机械滑动轴承的设计.ppt

;; 设计者思维;;;;;;;自动调心式 ;间隙可调式 ;;;;;;;;;;;;;;;;;;;;;;;附表12-1 常用轴承材料及性能 ;;附表12-2 轴颈与轴瓦之间的配合 ;;;;【工程实例12-1】卷筒轴滑动轴承的设计计算 ;解： （1）选择轴承的类型和轴瓦材料。 由于卷筒转速低，工作要求不高，故采用不完全液体润滑滑动轴承。为了装拆方便，轴承采用剖分式结构。 由于轴承载荷大、速度低，选用铝青铜（ZCuAl10Fe3）作为轴瓦材料，查附表12-1得，[p] = 15 MPa，[pv] = 12 MPa·m/s，[v] = 4 m/s。 ;附表12-1 常用轴承材料及性能 ;（2）确定轴承的工作宽度B。 对于起重装置，轴承的宽径比可适当取大些，取宽径比B/d = 1.5，则轴承宽度为 B = (B/d) × d = 1.5 × 90 = 135 mm ;由式(12-3)得 ;附表12-2 轴颈与轴瓦之间的配合 ;;; 当轴颈开始转动时，速度极低，进入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升，如图12-4(b)所示。 ; 随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐增多，这时右侧楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈向左浮起。当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏心位置上，楔形油膜产生的压力与外载荷F相平衡，轴颈中心稳定在轴承孔中心左下方某一位置上，轴承在液体摩擦状态下工作，如图12-4(c)所示。 ; 此时，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。研究结果证明，在其他条件不变时，轴颈转速越高，轴颈中心将被抬得越高而接近于轴承孔中心，如图12-4(d)所示。 ;;;;;; 实际上，轴承的宽度是有限的，润滑油会从轴承两侧端面流出，故必须考虑端泄的影响。这时，油膜压力沿轴承宽度的变化呈抛物线分布，而且最大油膜压力随轴承宽度尺寸的减小而下降，如图12-6所示。 ;;;;;;;;;;;;;附表12-5 各种典型机器常用的宽径比B/d推荐值 ;;表12-4 各种典型机器常用的相对间隙ψ的推荐值 ;;;【工程实例12-2】机床主轴的液体动力润滑轴承的设计计算 ;解： （1）选择轴承宽径比。 查附表12-5，根据机床轴承常用的宽径比范围0.8～1.2，选取宽径比B/d = 1.0。 （2）计算轴承宽度，则 ;附表12-5 各种典型机器常用的宽径比B/d推荐值 ;（3）计算轴承p、v和pv值，则 ;附表12-1 常用轴承材料及性能 ;（5）选择润滑油。 由式(12-31)初估润滑油动力黏度为 ; 参照表11-1选定全损耗系统用油L—AN46，其在tm = 50℃时的运动黏度?50 =30 cSt； 全损耗系统用油L—AN46，50℃时的动力黏度?50为 ;（7）计算承载量系数Cp。 ;附表12-6 有限宽轴承的承载量系数Cp（轴承包角? =180°） ;（9）校验最小油膜厚度hmin。 由式(12-12)得 ;附表12-4 表面粗糙度及微观不平度十点平均高度Rz ;（11）确定润滑油流量系数 ;（12）计算润滑油温升。 按润滑油密度? = 900 kg/m3，取比热容c = 1800 J/(kg ·℃)，表面传热系数?s = 80 W/(m2·℃)，由式(12-27)得 ;（13）计算润滑油入口温度。 ;（15）确定最大、最小间隙为 ?max = 0.04 - (-0.185) = 0.225 mm ?min = 0 - (-0.145) = 0.145 mm 因? = 0.197 mm在?max与?min之间，故所选配合合用。