轴承的条件性计算 滑动轴承条件计算的准则（或内容）为： − − − [ ] , , , . [ ] [ ] 目的是为了控制发热控制温升 保护边界油膜 维持边界润滑状态 目的是为了控制磨损 目的是为了控制磨损 PV PV V V P P 对混合润滑轴承，只需进行这种条件性计算，以确定轴承尺寸。（维持边界膜不破坏）。 对于液体动力润滑轴承。由于在启动和停车时，也处于混合摩擦状态，所以设计时，也需进行这种 条件性计算，以保证工作中，轴承的最低润滑水平维持在边界润滑状态。通常，只用类作为初步计算， 确定轴承的结构尺寸。此外，还要进行液体动力润滑的计算。 一、 径向轴承 1．压强 [P] dB F P = （Mpa） 式中: F—轴承的径向载荷：N D、B—轴颈直径和有效宽度：mm [P]—许用压强：Mpa （注：低速轴或间歇转动的轴，其轴承只须进行压强校核。） B d F
2.滑动速度：rdnV=≤[](m/s)60x1000式中：n一轴颈的转速：r/min＊当p很小时，而v很大时，也会产生较大的磨损，所以也需对v加以限制。3.PV值：Fn≤[pv](Mpa m/s)py:19100B注：轴承材料的许用[p]、[v]、[pv]值。对于混合润滑轴承的设计通常是：先由轴的设计确定轴颈直径d→确定（选择）宽径比B/d→确定B→条件性计算→选择配合*注：通常取B/d=0.8-1.5【油不易从两端流出，温升高B/d个则B个轴变形后，轴承与轴之间容易产生边缘接触[B/d则B\轴承能力】选配合时：较精密的可选：H8/f7一般的可选：H8/e7H9/e8H9/d8粗糙的可选：二、推力轴承止推面的形式有：实心端面、空心轴颈和环状轴颈实心端面推力轴颈：由于边缘速度大，磨损快，中心部分则磨损小。边缘磨损后，则会使中心部分凸出，压强增大很多。这是它的缺点。所以实际中，常采用空心轴颈和环状轴颈，以便克服实心轴端的缺点。止推滑动轴承由轴承座和止推轴颈组成。常用的轴颈结构形式有：Fa单止推环式多止推环式环形轴端dod对混合润滑的推力轴承，应验算：p和pv的值
2．滑动速度： [ ] 60 1000 v dn V = （m/s） 式中：n—轴颈的转速：r/min ＊当 p 很小时，而 v 很大时，也会产生较大的磨损，所以也需对 v 加以限制。 3．PV 值： [ ] 19100 pv B Fn pv = （Mpa m/s） 注：轴承材料的许用[p]、[v]、[pv]值。 对于混合润滑轴承的设计通常是： 先由轴的设计确定轴颈直径 d→确定（选择）宽径比 B/d→ 确定 B→条件性计算→选择配合 ＊注：通常取 B/d=0.8-1.5 则 轴承能力 轴变形后，轴承与轴之间容易产生边缘接触 油不易从两端流出，温升高 则 / B / B B d B d 选配合时：较精密的可选：H8/f7 一般的可选：H8/e7 H9/e8 粗糙的可选： H9/d8 二、推力轴承 止推面的形式有：实心端面、空心轴颈和环状轴颈 实心端面推力轴颈：由于边缘速度大，磨损快，中心部分则磨损小。边缘磨损后，则会使中心部分 凸出，压强增大很多。这是它的缺点。 所以实际中，常采用空心轴颈和环状轴颈，以便克服实心轴端的缺点。 对混合润滑的推力轴承，应验算：p 和 pv 的值。 F d0 d 2 2 2
FP=(Mpa)≤[p](d2 -d)Z5AFnPV =≤[pv](Mpa m/s)30000(d-d.)z一考虑承载面积因油槽而减小的系数，通常取=0.85~0.95F一轴向载荷N式中：3v一推力轴颈平均直径处的圆周速度（m/s)n一轴转速Z一轴环数（止推面数）[p]、[pv]值见表（13-3)：对多环轴承，各环受力不均匀。[p]、［pv]值应降低50%
[ ] ( ) 4 2 0 2 p d d Z F P − = （Mpa） [ ] 30000( ) 0 pv d d Z Fn PV − = （Mpa m/s） 式中： = — 轴环数（止推面数） — 轴转速 — 推力轴颈平均直径处的圆周速度（ — 轴向载荷 — 考虑承载面积因油槽而减小的系数，通常取 Z n v F N m/s) 0.85 ~ 0.95 [p]、[pv]值见表（13-3）：对多环轴承，各环受力不均匀。[p]、[pv]值应降低 50％
13-6液体动力润滑径向轴承的计算液体动力润滑的计算：就是要验算是否能够实现液体润滑。径向滑动轴承是具有间隙的轴颈和孔的配合。孔就是滑动轴承的圆柱孔。如下图：广流体动力润滑径向滑动轴承获得流体润滑主要有两种方法：流体静压润滑■径向滑动轴承能满足形成流体动力润滑的条。、径向滑动轴承形成动压油膜的过程F演示偏心距稳定运转状态起动前起动阶段F方向上的液体压力与F相平衡，垂直于F的方向上液体压力合力为零。开始启动时，轴受到的摩擦力使轴出现上爬现象。随轴的转动，把油不断带入收敛的间隙，逐渐形成压力。随着转速的升高，轴颈不断的把油带入间隙，使间隙内油的压力越来越高，最后靠油的压力把轴颈托起来。但是在油压的作用下，轴很快被推向左侧。当轴转速稳定时，形成了稳定的压力油膜，轴位于偏左的位置，油膜的压力分布如图所示。垂直方向的合力与外载F平衡，水平方向的分力，左、右自行抵消。形成油膜以后，轴心O与轴承上孔的中心0不重合。则OO.称为偏心距，用e表示。在其他条件相同时，转速越高，则e越小。注意；分析轴颈逆时针转动时，轴心位置和动膜压力分布曲线的形状。二、液体动力润滑径向轴承的计算1.几何关系(见Ps21)直径间隙：△=D-d半径间隙：8=R-r8相对间隙：业：re0人6人一偏心率：=稳定运转状态UmaS
13-6 液体动力润滑径向轴承的计算 液体动力润滑的计算：就是要验算是否能够实现液体润滑。 径向滑动轴承是具有间隙的轴颈和孔的配合。孔就是滑动轴承的圆柱孔。如下图： 开始启动时，轴受到的摩擦力使轴出现上爬现象。 随轴的转动，把油不断带入收敛的间隙，逐渐形成压力。 随着转速的升高，轴颈不断的把油带入间隙，使间隙内油的压力越来越高，最后靠油的压力 把轴颈托起来。但是在油压的作用下，轴很快被推向左侧。 当轴转速稳定时，形成了稳定的压力油膜，轴位于偏左的位置，油膜的压力分布如图所示。 垂直方向的合力与外载 F 平衡，水平方向的分力，左、右自行抵消。 形成油膜以后，轴心 O1 与轴承上孔的中心 O 不重合。则 OO1 称为偏心距，用 e 表示。在其 他条件相同时，转速越高，则 e 越小。 注意； 分析轴颈逆时针转动时，轴心位置和动膜压力分布曲线的形状。 二、液体动力润滑径向轴承的计算 1．几何关系 （见 P321） 直径间隙： = D− d 半径间隙： = R − r 相对间隙： r = 偏心率： e = 0 1 稳定运转状态 F o o 1 hmin e θ pm ax pmax R B r
最小油膜的厚度（即最小间隙）：hmin =R-r-e=8-e=8(1-8)=ry(1-8)偏位角：0（由e和0确定轴颈在轴承孔中的平衡位置。）轴瓦包角：α即轴瓦完整表面所占的中心角。2.承载量系数CF如前页图所示，在外载荷F作用下，径向滑动轴承形成稳定的动压油膜后，油压沿轴向近似抛物线分布。根据雷诺方程，利用三重积分可以计算整个动压油膜在外载荷F方向上产生的合力。该合力与F相平衡。nadB(14- 13 )即:Fy2式中：n一油在平均温度下的粘度，N·s/m2。Cz一称为承载量系数，量纲为1，见表14一10。*8t分析:Cet .F（即承载能力）+。Bld tWntF（承载能力）。Cp一定时,Bt7vtFy?Fw?则(14-14)C2m0BnodB式中：一为轴颈的圆周速度。在此：F一实际上是油膜所承受的外载荷。它的大小表示了动压油膜的承载能力的大小。（所能承受的外载荷F个，则承载能力增大）。实际的滑动轴承，Ⅱ、V、B、都是确定的系数。工作中，不变化。那么当外载荷F增大时，轴将下沉，则最小油膜厚度h减小。当hi减小到一定程度时，两表面就可以直接接触，而不能实现液体润滑。那么，当达到稳定状态时，到底能否实现液体润滑呢？这就需要计算h：的大小。具体的计算过程如下：
最小油膜的厚度（即最小间隙）： (1 ) (1 ) min h = R − r −e = −e = − = r − 偏位角：θ （由 e 和θ确定轴颈在轴承孔中的平衡位置。） 轴瓦包角：α 即轴瓦完整表面所占的中心角。 在此：F—实际上是油膜所承受的外载荷。它的大小表示了动压油膜的承载能力的大小。（所能 承受的外载荷 F ，则承载能力增大）。 实际的滑动轴承，η、v、B、ψ都是确定的系数。工作中，不变化。那么当外载荷 F 增大时，轴将 下沉，则最小油膜厚度 hmin 减小。当 hmin 减小到一定程度时，两表面就可以直接接触，而不能实现液 体润滑。那么，当达到稳定状态时，到底能否实现液体润滑呢？这就需要计算 hmin 的大小。具体的计 算过程如下：
由上式可以计算出：油膜压力与外载荷F相平衡时的承载量系数G→（表14-10）反查，相应的e一计算hain。3.保证实现液体润滑的（判定）条件在其他条件不变的情况下，外载荷Ft，动压润滑轴承的h+，轴承、轴颈表面的微观凸峰可能直接接触，而不能实现液体润滑。要想实现液体润滑，应满足如下条件：hm = S(R+Rz2)■RI、R。为轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度。（参见[）S-安全系数，通常S≥2。Cr取值表的应用【保证液体润滑的前提下，确定出承载能力F。即由hmin≥S(RzI+Rz2）→hmin→6→Cp→F在已知外载F时，验证是否能实现液体润滑，即F→Cp→→hmin4.热平衡计算为了控制润滑油的温升，需进行热平衡计算。热平衡条件为：摩擦生热量一润滑油带走的热量十轴承散发的热量uFo=C,Pq,t+Bdh△t"传热系数式中：μ一摩擦因数；C一润滑油的比定压热容，一般为1680~2100J/kg.K)Q一润滑油的体积流量（m3/s）。At一出油平均温度t与进油温度t之差（℃）；p-润滑油的密度，一般为850～900（kg/m3）。由于轴承散发的热量难以严格计算，通常，工程上按轴承散发20%的其中：u=C■C一摩擦特性系数，与B/d和ε有关，见表14-11。q=CgyoBd■C一流量系数，与B/d和ε有关，见表1412。将两式代入式（14-16）得：0.8C μP温升(14- 17 )At=C,pc.■注：一般按润滑油平均温度时的粘度，计算轴承的承载能力。平均温度tm=t,+N/2 ≤75℃■计算时，通常取=35~45℃
由上式可以计算出：油膜压力与外载荷 F 相平衡时的承载量系数 CF→（表 14-10）反查，相应的ε→ 计算 hmin。 CF 取值表的应用 → → → + → → → → min min ( 1 2 ) min F F C h F h S R R h C F p Z Z p 在已知外载 时，验证是否能实现液体润滑，即 保证液体润滑的前提下，确定出承载能力 。即由
【本讲作业]思考题13-1、13-2、13-3、13-5
[本讲作业] 思考题 13-1、13-2、13-3、13-5