液体动压径向滑动轴承设计与分析说明书【内嵌图纸】

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1、1 液体 动压径向滑动轴承设计与分析 摘要 动压式滑动轴承是轴承中的一个 重要 类别，对其进行分析研究在实际中具有重要意义。液体动压径向滑动是其中的重要一类，本文以径向滑动轴承为研究对象，以雷诺方程的建立及求解过程为理论基础，对滑动轴承在处于液体动压的工况情况进行理论分析。 本课题的目的就是旨在结合滑动轴承的工作特点和性能，合理的优化轴承的结构形式，对轴承的各性能进行优化设计。通过图纸对轴承结构进行分析优化，利用相关公式对性 能进行计算与分析，对整个轴承进行优化设计。 关键字： 滑动轴承；雷诺方程 2 目录 第 一章 1绪论 . 4 1.1本 课题的选定 .5 1.2滑动轴承制造和 生产 技术

2、 的 发展 现 状 .5 1.3本 课题研究的 主要 内容及基本 工作 思路 .6 (一 )主要 内容 .6 （ 二） 本 课题基本 工作 思路 .6 第 二章 2 液体动压 径向滑动轴承 的 总体设计 方案 . 6 2.1滑动轴承 .6 （ 一） 滑动 轴承 的 主要类型 和 结构 .6 2.2液体 动压 润滑的 基本原理 和 基本 关系 .8 （ 一） 液体 动压油膜的形成理论 .8 （ 二） 液体 动压 润滑 的 基本 方程 .8 （ 三） 油楔承载机理 .11 2.3液体 动压径向滑动轴承 基本 原理 .11 （ 一） 径向 滑动轴承 液体动压 润滑 的 建立过程 .11 (二 )径向

3、滑动轴承的几何关系和承载能力 .12 （ 三）径向滑动轴承的参数选择 .16 （ 四）径向滑动轴承的供油结构 .18 第三章 3液体动压径向滑动轴承的实例计算 . 20 3.1主要技术指标 .20 3.2选择轴承材料和结构 .20 3.3润滑剂 和润滑方法的选择 .21 3.4性能计算 .21 （一 ）承载能力计算 .21 （ 二）层流校核 .22 3 （ 三）功耗计算 .22 （ 四）热平衡计算 .23 （ 五）安全度计算 .23 第 四章 4 三维 建模 4.1三维 建模依据 .23 4.2三维建模的 基本图 形 .24 4.3三维 建模的步骤 .24 总结 . 25 参考文献 . 25

4、致谢 . 27 附件 外文 翻译文献 4 第 一章 1 绪论 滑动轴承在机械制造、大型电站、 钢铁联合 企业 以及 化工 联合 企业 等 机械 设备中得到 广泛 应用，如何提高 其 寿命 和工作 可靠性越来越成为人类普遍关注 的 问题。这里 存在 着 两 方面 的工作 ：一是 不断 研究 新 的 轴承 材料 及结构 ， 以适应 轴承的 工作 特点 及其负荷指标 不断 提高的 要求 ；二是深入地研究发生 在 轴承 内部 的 各种 工作状态， 从而 在 设计中 采取相应 的措施 ， 保证 轴承 在 最 理想 的 条件 下 运作 。这就 涉及 研究研究诸如流体 动压 润滑轴承中的润滑油膜的 压力分布

5、 、 最小油膜 厚度 、 润滑 膜 的 刚度 等若干方面的 问题 。轴承 是 轴系中 的重要 部件， 其功 用 一是 支承轴 及轴上 零件并 保证 轴 的旋转 精度， 二是 减小转动 轴 与其固定支承之间的 摩擦与磨损。因此， 轴承既要有 小的 摩擦 阻力 ， 又要 有 一定 的 强度 。 轴承 分为 两 大类 ：滚动 轴承 和 滑动轴承 。 滚 动轴承有很多 优点 ，例如：已 实现系列 化、标准 化 、商品 化 ，使用维护 简单 ，互换性 好等 ， 故各 工业 部门 应用 广泛 。滑动 轴承 在 一般 情况 下 摩擦损耗较大， 使用 维护 较 复杂， 因 而应用 较少 。因此 ， 在 滚动轴

6、承 和 滑动轴承都能满足 使用 要求时， 宜 先 选用 滚动轴承 。 尽管 如此，但 是 在 高速、 高精度、重载、结构上要求剖分等场合下，滑动轴承就显示出它的优异性能。因而在汽轮机、离心式压缩机、内燃机、大型电机中多采用滑动轴承。此外，在低速而带有冲击的机器中，如水泥搅拌 机、滚筒清砂机、破碎机等也常采用滑动轴承。两者相比，普通滑动轴承又具有比滚动轴承使用寿命长、运转平稳，对冲击和振动敏感性小等优点。这些优点使滑动轴承成功地应用于机床主轴轴承，大型汽轮机轴承，内燃机曲轴轴承。轧钢机轴承以及简单机械的轴承。 随着工业的现代化进程，大量机械设备的速度和功率日益提高，工况日趋复杂，而轴承作为机械设

7、备的关键部件对其各方面的性能要求也越来越高。 滑动轴承油膜中的滑油流动过程完全符合流体动力学的普遍规律，在 1886 年 Reynolds 运用流体动力学的定律，分析润滑剂在间隙中的 流动，从而求得了表示轴承中压力分布的基本微分方程即雷诺方程，它成为今天滑动轴承理论计算的基础。但用传统数学方法对雷诺方程进行求解，只有在一些特定情况下刁 能获得精确的解析解。由于这种困难很长一段时间滑动轴承还是按照 pv 常数 p:轴承的平均压强， v:轴承两配合部分的相对滑动速度，常数 :轴承副材料所确定经验数这种老方法双曲线法确定尺寸参数。对于一些简单的、几何形状相似或结构相同的滑动轴承用这种计算方法并结合轴

8、承生产中积累的经验来确定轴承尺寸一直还是成功的。但随着新型或特殊结构的滑动轴承出现以及设计中对轴承可靠性要求的不断提高，这些经验数据就不再适合了。最近二十几年以来随着计算机的5 技术发展其计算速度及计算能力迅速增长，许多传统数学方法难以求解的问题用计算机求解往往能够得到很好的结果，求解雷诺方程也就成为可能 。 1.1本课题的选定 随着科技的进一步发展，机械零件的规模越来越大，越来越完整，人们的需求越大，对物质的需求和要求也越来越高。轴承作为一个机械零件，起着至关重要的作用。 用于支撑旋转零件（转轴、 心 轴）的装置通称为轴承。条件不同，轴承的分类也不同： 按其承载方向的不同，轴承可分为：径向轴

9、承和推力轴承； 按轴承工作时的摩擦性质不同，轴承可分为：滑动轴承和滚动轴承。 滑动轴承，根据其相对运动的两表面间油膜形成原理的不同，还可分为流体动力润滑轴承 (简称动压轴承 )和流体静力润滑轴承 (简称静压轴承 )。 和滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力高、 抗 压性好，工作平稳可靠，噪声小，寿命长等优点，它广泛用于内燃机、轧钢机、大型电机及仪表、雷达、天文望远镜等方面。 在动压轴承中，随着工作条件和润滑性能的变化，其滑动表面间的摩擦状态亦有所不同。通常将其分为如下三种状态：不完全摩擦，边界摩擦和干摩擦。完全液体摩擦是滑动轴承工 作的最理想状况。对那些重要且高速旋转的机器，应确保轴承在完全液体

10、摩擦状态下工作，这类轴承常称为液体摩擦滑动轴承。因此我这次的设计选择液体摩擦。 轴承上的反作用力与轴心线垂直的轴承称为径向轴承；轴承上的反作用力与轴心线方向一致的轴承称为推力轴承。推力滑动轴承只能承受轴向载荷，与径向轴承联合才可同时承受轴向和径向载荷。 综上所述，我选择的设计是： 液体 动压滑动轴承 的 设计 。 1.2滑动 轴承 制造和生产 的 技术 的 发展 现状 滑动轴承作为回转轴支承元件在机械领域的应用十分广泛。与滚动轴承相比，滑动轴承工作平稳、可靠、噪 音较低。如果能够保证充分的液体润滑，使得滑动6 表面被润滑油分开而不发生直接接触，则还可以大大减少摩擦损失和表面磨损，甚至消除磨损。

11、另外，润滑油 膜 同 时 还具有一定的吸振能力川，这对提高轴承运转的稳定性和运转精度都是十分有益的。 滑动轴承的种类繁多，按轴承受力方向可分为径向滑动轴承、止推滑动轴承、径向止推滑动轴承按轴承所用的润滑剂来分可分为液体润滑滑动轴承、气体润滑滑动轴承、脂润滑滑动轴承和固体润滑滑动轴承，其中液体润滑滑动轴承又可分为油润滑滑动轴承、水润滑滑动轴承及磁流体润滑滑动轴承按轴承轴瓦材料来分又可分为金属 滑动轴承、非金属滑动轴承和多孔质滑动轴承等等。流体润滑滑动轴承又可分为流体动压润滑滑动轴承、流体静压润滑滑动轴承和流体动静压混合滑动轴承 121。流体动压润滑滑动轴承有着长久的历史，它的应用研究己超过 10

12、 年，其应用范围也是上述各种滑动轴承中最广泛的。 流体动压润滑，就是依靠被润滑的一对固体摩擦面间的相对运动，使介于固体摩擦面间的流体润滑膜内产生压力，以承受外载荷而免除固体相互接触，从而起到减少摩擦阻力和保护固体摩擦表面的作用。自从 B.Tower 在其著名实验中发现了动压现象，继由 0.Renyolds 分析了动压润滑的机理并导出了描述润滑膜压力分布的微分方程，即著名的雷诺方程，遂奠定了流体动力润滑理论的原始基础。此外，流体动力润滑理论中还有其它的一些方程，如：流动的连续性方程、润滑剂的状态方程粘度和密度方程、表面的弹性方程、以及能量方程等。当然应用最广的还是雷诺方程及其在各种具体条件下的变

13、形形式，以及它们的求解。由于这些理论的建立使得滑动轴承的研究取得了很多成果，促进了其在实际中的应用。 1.3本 课题 研究 的 主要 内容 及 基本 工作 思路 （ 一） 主要 内容 根据所给 技术指标对某型汽轮机液体 动压 径向滑动轴承进 行 设计 计算以及性能分析。 （ 二） 本 课题 的 基本工作 思路 1.在液体 动压径向滑动轴承 的基本 原理 和 雷诺方程 的 基础上 设计滑动 轴承 。 2.计算 内容 包括： 几何参数 ， 安全 度 等方面 3.关键理论 和 技术 ： 流体 动力的基本方程 摩擦 定律 雷诺 方程 第 二章 7 2 液体动压 径向滑动轴承 的 总体设计 方案 2.1

14、滑动 轴承 机械设计是一门培养学生机械设计能力的技术基础课。在机械类各专业的教学计划中，它是主要课程。机械设计课程在教学内容方面着重基本知识、基本理论和基本方法的掌握，在培养实践能力方面着重设计构思和设计技能 的基本训练，使学生对实际工程具有分析、解决问题的能力，在设计中具有创新思维。滑动轴承章节在整个课程的学习中又占到了很重要的部分。滑动轴承的承载能力大，回转精度高，表面能形成润滑膜将运动副分开，减少了磨损，滑动摩擦力也可大大降低，并且润滑膜具有抗冲击作用，因此，在工程上获得广泛的应用 。 2.1.1滑动 轴承 的主要 类型 和 结构 按受载荷方向不同，滑动轴承可分为径向滑动轴承和止推滑动轴

15、承。 1径向 滑动轴承 径向滑动轴承用于承受径向载荷。图 2 1所示为整体式径向滑动轴承，图 2 -2所示为剖分式径向滑动轴 承。剖分式径向滑动轴承装拆方便，轴瓦磨损后可方便更换及调整间隙，因而应用广泛。 图 2-1整体 式 滑动 轴承 8 图 2-2剖分 式 滑动 轴承 2.止推滑动 轴承 止推滑动轴承用来承受轴向载荷。按轴颈支承面的形式不同，分为实心式、空心式、环形式三种。当轴旋转时， 实心 止推轴颈由于端面上不同半径处的线速度不相等，因而使端面中心部的磨损很小，而边缘的磨损却很大，结果造成轴颈端面中心处应力集中。实际结构中多数采用空心轴颈，可使其端面上压力的分布明显改善，并有利于储存润滑

16、 油 。 2.2液体 动压 润滑的 基本 原理 和基本关系 （ 一） 液体 动压 油膜形成的 原理 图 2-3动压 油膜 形成原理图 液体动压油膜形成原理是利用摩擦副表面的相对运动，将液体带进摩擦表面之间，形成压力油膜，将摩擦表面隔开，如图 2-3 所示。两个互相倾斜的平板，9 在它们之间充满具有一定粘度的液体。当 AB 以速度 V 向左移动，而 CD 保持静止时，液体在此楔形间隙中作层流流动。当 各 流层的速度分布规律为直线时，由于进口间隙大于出口间隙，则进口流量必大于出口流量但液体是不可压缩的，因此，在楔形间隙内形成油压，迫使大口的进油速度减小，小口的出油速度增大，从而使流 经各截面的液体

17、流量相等。同时，楔形油膜产生的内压将与外载荷相平衡。 （ 二） 液体 动压润滑的基本 方程 雷诺方程是液体动压润滑基本方程，是研究流体动力润滑的基础。它是根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后简化而得的。 图 2-4液体单 元 压力 分析 如图 2-4 所示，两平板被润滑油隔开，设板 A 以速度 v、沿 x 方向滑动，另一平板 B 静止不动，设平板正方向尺寸为无穷大流体沿 z 方向无流动，从油层中取出长、宽、高分别为 dx、 dy、 dz 的单元体进行力平衡分析。 单元体 沿 x 方向受 四个 力， 两 侧 向 压力 ： p， p 上下 面 剪切 应力 为：） 由 x方向的 力平衡

18、 条件， 得 pdydz 化简得： = (2-1) 根据 牛顿 粘性 流体 定律，代人（ 2-1）得 10 =n 积分后 得 u= (2-2) 当 y=0时， u=v(油层随移动件移动 )； y=h(h 为单元体处油膜厚度 )时，u=0(油层随静止件不动 )。根据上述条件则可 以得到积分常数 C1 ， C2 。 积分常数： ；代人式（ 2-2） 得 u= （ 2-3） 由 式（ 2-3）可见， 油层 的 速度 u由 两 部分 组成， 式中 前 一项 表示速度 沿 y成 线性 分布，直接由 剪切 流引起 ；第 二 项表示速度 沿 y成 抛物线 分布，是 由 油压沿 x方向变化而 引起的 。 不计

19、侧漏，润滑沿 x方向 通过任一截面单位宽度的 流量为 设 在 P=处 油膜 厚度为（即时， h=），在 该 截面处的 流量为 由于连续流动 时 流量 不变 ， 故得 化简 得 （ 2-4） 式 （ 2-4）为一维雷诺流体动力润滑 方程 。 对式 （ 2-4）中 x取偏导数可得 若再考虑润滑 油沿 z方向的 流动 ， 则 （ 2-6） 11 式（ 2-6）为 二维 雷诺流体 动力 润滑方程式 流体动力润滑轴承 的基本 公式。 （ 三） 油楔承载机理 由 式 可看出油压 变化 与 润滑 油 的粘度 、表面 摩擦 速度和 油膜 厚度的变化有关 ， 利用 该式可 求 出 油膜 中 各 点的 压力 p，

20、 全部 油膜 压力 之和 即 为 油膜 的承载能力 。 油膜 必须 呈 收敛 楔形， 才能 使油楔内各处 油 压 都大于 入口和 出口 处 的 压力，产生 正 压力 以支承 外载 。 所以形成液体 动力 润滑（ 即形成 动压油膜 ） 的 必要条件 是： 1. 相对 运动 两 表面 必须 形成 一个 收敛 楔形； 2. 被 油膜 分开的两 表面 必须有 一定 的 相对 滑动 速度 ，其运动 方向 必须使润滑油从大口流进， 小口流出 ； 3. 润滑油 必须有一定粘度 ， 且 供油充分 。 2.3液体 动压径向滑动轴承基本原理 （ 一 ）径 向 滑动轴承 液体动压 润滑 的 建立过程 径向 滑动轴承

21、 的 轴颈与轴孔间必须留有间隙，当轴颈静止时，轴 颈处 于 轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。此时，两表面间自然形成收敛的楔形空间。当轴颈开始转动时，速度极低，带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 (图 b)。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加多。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 (图 c)。这时，轴承处于流体动力润滑状态，油膜产生的动压力与外载荷 F 相平衡。此时，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，

22、故摩擦系数达到最小值。 12 图 2-5 液体 动压径向滑动轴承 油膜 形成过程 液体 动压径向滑动轴承 油膜 形成过程 经历 起动 、 不稳定运转 、稳定 运转 三个 阶段 。 起始时 n=0，轴颈与轴承孔在最下方位置接触 1、 起动时，由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿孔内壁向右上方爬开 . 2、 不稳定运转阶段，随转速上升，进入油楔腔内油逐渐增多，形成压力油膜， 把轴颈浮起推向左下方。（由图 b图 c） 3、 稳定运转阶段（图 d）：油压与外载 F平衡时，轴颈部稳定在某一位置上运转。转速越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。（但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力

23、 ） （ 二）径向滑动轴承的几何关系和承载能力 13 径向滑动 轴承 的 几何关系 ， 如图 2-6 所示。 基本参数： o-轴颈 中心 ， -轴承 中心 ，起始位置 F与 o重合，轴颈 直径 d，轴承孔直径 D 根据 以上基本 参数可以 直接 计算 出 ： 直径 间隙 ： 半径 间隙 ： 相对 间隙 ： 偏心距 ： 偏心率： 以为 极轴 ，对应油膜厚度 h，为处 油膜 厚度，为 压力 油 膜起 始角 和 终止角 ，其 大小与轴承包角 有关 。 在中， 根据 余玄定理可得 14 略去高阶微量， 再 引入半径 间隙 ， 并 两端开方 得 整理得任意 位置时 油膜 厚度为 压力 最大 处的 油膜厚

24、度 当时， 油膜 最小 厚度为 把上式 在 的 区间内积分，就得出在轴承 单位 宽度上的油膜承载力，即 为了求出油膜的承载能力，理论上只需将乘以轴承宽度 B即可。但在实际轴承中，由于油可能从轴承的两个端面流出，故必须考虑端泄的影响。这时，压力沿轴承宽度的变化成抛物线分布，而且其油膜压力也比无限宽轴承的压力低(图 2 7)，所 以乘以系数进行 修正， 的值取决与宽度比 B/d和偏心率的大小。这样，在角和距轴承中线为 z处的油膜压力的数学表达式为 15 图 2-7 不同 宽 径 比时沿 轴承 周 向 和轴向的压力分布 因此 ， 对 有限宽轴承，油膜的总承载能力为 F= 通过 上式 可得 承载 量系

25、数 于是 可 得 16 式中 Cp为一个无量纲的量，称为承载量系数，为润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度， Pa s； B为轴承宽度， m； F为外载荷， N； V为轴颈圆 周速度， m/s。 Cp的积分非常困难，因而采用数值积分的方法进行计算，并作成相应的线图或表格供设计应用。在给定边界条件时， Cp是轴颈在轴承中位置的函数，其值取决于轴承的包角 (入油口和出油口所包轴颈的夹角 )，相对偏心率和宽径比 B/d。当轴承的包角 ( =120， 180或 360）给定时，经过一系列的换算， Cp可表示为： 若轴承是在非承载区内进行无压力供油 ,且设液体动压力是在轴颈与轴承衬的 180度的弧内产生

26、时，则不同和 B/d 的承载量系数 Cp值见表 2-1。 表 2-1 有限 宽度轴承的承载量系数 Cp是轴颈在轴承中位置的函数 Cp取决于轴承包角 ，编心率和宽径比 L/d （ 三）径向滑动轴承的参数选择 影响滑动 轴承 油膜压力 的因素 很多， 根据 液体动压润滑 理论 ， 影响 压力 分布 的 参数 主要有轴承 宽径比、 相对 间隙、 油槽 开设 形式 、 径向 载荷、 润滑油 主轴转速等。 17 1.宽径 比 一般轴承的宽径比 B/d在 0.31.5范围内。宽径比小，有利于提高运转稳定性，增大端泄漏量以降低温升。但轴承宽度减小，轴承承载力也随之降低。 高速重载轴承温升高，由于温升高，宽径

27、比宜取小 值，使 t 减小； 低速重载轴承，需要对轴有较大支承刚性，宽径比宜取大值；高速轻载轴承，转速小高，温升大，如对轴承刚性无过高要求，可取小值；需要对轴有较大支承刚性的机床轴承，宜取较大值。 一般机器常用的 B/d 值为：汽轮机 B/d=0.31；电动机、发电机、离心泵，齿轮变速器 B/d=6.01.5；机床、拖拉机 B/d=0.81.2；轧钢机 B/d=0.60.9。 2相对间隙 相对间隙主要根据载荷和速度选取。 速度愈高，值应愈大，楔形空间增加，带入油量增加，易于形成动力润滑； 载荷愈大， 值应愈小，使减小，提高承载力。 minh此外，直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时，值取

28、小值，反之取大值。 一般轴承，按转速取值的经验公式为： 式中 n为轴颈转速 r/min。 一般机器中常用的值为：汽轮机、电动机、齿轮减速器 0.0010.002；轧钢机、铁路车辆 0.00020.0015；机床、内燃机 0.00020.00125；鼓风机、离心泵 0.0010.003。 3.轴承 的转 速 转速是 影响 滑动轴承油膜 压力分布 的 参数 之一。 4粘度 这是轴承设计中的一个重要参数。它对轴承的承载能力、功耗和轴承温升都有不可忽视的影响。由于粘度和平均温度密切相关，轴承工作时，油膜各处温度是不同的，通常认为轴承温度等于油膜的平均温度。平均温度的计算是否准确，将直接影响到润滑油粘度

29、的大小。平均温度过低，则油的粘度较大，算出的承载能力偏高；反之，则承载能力偏低。设计时，可先假定轴承平均温度，（一般取tm=5075）初选粘度，进行初步设计计算。最后再通过热平衡计算来验算轴承入口油温 ti是否在 3540之间，否则应重新选择粘度再作计算。 对于一般轴承，也可按轴颈转速 n(r/min)先初估油的动力粘度，即 18 由式（ 4 7）计算相应的运动粘度 , 选定平均油温 tm,参照表 4 1选定全损耗系统用油的牌号。然后查图 4 9，重新确定 tm时的运动粘度 tm 及动力粘度 tm。最后再验算入口油温。 （ 四）径向滑动轴承的供油结构 在液体 动压 径向 滑动轴承 中， 充足

30、的 供油 量是 产生 动压 油膜的必要 条件。向 轴瓦 内 供油 最常用的 结构 要素是油 孔 和 油槽 。油槽主要有 两种 形式，轴向 油槽和周向油槽 。油孔和 轴向 油槽可以设计 一个 或 两 个 。轴向 油槽 为 与 直线 平行 的直线形 油槽 ， 其 深度比轴承 半径 间隙 大很多 ，它 能够 使 润滑油 较 均匀 地 分布 在 整个轴瓦宽度 上 ，适用于载荷方向 不 变 或 变化 不大 ， 轴瓦 比较 宽 的 场合 ；周向油槽为环形 槽 ， 它 能够 使 润滑油 迅速分布 到 轴瓦 的 整个 圆周 ， 适用 于 载荷 方向变化 超过180度 ， 甚至载荷旋转 的场合 。当 轴瓦 较

31、窄 ， 可以 不 开设 油 槽， 只 设置 供油孔。 油槽的 开设 形式 主要 有 以下 几种： 1. 单轴向油槽 单 轴向 油槽的 位置 最好 在 最大油膜 厚度处 ， 但是 ，因为 偏 为 角载荷 、转和 转向 变化 ， 所以 只有在 稳定 工 况 下 最大 油膜厚度 的 位置方向稳定 。 为此常 把 单 轴向 油槽设 在 载荷 方向 的 反方向 ，该位置与 最大 油膜位置 比较 接近， 没 有 很 不利的影响 。这样的 单 轴 向 油槽供油的 轴承 ， 轴颈 只能按 指定 方向 选择 ， 如图 2-8所示。 19 图 2-8 单 轴向 油槽 2. 双轴向油槽 双轴向油槽或 油孔 一般 设

32、在 垂直于载荷方向 的 直径 上 ， 这种 轴承只能 允 许轴颈正反转。通常轴向油槽应 较 轴承宽度 稍短 ，以便在轴瓦两端流出封 油面 ， 防止 润滑油从 端部 大量流失 ， 如图 2-9所示 。 图 2-9 双 轴向油槽 3. 周向 油槽 周向 油槽一般 设在沿宽度 方向 轴瓦中央 的 圆周 上 ，有全周油槽 和半周槽 。 周向 油 槽 适用 于 载荷 方向变化范围 超过 180 度的 场合 ，它 常 设在轴承宽度 中 部，把 轴承 分为 两 个独立的 部分；当 宽度相同 时 ， 设在周向油槽轴承的 承载 能力 低于设在轴向油槽的 轴承 ， 如图 2-10所示 。 20 图 2-10 周向

33、油槽 对 轴承 载荷 能力 的影响 第 三章 3 液体动压径向滑动轴承的实例计算 已知 轴承载荷径向载荷为 80000N，电机额定转速 1000r/min,轴瓦 处轴径180mm，进油温度 45 度 ，润滑油为 HU-22， 直接润滑。 3.1主要 技术指标 径向 载荷 ： F=80000N 轴 径 =180mm 转速： n=1000r/min 3.2选择 轴承材料和 结构 1. 选择轴承宽径比 根据汽轮机 轴承 常用的宽径比范围，取宽径比为 1。 2 计算轴承宽度 21 B=(B/d)d=10.18m=0.18m 3.计算轴颈圆周速度 4. 计算 轴承压力 P 和 Pv值 = Pv=2.47

34、x9.42MPa.m/s=23.27Pa.m/s 3.3润滑剂 和润滑方法 的 选择 1. 选定润滑油牌号 参照表选定机械 油 HU22 2.初步 估算润滑油动力粘度 = 3.选定平均油温 ， 现 选平均油温 4. 选定润滑油牌号 参照表选定 HU22 /s 5.采用 直接润滑方式 3.4.性能 计算 （ 一） 承载 能力计算 1.相对 间隙 = 取 =0.00125 2.计算 轴转速 22 3.承载 系数 4偏心 率选择 查表 机械 设计 手册 得 （ 二） 层流 校核 1.半径 间隙 m 2.计算 临 界 雷诺数 =1168 3.轴承 雷诺数 由 296.71168.故 满足层流条件 4.

35、选取 流量系数，查机械设计手册 =0.076 5.轴承 润滑 油 体积流量 Qv= （ 三） 功耗 计算 1选取摩擦 系数特性 ： 查机械设计手册 ， 得 2计算 摩擦系数 =2.3x0.00125=0.0028 3计算摩擦 功耗 （ 四） 热 平衡计算 1.热 温升计算 23 计算 得 2. 进油 温度 由 已知得 =45 3.出油 温度 由 上所知， 均 符合要求 。 （ 五） 安全 度 计算 1.最小 油膜厚度 2.轴颈表面 粗糙度 ： =1.6 3.轴瓦 表面粗糙度 ： =3.2 4.安全 度计算 ： 得 S=7.5 S是 考虑到表面 几何 形状 不 标准和 零件变形 而 保留 的 安

36、全度 ，一般取 S2 所以： S=7.52， 保证 动力 润滑 。 第 四章 4.三维建模 4.1三维建模依据 24 根据 轴承轴瓦基本要求，计算得出相关尺寸 。 确定 轴瓦 轴 径 大小，轴瓦厚度，轴承座基本尺寸。依据 尺寸 利用 Proe进行三维绘图。 4.2三 维 建模的基本图形 从 零件图看出本图包括轴瓦图，轴承座图，以及 螺栓 这些基本零件 。 装配 好这些基本零件， 保持 文件 ， 确定装配图为三维建模的基本图形。 4.3三维 建模的 步骤 1.保存为 滑动轴承的 三维实体 模型图 利用 三维画图软件，将装配图 转换成 CAD格式 2.保留 相关 图形 关闭 相关图层或者删除多余的

37、线。相关图层或者删除多余的线。 3.修改图形 将各部分按绘制独自地封闭图形为原则进行绘制。孔的部分只绘制以中心线为旋转轴线的一半封闭图形，删除直径 等不需要的线段。 4拉伸 创建 选定 基本视图 ，单击“建模” 工具条上的“拉伸 “ 按钮 ” ，或者 输入； 完成 基本 命令后 拉伸 创建。 5.合并和 切除 实体。单击“建模”工具条上的“差集”按钮，先选择大圆柱体，按回车键后，选择小圆柱体，回车生成孔造型， 6. 合并实体。 单击“建模”工具条上的“并集”按钮，将 相关图形 合并为一个整体 。 7. 合并实体。 单击“建模”工具条上的“并集”按钮，将镜像实体合并成一个整体。 8. 边圆角。

38、总结 通过此次毕业设计，我不仅把知识融会贯通，而且丰富了大脑，同时在查找资料的过程中也了解了许多课外知识，开拓了视野，认识了将来电子的发展方向，使 自己在专业知识方面和动手能力方面有了质的飞跃。 毕业设计是我作为一名学生即将完成学业的最后一次作业，他既是对学校所学知识的全面总结和综合应用，又为今后走向社会的实际操作应用铸就了一个良好开端，毕业设计是我对所学知识理论的检验与总结，能够培养和提高设计者独立分25 析和解决问题的能力；是我在校期间向学校所交的最后一份综和性作业，从老师的角度来说，指导做毕业设计是老师对学生所做的最后一次执手训练。其次，毕业设计的指导是老师检验其教学效果，改进教学方法，

39、提高教学质量的绝好机会。 毕业的时间一天一天的临近，毕业设计也 接近了尾声。在不断的努力下我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的大概总结，但是真的面对毕业设计时发现自己的想法基本是错误的。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识太理论化了，面对单独的课题的是感觉很茫然。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。 总之，不管学会的还

40、是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。 参考 文献 1. 濮良贵，纪名刚，机械设计（第八版）。高等教育出版社， 2006年 5 月； 2. 杨可桢，程光藴，李仲生，机械设计基础（第五版）。高等教育出版社， 2006 年 5月； 3. 孙恒，陈作模，葛文杰，机械原理（第 七版）。高等教育出版社，2006 年 5 月； 4. 机械设计手册编委会，机械设计手册单行本 -滑动轴承，机械工业出版社

41、， 2007年 3 月第 4版； 5. 国际通用标准件丛书编委会，国内外轴承对照手册，江苏科学技术出版社， 2008年 10 月； 26 6. 张松林，最新轴承手册，电子工业出版社， 2006 年 10月； 7. 张伟忠，焦映厚，陈照波，滑动轴承非线性油膜力模型的对比分析（ J）汽轮机技术， 2011（ 01）； 8. 林圣强，滑动轴承油膜厚度对转子稳定性和振动的影响，东北电力大学 2013-03-01； 9. 吴宗泽，机械设计使用手册，化学工业出版社， 1999年 1月； 10. 曲庆文，薄膜润滑理论，北京出版社， 2006； 11. 朱龙根，简明机械零件设计手册，机械工业出版社， 1997

42、 年 11月； 12. 张黎骅，郑严。新编机械设计手册，人民邮电出版社， 2008年5 月； 13. 赵东升，刘振侠，任众，滑动轴承内润滑油流动特性分析与实验研究（ J） 2012（ 03）； 14. 樊红朝，杨建玺，崔勤建，动压油膜轴承研究现状与应用（ J），2003（ 02）； 致谢 本论文在导师的悉 心指导下完成的。导师渊博的专业知识、严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严于律己、宽27 以待人的崇高风范，朴实无法、平易近人的人格魅力对本人影响深远 。本次论文从选题到完成，每一步都是在导师的悉心指导下完成的，倾注了导师大量的心血。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！在写论文的过程中，遇到了很多的问题，在老师的耐心指导下，问题都得以解决。所以在此，再次对老师道一声：老师，谢谢您！