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《机械设计》讲义濮良贵
《机械设计》讲义濮良贵
§12—1概述:
一.摩擦的分类〔详见:
P.46.第四章〕
㈠内摩擦:
发生在物质内部、阻碍分子间相对运动的摩擦。
㈡外摩擦:
发生在两接触物体间,阻碍两接触表面相对运动的摩擦。
1.按有无相对运动分:
外摩擦可分为:
静摩擦:
两接触物体间仅有相对滑动趋势时的摩擦。
动摩擦:
两接触物体间有相对运动时的摩擦。
2.按相对运动形式分:
外摩擦可分为:
1〕滚动摩擦:
两接触物体间的相对运动为滚动。
2〕滑动摩擦:
两接触物体间的相对运动为滑动。
又可分为四种:
①干摩擦:
两物体接触面内无任何润滑剂的纯金属接触时的摩擦。
②边界摩擦:
两摩擦表面间存在边界膜时的摩擦。
边界膜:
指润油中的极性分子吸附在金属表面(吸附膜)或与金属起化学
反应(反应膜)而形成的一层极薄的分子膜。
③流体摩擦:
两摩擦表面完全被润滑油分开时的摩擦。
④混合摩擦:
处于边界摩擦与流体摩擦的混合状态时的摩擦。
注:
a.纯金属极易氧化或被油污,故工程中不存在真正的干摩擦,通常
将未经人为润滑的摩擦叫〝干摩擦〞
b.边界膜分吸附膜和反应膜,极薄,厚度约0.002~0.02μm.
c.干摩擦时,摩擦和磨损最严峻;边界摩擦的摩擦系数约为0.1左
右;混合摩擦时的摩擦系数比边界摩擦的要小得多;流体摩擦是
油分子间的内摩擦,f≈0.001~0.008,现在不存在磨损。
二.轴承的类型:
1.按摩擦性质分:
分二种
1〕滚动摩擦轴承下章介绍
2〕滑动摩擦轴承又可分三种
①自润滑轴承:
工作时不加润滑剂。
②不完全液体润滑轴承:
滑动表面间处于边界润滑或混合润滑状态。
③液体润滑轴承:
两滑动表面处于液体润滑状态。
a.液体动压轴承:
靠两表面间的相对运动来形成压力油膜。
b.液体静压轴承:
靠液压系统供给的压力油形成压力油膜。
2.按承载方向分:
三种
1〕径向轴承:
承担径向载荷
2〕推力轴承:
承担轴向载荷
3〕向心推力轴承:
可同时承担径、轴向载荷
三.滑动轴承的要紧应用埸合:
1.转速特高现在,滚动轴承的寿命明显↓
2.轴的支承位置要求特高现在,滚动轴承因零件多,精度难保证
3.特重型现在,滚动轴承须单件生产,造价专门高
4.冲击和振动专门大现在,滚动轴承点接触,耐冲击、振动性能差
5.按装配要求必须剖分的轴承
6.专门工作条件处〔如:
水中或腐蚀介质中〕
7.径向尺寸受限处
§12—2滑动轴承的要紧结构型式
一.整体式径向滑动轴承P.276.图12-1
1.结构:
整体式轴承座,内衬减摩材料制成的整体轴套
2.特点:
1〕优:
结构简单,成本低廉。
2〕缺:
①轴套磨损后,无法调整轴承间隙。
②只能从轴颈端部装拆,重量大或中间轴颈的轴装拆困难。
3.适用:
轻载、低速或间歇工作处。
二.对开式径向滑动轴承P.276.图12-2
1.结构:
由轴承盖、轴承座、剖分式轴瓦及双头螺柱等组成。
2.特点:
轴承装拆方便,轴瓦磨损后可用减少剖分面处的垫片来调整轴承间隙。
3.应用:
广泛。
三.止推滑动轴承
1.组成:
由轴承座和止推轴颈组成。
P.277.表12-1
2.类型:
空心式、单环式、多环式
§12—3滑动轴承的失效形式及常用材料
一.滑动轴承的失效形式
1.磨粒磨损:
进入轴承的硬颗粒〔如灰尘,砂粒等〕,研磨轴颈、轴承表面,导致
几何形状改变,精度下降。
2.刮伤:
硬颗粒或轴颈表面粗糙的凸峰在轴承表面划出线状伤痕。
3.咬粘:
过载高速或润滑差,致使轴颈、轴承的表层材料发生粘附和迁移。
4.疲劳剥落:
载荷反复作用,致使轴承衬材料疲劳开裂和脱落。
5.腐蚀:
轴承材料受润滑剂及环境介质的腐蚀而失效。
二.轴承材料
轴承材料:
即轴瓦和轴承衬的材料。
〔一〕轴承材料的要紧性能要求:
1.减摩性、耐磨性和抗咬粘性好。
减摩性:
指材料副具有较低的摩擦系数。
抗咬粘性:
指材料的耐热性和抗粘附性。
2.顺应性、嵌入性和磨合性好。
顺应性:
受载后通过弹塑变形补偿初始几何形状误差的能力。
嵌入性:
嵌藏硬颗粒,减轻刮伤及磨损的性能。
磨合性:
短期轻载运转后,易形成相互吻合的表面粗糙度。
3.足够的强度和抗蚀能力。
4.导热性、工艺性、经济性好。
〔二〕常用轴承材料:
1.轴承合金〔或称巴氏合金〕:
组成:
是锡、铅、锑、铜的合金,分锡基、铅基二种。
性能:
嵌入性、顺应性、磨合性、抗咬粘性好,但强度专门低。
应用:
在中高速、重载或重要埸合,只能用作轴瓦的轴承衬。
2.铜合金:
种类:
专门多,分黄铜、青铜二大类,其中青铜较常用。
性能:
比轴承合金稍差,但强度较高。
应用:
锡青铜:
中速重载。
铅青铜:
高速重载〔∵抗粘附性好〕
铝青铜:
低速重载〔∵抗粘附性较差〕
3.铝基轴承合金:
性能:
耐蚀性、减摩性好,疲强较高。
应用:
可单独制成轴套、轴承等,也可作轴承衬与钢衬背一起组成双金属轴瓦。
4.铸铁:
其中的石墨是固体润滑剂,具有较好的减摩性和耐磨性。
铸铁性脆、不易磨合,只适用于轻载低速、无冲处。
5.多孔质金属材料:
构成:
金属粉末经专门工艺压制、烧结,形成多孔结构。
种类:
有多孔铁和多孔铜二种。
机理:
1〕使用前先把轴瓦在热油中浸数小时,使孔隙中充满油——含油轴承
2〕工作时靠轴颈转动的抽吸作用及热胀挤压,油进入摩擦面间进行润滑
适用:
中低速无冲击处〔因为:
多孔质金属材料韧性较小〕
6.非金属材料:
塑料,尼龙,橡胶,陶瓷等。
注:
常用金属轴承材料的性能P.280.表12-2.
§12—4轴瓦结构
一.轴瓦的型式和构造:
1.整体式:
a.整体轴套:
呈完整圆筒形。
图12-3
b.卷制轴套:
由板材卷制而成,其上有缝隙。
图12-4
2.对开式轴瓦:
a.厚壁轴瓦:
用离心铸造法制造,为使轴承衬与轴瓦贴附良好,轴瓦上应制
出榫、槽。
b.薄壁轴瓦:
将轴承衬材料用轧制贴附于钢板上形成双/三金属板,再冲载、弯曲
而成。
大批生产,质量稳固,成本低。
二.轴瓦的定位:
定位:
使轴瓦与轴承座保持确定的相对位置关系
1.轴瓦两端制出凸缘作轴向定位,如图12-5。
2.用紧定螺钉、销钉等固定。
P.283.图12-7.
三.油孔及油槽:
1.油孔:
用于将油输入轴瓦与轴颈之间。
2.油槽:
用于将油分布到整个摩擦表面间。
有轴向/周向油槽二种。
1〕轴向油槽:
适用于载荷方向变化不大处。
①位置:
整体轴承:
油槽开在最大油膜厚度处。
P.283.图12-8.
剖分轴承:
油槽开在剖分面上。
P.283.图12-9.
②长度:
稍短于轴承宽度。
2〕周向油槽:
适用于载荷方向变动范畴大于180°处。
位置:
常置于轴承中部。
§12—5滑动轴承润滑剂的选用:
一.润滑脂及其选择:
1.应用:
1〕要求不高,难以经常供油处。
2〕低速重载,或摆动轴承中。
2.选择:
选择润滑脂牌号时参见P.284.表12-3
1〕针入度:
重载低速,针入度宜小些;反之,宜大些。
针入度:
具有一定质量及锥度的测量锥针入脂面的深度
2〕滴点:
应比轴承的工作温度高20o~30oC
滴点:
在规定加热条件下,脂从标准量杯口滴下第一滴时的温度
3〕防水性和耐高温的要求。
二.润滑油及其选择:
1.应用:
最广
2.选择:
1〕轻载高速,宜选低粘度的油,反之亦反之。
2〕不完全液体润滑轴承的润滑油,P.285.表12-4.
3〕液体动压轴承的润滑油,P.53.表4-1.
三.固体润滑剂:
1.应用:
在摩擦表面上形成的固体润滑剂膜可减小摩擦,要紧用于有专门要求处。
2.种类:
二硫化钼〔MoS2〕、石墨等。
§12—6不完全液体润滑滑动轴承设计运算
适用:
工作可靠性要求不高的低速、轻载或间歇工作的轴承。
摩擦状态:
混合摩擦状态。
工作条件;边界膜不遭破坏,坚持粗糙表面微腔内有液体润滑存在。
一.径向滑动轴承的设计:
设计时一样:
径向载荷F,N
轴颈转速n,r/min
轴颈直径d,mm
1.验算平均压力p:
p过大:
油被从两摩擦面间挤出,边界膜破裂,两摩擦面直截了当接触,磨损↑
2.验算pv:
单位面积上:
正压力N=p,摩擦力Ff=fN=fp,摩擦功耗Pf=Ffv∝pv
pv↑→Pf↑→温升↑→油粘度↓→油膜易破裂
3.验算滑动速度v:
v≤[v]m/s〔12-3〕
p是均压,假设v过大,那么在p及pv均合格时,会因各种误差导致局部pv超限
B──轴承宽度,mm〔按宽径比B/d确定〕
[p],[pv],[v]──轴瓦材料的相应许用值,P.280.表12-2.
4.选择轴承的配合:
为保证一定的旋转精度,一样选:
H9/d9,H8/f7,或H7/f6.
二.止推滑动轴承的运算:
1.结构型式:
空心式,单环式,多环式三种。
结构尺寸,P.277.表12-1.
2.验算平均压力p:
3.验算pv:
1〕支承面平均直径处的圆周速度v:
2〕验算:
式中:
Fa、n、z──轴向载荷〔N〕、轴颈转速〔r/min〕、轴环数
[p]、[pv]──许用值,P.287.表12-5
多环时,各环承载不均,许用值应降低50%
§12—7液体动力润滑径向滑动轴承设计运算
一.牛顿粘性定律及粘度。
设:
两平行平板A、B,A以V平移,B固
定,A、B间充满润滑油
那么:
①由于油的吸附作用,贴切近A的油
层将随A运动,贴近B的那么静止
不动,各油层间有相对滑动。
②∵各层间有相对滑动
∴各层间存在剪应力τ,同时有以下牛顿粘性定律:
〝-〞号表示v随y增大而减小。
1〕动力粘度η:
单位:
Pa·S〔帕·秒〕,1Pa·S=1N·s/m2
意义:
使相距1m,面积各为1m2的两层流体产生1m/s的相对速度需
1N的切向力。
2〕运动粘度υ:
η〔Pa·S〕与同温度下该液体的密度ρ〔kg/m3〕之比。
即:
υ=η/ρm2/s
二.流体动力润滑的差不多方程
1.流体动力润滑:
依靠两摩擦面在相对运动中产生
的压力油膜来平稳外载,并将两
摩擦面完全分开的润滑方式。
2.流体动力润滑的差不多方程:
1〕假设:
①流体符合牛顿粘性定律。
②流体的流淌具有层流性。
③流体不可压缩,且流体压力
对粘度无阻碍。
④与粘滞阻力相比,流体的惯性力、重力可不计。
⑤沿流体膜厚度方向,压力为常数〔即压力p与y无关〕。
2〕流体动压差不多方程:
对图12-12中微单元流体进行受力分析,并经适当推导〔P.288~289〕得:
式中,η,v──流体粘度,A板沿x向的移动速度。
h──所取微单元处的流体膜厚。
ho──p=pmax处的流体膜厚。
3〕形成流体动力润滑的必要条件:
由式〔12-8〕可得
①两相对运动表面必须形成收敛间楔(假设A∥B,那么h=ho,)
②被油膜分开的两表面必须有相对滑动速度v,且v必须使油从大口进、小口出.
③油必须有粘度,且供油要充分。
三.径向滑动轴承形成流体润滑的过程
径向轴承的轴颈与轴承孔间必须留有间隙。
1.ω=0时,轴颈与轴承孔接触于最下方,两表面间自然形成油楔。
2.ω≈0时,带入油楔的油量较少,轴颈与轴瓦直截了当接触,并沿轴瓦孔壁爬升。
3.ω↑至一定值时,带入油楔的油量形成动压油膜,使轴心左偏并浮起。
4.ω达稳固转速时,轴颈在一定的左偏位置上稳固运转。
四.径向滑动轴承的要紧几何关系
1.几个概念:
用D,R表示轴承孔的直径和半径,d,r表示轴颈的直径和半径。
1〕直径间隙Δ:
Δ=D-d〔12-9〕
2〕半径间隙δ:
δ=R-r=Δ/2〔12-10〕
3〕相对间隙ψ:
ψ=Δ/d=δ/r〔12-11〕
4〕偏心距e:
稳固运转时,轴颈中心O与轴承孔中心O1间的距离,即:
5〕偏心率χ:
χ=e/δ
2.油膜厚度:
以下取轴颈中心O为极点,oo1方向为极轴,转角φ沿轴颈转动方向量取,并
设外载F与oo1方向成φa角。
1〕最小油膜厚度hmin:
hmin=δ-e=δ(1-χ)=rψ(1-χ)(12-12)
2〕任意极角φ处的油膜厚度h:
按ΔAOO1:
将上式作为(r+h)的二次方程得:
略去二阶小量,并在〝±〞处〝+〞号得:
3〕最大油压pmax处的油膜厚度ho:
设pmax处的极角为φo,那么
五.径向滑动轴承工作能力运算简介
1.轴承的承载量运算和承载量系数
1〕动压差不多方程:
将dx=rdφ,ν=rω及h、ho代入〔12-8〕式动压差不多方程,得:
2〕任意极角pφ处的油压:
3〕油压pφ在外载F方向上的重量pφy:
4〕轴承单位轴向宽度上的油压垂直重量的意和py:
5〕承载能力
⑴轴向z处油压垂直重量的总和py′
轴承的轴向宽度有限,存在端流,因此〔12-18〕式的py应修正
①端流:
使压力沿轴承宽度呈抛物线分布,∴应乘因子[1-(2z/B)2]
②端流:
使油压低于无限宽轴承中的油压py,∴应乘系数C′
⑵承载能力F:
6〕承载量系数Cp:
①Cp积分专门困难,通常用数值积分进行运算
②Cp是无量纲量,其值要紧取决于:
a.轴承的包角α:
指入油口至出油口的轴承连续光滑表面包过轴颈的角度。
b.偏心率χ:
其他不变,χ↑→Cp↑
c.轴承的宽径比B/d:
其他为变,B/d↑→Cp↑
③α=180°时的Cp值,P.293.表12-6.
2.最小油膜厚度hmin:
由hmin=rψ(1-χ)及表12-6可见,其它条件不变时:
hmin↓→χ↑→Cp↑→F↑,但hmin不能无限缩小
1〕hmin的制约因素:
1〕轴颈/承的表面粗糙度。
2〕轴颈/承的几何形状误差。
3〕轴的刚性。
2〕许用油膜厚度[h]:
能确保轴承处于液体摩擦状态的临界油膜厚度。
[h]=S(Rz1+Rz2)〔12-26〕
式中:
Rz1、Rz2──轴颈/承表面粗糙度十点高度。
P.133.表7-6.
一样轴承重要轴承
Rz13.2μm1.6μm0.8μm0.2μm
Rz26.3μm3.2μm1.6μm0.4μm
S──安全系数,考虑几何形状误差及轴的变形,一样取S≥2。
3〕hmin的确定:
hmin=rψ(1-χ)≥[h]〔12-25〕
六.轴承中的摩擦系数f:
〔补充〕
1.f的理论算式:
∵无偏心〔O与O1重合〕时,油层厚度为δ
∴dv/dy=ν/δ=rω/rψ=ω/ψ
按粘性定律,单位面积上的切向阻力:
τ=η(dv/dy)=ηω/ψ
因此,整个轴颈表面〔A=πdB〕上的粘滞阻力Ff为:
Ff=Aτ=πdBηω/ψ
因此,按摩擦系数f的定义,应有:
2.f随ηω/p的变化情形:
1〕边界摩擦时期:
ηω/p↑,f变化不大。
2〕混合摩擦时期:
ηω/p↑,f迅速下降。
3〕液体摩擦时:
a.刚变形时,f最小
b.其后,ηω/p↑→f逐步增大
∵液体粘滞阻力随速度梯度而增大
3.f的实际算式:
承载时,O与O1不重合→油层厚度↓→dv/dy↑→实际的f比上述理论的f大。
经研究,实际的f可对理论算式修正而得到:
式中,η──动力粘度,Pa·s;p──平均油压,Pa;ω──轴颈角速度,rda/s.
ξ──随轴承宽径比而变化的系数。
轴承宽径比B/d<1≥1
ξξ=(d/B)3/2ξ=1
七.轴承的热平稳运算:
1.轴承中每秒的摩擦热Q:
Q=fFv=fpdBv(W)(12-27a)
2.端流的油每秒带走的热量Q1:
Q1=qρc(to-ti)(W)(12-27b)
式中,q──润滑油流量,m3/s.由油流量系数〔P.295.图12-16〕求出。
ρ──油的密度,对矿物油:
ρ=850~900kg/m3
c──油的比热,对矿物油:
C=1675~2090J/(kg·℃)
to──油的出温度,oC.
ti──油的入口温度,一样取:
ti=35~40oC.
3.轴承表面每秒传导和辐射出去的热量Q2:
Q2=αsπdB(to-ti)(W)(12-27c)
式中,πdB──轴承的表面积〔即散热面积〕,m2.
αs──表面传热系数
轻型、或难散热(如轧钢机)轴承:
50W/(m2·K)
中型、或一样通风条件的轴承:
80W/(m2·K)
冷却良好的重型轴承:
140W/(m2·K)
4.热平稳条件:
Q=Q1+Q2(12-27)
即:
fpdBv=qρc(to-ti)+αsπdB(to-ti)
5.热平稳时油的出入口温差Δt:
〔上式除ψvBd后整理得〕
上式求得的是平均温度差,实际上轴承中各点的温度差是不同的。
6.平均温度tm:
温度不同,粘度η也不同,研究说明,承载能力运算可采纳tm下的粘度:
tm=ti+Δt/2〔12-29〕
为保证轴承的承载能力,应:
tm≤75oC
7.设计步骤:
1〕选定平均油温tm,一样取tm=50~75oC
2〕按〔12-28〕式算出Δt.
3〕运算ti:
ti=tm-Δt/2
①ti=35~40oC合适。
②ti>35~40oC热平稳易建立,承载能力未用足,
应降低tm,加大轴瓦和轴颈的表面粗糙度,再重算
③ti<35~40oC热平稳难建立,应加大间隙,降低表面粗糙度,再重算。
八.参数选择:
1.宽径比B/d:
1〕B/d的阻碍:
B/d↓优:
端流油量↑→油温↓,且可提高运转平稳性。
缺:
端流↑,B↓→油压↓→承载能力↓。
2〕B/d的选择:
一样取:
B/d=0.3~1.5
①高速重载〔∵温升较高〕取小值
②低速重载,或需较大支承刚度处取大值
③高速轻载:
支承刚性要求不高处取小值
支承刚性要求较高处取大值
2.相对间隙ψ:
要紧依照载荷和速度选取:
V↑→ψ↑;F↑→ψ↓,通常用如下体会公式确定:
〔12-31〕
式中,n──轴颈转速,r/min.
3.粘度η:
是轴承设计中的一个重要参数,确定方法有二种:
1〕重要轴承:
①设定平均油量tm〔一样取tm=50~75oC〕,选定油牌号〔P.53.表4-1〕
②tm、油牌号P.54.图4-7运动粘度υt→ηt=ρυt×10-6
③运算Δt,ti,不合格,再重选η后重算。
2〕一样轴承:
①先估算η′:
η′=(n/60)-1/3/107/6Pa·s
②υ=η′/ρ,设定油温tmP.53.表4-1油牌号
③油牌号,tmP.54.图4-7υt→ηt=ρυt×10-6
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