滑動軸承CAD圖紙+說明書+SolidWorks三維模型

滑動軸承CAD圖紙+說明書+SolidWorks三維模型,滑動,軸承,cad,圖紙,說明書,仿單,solidworks,三維,模型 液體動壓徑向滑動軸承設計與分析 摘要 動壓式滑動軸承是軸承中的一個重要類別，對其進行分析研究在實際中具有重要意義。液體動壓徑向滑動是其中的重要一類，本文以徑向滑動軸承為研究對象，以雷諾方程的建立及求解過程為理論基礎，對滑動軸承在處于液體動壓的工況情況進行理論分析。 本課題的目的就是旨在結合滑動軸承的工作特點和性能，合理的優(yōu)化軸承的結構形式，對軸承的各性能進行優(yōu)化設計。通過圖紙對軸承結構進行分析優(yōu)化，利用相關公式對性能進行計算與分析，對整個軸承進行優(yōu)化設計。 關鍵字：滑動軸承；雷諾方程 目錄 第一章 1緒論 4 1.1本課題的選定 5 1.2滑動軸承制造和生產技術的發(fā)展現狀 5 1.3本課題研究的主要內容及基本工作思路 6 (一)主要內容 6 （二）本課題基本工作思路 6 第二章 2液體動壓徑向滑動軸承的總體設計方案 6 2.1滑動軸承 6 （一）滑動軸承的主要類型和結構 6 2.2液體動壓潤滑的基本原理和基本關系 8 （一）液體動壓油膜的形成理論 .8 （二）液體動壓潤滑的基本方程 8 （三）油楔承載機理 11 2.3液體動壓徑向滑動軸承基本原理 11 （一）徑向滑動軸承液體動壓潤滑的建立過程 11 (二)徑向滑動軸承的幾何關系和承載能力 12 （三）徑向滑動軸承的參數選擇 16 （四）徑向滑動軸承的供油結構 18 第三章 3液體動壓徑向滑動軸承的實例計算 20 3.1主要技術指標 20 3.2選擇軸承材料和結構 20 3.3潤滑劑和潤滑方法的選擇 21 3.4性能計算 21 （一）承載能力計算 21 （二）層流校核 22 （三）功耗計算 22 （四）熱平衡計算 23 （五）安全度計算 23 第四章 4三維建模 4.1三維建模依據 23 4.2三維建模的基本圖形 24 4.3三維建模的步驟 24 總結 25 參考文獻 25 致謝 27 附件 外文翻譯文獻 第一章 1緒論 滑動軸承在機械制造、大型電站、鋼鐵聯(lián)合企業(yè)以及化工聯(lián)合企業(yè)等機械設備中得到廣泛應用，如何提高其壽命和工作可靠性越來越成為人類普遍關注的問題。這里存在著兩方面的工作：一是不斷研究新的軸承材料及結構，以適應軸承的工作特點及其負荷指標不斷提高的要求；二是深入地研究發(fā)生在軸承內部的各種工作狀態(tài)，從而在設計中采取相應的措施，保證軸承在最理想的條件下運作。這就涉及研究研究諸如流體動壓潤滑軸承中的潤滑油膜的壓力分布、最小油膜厚度、潤滑膜的剛度等若干方面的問題。軸承是軸系中的重要部件，其功用一是支承軸及軸上零件并保證軸的旋轉精度，二是減小轉動軸與其固定支承之間的摩擦與磨損。因此，軸承既要有小的摩擦阻力，又要有一定的強度。 軸承分為兩大類：滾動軸承和滑動軸承。滾動軸承有很多優(yōu)點，例如：已實現系列化、標準化、商品化，使用維護簡單，互換性好等，故各工業(yè)部門應用廣泛。滑動軸承在一般情況下摩擦損耗較大，使用維護較復雜，因而應用較少。因此，在滾動軸承和滑動軸承都能滿足使用要求時，宜先選用滾動軸承。盡管如此，但是在高速、高精度、重載、結構上要求剖分等場合下，滑動軸承就顯示出它的優(yōu)異性能。因而在汽輪機、離心式壓縮機、內燃機、大型電機中多采用滑動軸承。此外，在低速而帶有沖擊的機器中，如水泥攪拌機、滾筒清砂機、破碎機等也常采用滑動軸承。兩者相比，普通滑動軸承又具有比滾動軸承使用壽命長、運轉平穩(wěn)，對沖擊和振動敏感性小等優(yōu)點。這些優(yōu)點使滑動軸承成功地應用于機床主軸軸承，大型汽輪機軸承，內燃機曲軸軸承。軋鋼機軸承以及簡單機械的軸承。 ?隨著工業(yè)的現代化進程，大量機械設備的速度和功率日益提高，工況日趨復雜，而軸承作為機械設備的關鍵部件對其各方面的性能要求也越來越高。?滑動軸承油膜中的滑油流動過程完全符合流體動力學的普遍規(guī)律，在 1886 年 Reynolds 運用流體動力學的定律，分析潤滑劑在間隙中的流動，從而求得了表示軸承中壓力分布的基本微分方程即雷諾方程，它成為今天滑動軸承理論計算的基礎。但用傳統(tǒng)數學方法對雷諾方程進行求解，只有在一些特定情況下刁‘能獲得精確的解析解。由于這種困難很長一段時間滑動軸承還是按照 pv常數p:軸承的平均壓強，v:軸承兩配合部分的相對滑動速度，常數:軸承副材料所確定經驗數這種老方法雙曲線法確定尺寸參數。對于一些簡單的、幾何形狀相似或結構相同的滑動軸承用這種計算方法并結合軸承生產中積累的經驗來確定軸承尺寸一直還是成功的。但隨著新型或特殊結構的滑動軸承出現以及設計中對軸承可靠性要求的不斷提高，這些經驗數據就不再適合了。最近二十幾年以來隨著計算機的技術發(fā)展其計算速度及計算能力迅速增長，許多傳統(tǒng)數學方法難以求解的問題用計算機求解往往能夠得到很好的結果，求解雷諾方程也就成為可能 。 1.1本課題的選定 隨著科技的進一步發(fā)展，機械零件的規(guī)模越來越大，越來越完整，人們的需求越大，對物質的需求和要求也越來越高。軸承作為一個機械零件，起著至關重要的作用。 ?用于支撐旋轉零件（轉軸、心軸）的裝置通稱為軸承。條件不同，軸承的分類也不同： ?按其承載方向的不同，軸承可分為：徑向軸承和推力軸承； ?按軸承工作時的摩擦性質不同，軸承可分為：滑動軸承和滾動軸承。 滑動軸承，根據其相對運動的兩表面間油膜形成原理的不同，還可分為流體動力潤滑軸承(簡稱動壓軸承)和流體靜力潤滑軸承(簡稱靜壓軸承)。 和滾動軸承相比，滑動軸承具有承載能力高、抗壓性好，工作平穩(wěn)可靠，噪聲小，壽命長等優(yōu)點，它廣泛用于內燃機、軋鋼機、大型電機及儀表、雷達、天文望遠鏡等方面。? 在動壓軸承中，隨著工作條件和潤滑性能的變化，其滑動表面間的摩擦狀態(tài)亦有所不同。通常將其分為如下三種狀態(tài)：不完全摩擦，邊界摩擦和干摩擦。完全液體摩擦是滑動軸承工作的最理想狀況。對那些重要且高速旋轉的機器，應確保軸承在完全液體摩擦狀態(tài)下工作，這類軸承常稱為液體摩擦滑動軸承。因此我這次的設計選擇液體摩擦。 軸承上的反作用力與軸心線垂直的軸承稱為徑向軸承；軸承上的反作用力與軸心線方向一致的軸承稱為推力軸承。推力滑動軸承只能承受軸向載荷，與徑向軸承聯(lián)合才可同時承受軸向和徑向載荷。 綜上所述，我選擇的設計是：液體動壓滑動軸承的設計。 1.2滑動軸承制造和生產的技術的發(fā)展現狀 滑動軸承作為回轉軸支承元件在機械領域的應用十分廣泛。與滾動軸承相比，滑動軸承工作平穩(wěn)、可靠、噪音較低。如果能夠保證充分的液體潤滑，使得滑動表面被潤滑油分開而不發(fā)生直接接觸，則還可以大大減少摩擦損失和表面磨損，甚至消除磨損。另外，潤滑油膜同時還具有一定的吸振能力川，這對提高軸承運轉的穩(wěn)定性和運轉精度都是十分有益的。 滑動軸承的種類繁多，按軸承受力方向可分為徑向滑動軸承、止推滑動軸承、徑向止推滑動軸承按軸承所用的潤滑劑來分可分為液體潤滑滑動軸承、氣體潤滑滑動軸承、脂潤滑滑動軸承和固體潤滑滑動軸承，其中液體潤滑滑動軸承又可分為油潤滑滑動軸承、水潤滑滑動軸承及磁流體潤滑滑動軸承按軸承軸瓦材料來分又可分為金屬滑動軸承、非金屬滑動軸承和多孔質滑動軸承等等。流體潤滑滑動軸承又可分為流體動壓潤滑滑動軸承、流體靜壓潤滑滑動軸承和流體動靜壓混合滑動軸承 121。流體動壓潤滑滑動軸承有著長久的歷史，它的應用研究己超過 10 年，其應用范圍也是上述各種滑動軸承中最廣泛的。 ?流體動壓潤滑，就是依靠被潤滑的一對固體摩擦面間的相對運動，使介于固體摩擦面間的流體潤滑膜內產生壓力，以承受外載荷而免除固體相互接觸，從而起到減少摩擦阻力和保護固體摩擦表面的作用。自從 B.Tower 在其著名實驗中發(fā)現了動壓現象，繼由0.Renyolds 分析了動壓潤滑的機理并導出了描述潤滑膜壓力分布的微分方程，即著名的雷諾方程，遂奠定了流體動力潤滑理論的原始基礎。此外，流體動力潤滑理論中還有其它的一些方程，如：流動的連續(xù)性方程、潤滑劑的狀態(tài)方程粘度和密度方程、表面的彈性方程、以及能量方程等。當然應用最廣的還是雷諾方程及其在各種具體條件下的變形形式，以及它們的求解。由于這些理論的建立使得滑動軸承的研究取得了很多成果，促進了其在實際中的應用。 1.3本課題研究的主要內容及基本工作思路 （一）主要內容 根據所給技術指標對某型汽輪機液體動壓徑向滑動軸承進行設計計算以及性能分析。 （二）本課題的基本工作思路 1.在液體動壓徑向滑動軸承的基本原理和雷諾方程的基礎上設計滑動軸承。 2.計算內容包括：幾何參數，安全度等方面 3.關鍵理論和技術：流體動力的基本方程 摩擦定律 雷諾方程 第二章 2液體動壓徑向滑動軸承的總體設計方案 2.1滑動軸承 《機械設計》是一門培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎課。在機械類各專業(yè)的教學計劃中，它是主要課程。機械設計課程在教學內容方面著重基本知識、基本理論和基本方法的掌握，在培養(yǎng)實踐能力方面著重設計構思和設計技能的基本訓練，使學生對實際工程具有分析、解決問題的能力，在設計中具有創(chuàng)新思維?；瑒虞S承章節(jié)在整個課程的學習中又占到了很重要的部分?；瑒虞S承的承載能力大，回轉精度高，表面能形成潤滑膜將運動副分開，減少了磨損，滑動摩擦力也可大大降低，并且潤滑膜具有抗沖擊作用，因此，在工程上獲得廣泛的應用。 2.1.1滑動軸承的主要類型和結構 ?按受載荷方向不同，滑動軸承可分為徑向滑動軸承和止推滑動軸承。 1徑向滑動軸承 徑向滑動軸承用于承受徑向載荷。圖2—1所示為整體式徑向滑動軸承，圖 2 -2所示為剖分式徑向滑動軸承。剖分式徑向滑動軸承裝拆方便，軸瓦磨損后可方便更換及調整間隙，因而應用廣泛。 圖2-1整體式滑動軸承 圖2-2剖分式滑動軸承 2.止推滑動軸承 止推滑動軸承用來承受軸向載荷。按軸頸支承面的形式不同，分為實心式、空心式、環(huán)形式三種。當軸旋轉時，實心止推軸頸由于端面上不同半徑處的線速度不相等，因而使端面中心部的磨損很小，而邊緣的磨損卻很大，結果造成軸頸端面中心處應力集中。實際結構中多數采用空心軸頸，可使其端面上壓力的分布明顯改善，并有利于儲存潤滑油。 2.2液體動壓潤滑的基本原理和基本關系 （一）液體動壓油膜形成的原理 圖2-3動壓油膜形成原理圖 液體動壓油膜形成原理是利用摩擦副表面的相對運動，將液體帶進摩擦表面之間，形成壓力油膜，將摩擦表面隔開，如圖 2-3 所示。兩個互相傾斜的平板，在它們之間充滿具有一定粘度的液體。當 AB 以速度 V 向左移動，而 CD 保持靜止時，液體在此楔形間隙中作層流流動。當各流層的速度分布規(guī)律為直線時，由于進口間隙大于出口間隙，則進口流量必大于出口流量但液體是不可壓縮的，因此，在楔形間隙內形成油壓，迫使大口的進油速度減小，小口的出油速度增大，從而使流經各截面的液體流量相等。同時，楔形油膜產生的內壓將與外載荷相平衡。 （二）液體動壓潤滑的基本方程 雷諾方程是液體動壓潤滑基本方程，是研究流體動力潤滑的基礎。它是根據粘性流體動力學基本方程出發(fā)，作了一些假設條件后簡化而得的。 圖2-4液體單元壓力分析 如圖 2-4 所示，兩平板被潤滑油隔開，設板 A 以速度 v、沿 x 方向滑動，另一平板 B 靜止不動，設平板正方向尺寸為無窮大流體沿 z 方向無流動，從油層中取出長、寬、高分別為 dx、dy、dz 的單元體進行力平衡分析。 單元體沿x方向受四個力，兩側向壓力：p，p+?p?x+dx 上下面剪切應力為：τ，（τ+?τ?ydy） 由x方向的力平衡條件，得pdydz+τdydz-（p+?p?xdx）dydz-τ+?τ?ydxdy=0 化簡得：?p?x=-?τ?y (2-1) 根據牛頓粘性流體定律，τ=-n?u?y代人（2-1）得 ?p?x=n?2u?y2 積分后得 u=12n?p?xy2+C1y+C2 (2-2) 當 y=0時，u=v(油層隨移動件移動)；y=h(h 為單元體處油膜厚度)時，u=0(油層隨靜止件不動)。根據上述條件則可以得到積分常數 C1 ， C2 。 積分常數：C1=-h2n?p?xh-vh ; C2=v代人式（2-2）得 u=vh-yh-yh-y2n×?p?x （2-3） 由式（2-3）可見，油層的速度u由兩部分組成，式中前一項表示速度沿y成線性分布，直接由剪切流引起;第二項表示速度沿y成拋物線分布，是由油壓沿x方向變化而引起的。 不計側漏，潤滑沿x方向通過任一截面單位寬度的流量為 設在P=Pmax處油膜厚度為h0（即?p?x=0時，h=h0），在該截面處的流量為 qx=v2h0 由于連續(xù)流動時流量不變，故得 化簡得 ?p?x=6nvh-h0h3 （2-4） 式（2-4）為一維雷諾流體動力潤滑方程。 對式（2-4）中x取偏導數可得 ??xh3n??p?x=6nv?h?x 若再考慮潤滑油沿z方向的流動，則 ??xh3n??p?x+??zh3n??p?z=6nv?h?x （2-6） 式（2-6）為二維雷諾流體動力潤滑方程式——流體動力潤滑軸承的基本公式。 （三）油楔承載機理 由式 ?p?x=6nvh-h0h3 可看出油壓變化與潤滑油的粘度、表面摩擦速度和油膜厚度的變化有關，利用該式可求出油膜中各點的壓力p，全部油膜壓力之和即為油膜的承載能力。 油膜必須呈收斂楔形，才能使油楔內各處油壓都大于入口和出口處的壓力，產生正壓力以支承外載。 所以形成液體動力潤滑（即形成動壓油膜）的必要條件是： 1. 相對運動兩表面必須形成一個收斂楔形； 2. 被油膜分開的兩表面必須有一定的相對滑動速度vs，其運動方向必須使?jié)櫥蛷拇罂诹鬟M，小口流出； 3. 潤滑油必須有一定粘度，且供油充分。 2.3液體動壓徑向滑動軸承基本原理 （一）徑向滑動軸承液體動壓潤滑的建立過程 徑向滑動軸承的軸頸與軸孔間必須留有間隙，當軸頸靜止時，軸 頸處于軸承孔的最低位置，并與軸瓦接觸。此時，兩表面間自然形成收斂的楔形空間。當軸頸開始轉動時，速度極低，帶入軸承間隙中的油量較少，這時軸瓦對軸頸摩擦力的方 向與軸頸表面圓周速度方向相反，迫使軸頸在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升(圖 b)。隨著 轉速的增大，軸頸表面的圓周速度增大，帶入楔形空間的油量也逐漸加多。這時，右側楔 形油膜產生了一定的動壓力，將軸頸向左浮起。當軸頸達到穩(wěn)定運轉時，軸頸便穩(wěn)定在一 定的偏心位置上(圖 c)。這時，軸承處于流體動力潤滑狀態(tài)，油膜產生的動壓力與外載荷 F 相平衡。此時，由于軸承內的摩擦阻力僅為液體的內阻力，故摩擦系數達到最小值。 圖2-5液體動壓徑向滑動軸承油膜形成過程 液體動壓徑向滑動軸承油膜形成過程經歷起動、不穩(wěn)定運轉、穩(wěn)定運轉三個階段。 起始時n=0，軸頸與軸承孔在最下方位置接觸 1、 起動時，由于速度低，軸頸與孔壁金屬直接接觸，在摩擦力作用下，軸頸沿孔內壁向右上方爬開. 2、 不穩(wěn)定運轉階段，隨轉速上升，進入油楔腔內油逐漸增多，形成壓力油膜，把軸頸浮起推向左下方。（由圖b→圖c） 3、 穩(wěn)定運轉階段（圖d）：油壓與外載F平衡時，軸頸部穩(wěn)定在某一位置上運轉。轉速越高，軸頸中心穩(wěn)定位置愈靠近軸孔中心。（但當兩心重合時，油楔消失，失去承載能力） （二）徑向滑動軸承的幾何關系和承載能力 徑向滑動軸承的幾何關系，如圖2-6所示。 基本參數：o-軸頸中心，o1-軸承中心，起始位置F與oo1重合，軸頸直徑d，軸承孔直徑D 根據以上基本參數可以直接計算出： 直徑間隙：?=D-d 半徑間隙：δ=R-r=?2=（D-d）2 相對間隙： 偏心距： e=oo1 偏心率： ε=eδ 以oo1為極軸，對應油膜厚度h，h0為pmax處油膜厚度，φ0為pmax處的壓力角，φ1、φ2為壓力油膜起始角和終止角，其大小與軸承包角有關。 在?AOO1中，根據余玄定理可得 略去高階微量e2sinφ2，再引入半徑間隙δ=R-r，并兩端開方得 δ+r=h+r-ecosδ 整理得任意位置時油膜厚度為 壓力最大處pmax的油膜厚度 當φ=π時，油膜最小厚度為hmin 把上式在φ1到φ2的區(qū)間內積分，就得出在軸承單位寬度上的油膜承載力，即 為了求出油膜的承載能力，理論上只需將py乘以軸承寬度B即可。但在實際軸承中，由于油可能從軸承的兩個端面流出，故必須考慮端泄的影響。這時，壓力沿軸承寬度的變化成拋物線分布，而且其油膜壓力也比無限寬軸承的壓力低(圖2－7)，所以乘以系數C1對py進行修正，C’的值取決與寬度比B/d和偏心率ε的大小。這樣，在角和距軸承中線為z處的油膜壓力的數學表達式為 py‘=pyC‘1-2zB2 圖2-7 不同寬徑比時沿軸承周向和軸向的壓力分布 因此，對有限寬軸承，油膜的總承載能力為 F=-B2+B2py'dz 通過上式可得 承載量系數Cp 于是可得 式中Cp為一個無量綱的量，稱為承載量系數，η為潤滑油在軸承平均工作溫度下的動力粘度，Pa·s；B為軸承寬度，m；F為外載荷，N；V為軸頸圓周速度，m/s。? ??Cp的積分非常困難，因而采用數值積分的方法進行計算，并作成相應的線圖或表格供設計應用。在給定邊界條件時，Cp是軸頸在軸承中位置的函數，其值取決于軸承的包角α(入油口和出油口所包軸頸的夾角)，相對偏心率和寬徑比B/d。當軸承的包角α(α=120°，180°或360°）給定時，經過一系列的換算，Cp可表示為： Cp∝ε，Bd 若軸承是在非承載區(qū)內進行無壓力供油,且設液體動壓力是在軸頸與軸承襯的180度的弧內產生時，則不同ε和B/d?的承載量系數Cp值見表2-1。 表2-1 有限寬度軸承的承載量系數 Cp Cp是軸頸在軸承中位置的函數 Cp取決于軸承包角α ，編心率ε和寬徑比L/d （三）徑向滑動軸承的參數選擇 影響滑動軸承油膜壓力的因素很多，根據液體動壓潤滑理論，影響壓力分布的參數主要有軸承寬徑比、相對間隙、油槽開設形式、徑向載荷、潤滑油主軸轉速等。 1.寬徑比Bd 一般軸承的寬徑比B/d在0.3~1.5范圍內。寬徑比小，有利于提高運轉穩(wěn)定性，增大端泄漏量以降低溫升。但軸承寬度減小，軸承承載力也隨之降低。? 高速重載軸承溫升高，由于溫升高，寬徑比宜取小值，使△t減?。?低速重載軸承，需要對軸有較大支承剛性，寬徑比宜取大值；高速輕載軸承，轉速小高，溫升大，如對軸承剛性無過高要求，可取小值；需要對軸有較大支承剛性的機床軸承，宜取較大值。?? 一般機器常用的B/d?值為：汽輪機B/d=0.3~1；電動機、發(fā)電機、離心泵，齒輪變速器B/d=6.0~1.5；機床、拖拉機B/d=0.8~1.2；軋鋼機B/d=0.6~0.9。 2．相對間隙ψ? 相對間隙主要根據載荷和速度選取。? 速度愈高，ψ值應愈大，楔形空間增加，帶入油量增加，易于形成動力潤滑；?載荷愈大，ψ值應愈小，使減小，提高承載力。? minh此外，直徑大、寬徑比小，調心性能好，加工精度高時，ψ值取小值，反之取大值。??一般軸承，按轉速取ψ值的經驗公式為： ψ≈n604910319? 式中n為軸頸轉速r/min。 一般機器中常用的ψ值為：汽輪機、電動機、齒輪減速器ψ＝0.001~0.002；軋鋼機、鐵路車輛ψ＝0.0002~0.0015；機床、內燃機ψ＝0.0002~0.00125；鼓風機、離心泵ψ＝0.001~0.003。 3.軸承的轉速 轉速是影響滑動軸承油膜壓力分布的參數之一。 4．粘度η 這是軸承設計中的一個重要參數。它對軸承的承載能力、功耗和軸承溫升都有不可忽視的影響。由于粘度和平均溫度密切相關，軸承工作時，油膜各處溫度是不同的，通常認為軸承溫度等于油膜的平均溫度。平均溫度的計算是否準確，將直接影響到潤滑油粘度的大小。平均溫度過低，則油的粘度較大，算出的承載能力偏高；反之，則承載能力偏低。設計時，可先假定軸承平均溫度，（一般取tm=50~75℃）初選粘度，進行初步設計計算。最后再通過熱平衡計算來驗算軸承入口油溫ti是否在35~40℃之間，否則應重新選擇粘度再作計算。? 對于一般軸承，也可按軸頸轉速n(r/min)先初估油的動力粘度n'，即 n'=n60-1310-76 由式（4－7）計算相應的運動粘度v', 選定平均油溫tm,參照表4－1選定全損耗系統(tǒng)用油的牌號。然后查圖4－9，重新確定tm時的運動粘度νtm及動力粘度ηtm。最后再驗算入口油溫。 （四）徑向滑動軸承的供油結構 在液體動壓徑向滑動軸承中，充足的供油量是產生動壓油膜的必要條件。向軸瓦內供油最常用的結構要素是油孔和油槽。油槽主要有兩種形式，軸向油槽和周向油槽。油孔和軸向油槽可以設計一個或兩個。軸向油槽為與直線平行的直線形油槽，其深度比軸承半徑間隙大很多，它能夠使?jié)櫥洼^均勻地分布在整個軸瓦寬度上，適用于載荷方向不變或變化不大，軸瓦比較寬的場合；周向油槽為環(huán)形槽，它能夠使?jié)櫥脱杆俜植嫉捷S瓦的整個圓周，適用于載荷方向變化超過180度，甚至載荷旋轉的場合。當軸瓦較窄，可以不開設油槽，只設置供油孔。 油槽的開設形式主要有以下幾種： 1. 單軸向油槽 單軸向油槽的位置最好在最大油膜厚度處，但是，因為偏為角載荷、轉和 轉向變化，所以只有在穩(wěn)定工況下最大油膜厚度的位置方向穩(wěn)定。為此常把單軸向油槽設在載荷方向的反方向，該位置與最大油膜位置比較接近，沒有很不利的影響。這樣的單軸向油槽供油的軸承，軸頸只能按指定方向選擇，如圖2-8所示。 圖2-8 單軸向油槽 2. 雙軸向油槽 雙軸向油槽或油孔一般設在垂直于載荷方向的直徑上，這種軸承只能允許軸頸正反轉。通常軸向油槽應較軸承寬度稍短，以便在軸瓦兩端流出封油面，防止?jié)櫥蛷亩瞬看罅苛魇В鐖D2-9所示。 圖2-9 雙軸向油槽 3. 周向油槽 周向油槽一般設在沿寬度方向軸瓦中央的圓周上，有全周油槽和半周槽。 周向油槽適用于載荷方向變化范圍超過180度的場合，它常設在軸承寬度中部，把軸承分為兩個獨立的部分；當寬度相同時，設在周向油槽軸承的承載能力低于設在軸向油槽的軸承，如圖2-10所示。 圖2-10 周向油槽對軸承載荷能力的影響 第三章 3液體動壓徑向滑動軸承的實例計算 已知軸承載荷徑向載荷為80000N，電機額定轉速1000r/min,軸瓦處軸徑180mm，進油溫度45度，潤滑油為HU-22，直接潤滑。 3.1主要技術指標 徑向載荷：F=80000N 軸徑=180mm 轉速：n=1000r/min 3.2選擇軸承材料和結構 1. 選擇軸承寬徑比?根據汽輪機軸承常用的寬徑比范圍，取寬徑比為1。 2?計算軸承寬度 B=(B/d)×d=1×0.18m=0.18m 3.計算軸頸圓周速度 v=πdn60x100=πx180x10060x100=9.42m/s 4. 計算軸承壓力P和Pv值 p=FdB=8000000.18x0.18=2.47MPa Pv=2.47x9.42MPa.m/s=23.27Pa.m/s 3.3潤滑劑和潤滑方法的選擇 1. 選定潤滑油牌號?參照表選定機械油HU22 2.初步估算潤滑油動力粘度 n'=n60-131076=0.027Pa.s 3.選定平均油溫，現選平均油溫tm=50℃ 4. 選定潤滑油牌號?參照表選定HU22 v50℃=20mm2/s n50℃=ρv=900x18x10-6Pa.s=0.0225Pa.s 5.采用直接潤滑方式 3.4.性能計算 （一）承載能力計算 1.相對間隙 ψ=n604910319≈0.001255 取ψ=0.00125 2.計算軸轉速 ω=2πn60=2xπx100060=104.67rad/s 3.承載系數Cp=Fφ22nvb=1.65 4偏心率選擇 查表機械設計手冊得ε=0.66 （二）層流校核 1.半徑間隙 δ=ψr=0.00125x0.182=112.5x10-6m 2.計算臨界雷諾數 Ret=41.31φ=1168 3.軸承雷諾數 Re=ρvδn=296.7 由296.7<1168.故滿足層流條件 4.選取流量系數，查機械設計手冊qv=0.076 5.軸承潤滑油體積流量 Qv=φd3ωqv=0.00125x0.183x104.67x0.76=58.0x10-6m3/s （三）功耗計算 1選取摩擦系數特性：查機械設計手冊，得μ=2.3 2計算摩擦系數 μ=μψ=2.3x0.00125=0.0028 3計算摩擦功耗 Pμ=μFv=0.0028x800000x9.42=2166W （四）熱平衡計算 1.熱溫升計算 計算得?t=14.742℃ 2. 進油溫度 由已知得t1=45℃ 3.出油溫度 t2=tm+?t2=57.38℃ 由上所知，均符合要求。 （五）安全度計算 1.最小油膜厚度 hmin=d2ψ1-ε=36μm 2.軸頸表面粗糙度：Rz1=1.6μm 3.軸瓦表面粗糙度：Rz2=3.2μm 4.安全度計算： 得S=7.5 S是考慮到表面幾何形狀不標準和零件變形而保留的安全度，一般取S≥2 所以：S=7.5≥2，保證動力潤滑。 第四章 4.三維建模 4.1三維建模依據 根據軸承軸瓦基本要求，計算得出相關尺寸。確定軸瓦軸徑大小，軸瓦厚度，軸承座基本尺寸。依據尺寸利用Proe進行三維繪圖。 4.2三維建模的基本圖形 從零件圖看出本圖包括軸瓦圖，軸承座圖，以及螺栓這些基本零件。裝配好這些基本零件，保持文件，確定裝配圖為三維建模的基本圖形。 4.3三維建模的步驟 1.保存為滑動軸承的三維實體模型圖 利用三維畫圖軟件，將裝配圖轉換成CAD格式 2.保留相關圖形 關閉相關圖層或者刪除多余的線。相關圖層或者刪除多余的線。 3.修改圖形 將各部分按繪制獨自地封閉圖形為原則進行繪制?？椎牟糠种焕L制以中心線為旋轉軸線的一半封閉圖形，刪除直徑等不需要的線段。 4拉伸創(chuàng)建 選定基本視圖，單擊“建模”工具條上的“拉伸“按鈕”，或者輸入；完成基本命令后拉伸創(chuàng)建。 5.合并和切除實體。單擊“建?！惫ぞ邨l上的“差集”按鈕，先選擇大圓柱體，按回車鍵后，選擇小圓柱體，回車生成孔造型， 6. 合并實體。?單擊“建模”工具條上的“并集”按鈕，將相關圖形合并為一個整體。 7. 合并實體。?單擊“建模”工具條上的“并集”按鈕，將鏡像實體合并成一個整體。 8. 邊圓角。 總結 通過此次畢業(yè)設計，我不僅把知識融會貫通，而且豐富了大腦，同時在查找資料的過程中也了解了許多課外知識，開拓了視野，認識了將來電子的發(fā)展方向，使自己在專業(yè)知識方面和動手能力方面有了質的飛躍。? 畢業(yè)設計是我作為一名學生即將完成學業(yè)的最后一次作業(yè)，他既是對學校所學知識的全面總結和綜合應用，又為今后走向社會的實際操作應用鑄就了一個良好開端，畢業(yè)設計是我對所學知識理論的檢驗與總結，能夠培養(yǎng)和提高設計者獨立分析和解決問題的能力；是我在校期間向學校所交的最后一份綜和性作業(yè)，從老師的角度來說，指導做畢業(yè)設計是老師對學生所做的最后一次執(zhí)手訓練。其次，畢業(yè)設計的指導是老師檢驗其教學效果，改進教學方法，提高教學質量的絕好機會。? 畢業(yè)的時間一天一天的臨近，畢業(yè)設計也接近了尾聲。在不斷的努力下我的畢業(yè)設計終于完成了。在沒有做畢業(yè)設計以前覺得畢業(yè)設計只是對這幾年來所學知識的大概總結，但是真的面對畢業(yè)設計時發(fā)現自己的想法基本是錯誤的。畢業(yè)設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。通過這次畢業(yè)設計使我明白了自己原來知識太理論化了，面對單獨的課題的是感覺很茫然。自己要學習的東西還太多，以前老是覺得自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過這次畢業(yè)設計，我才明白學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質。?????總之，不管學會的還是學不會的的確覺得困難比較多，真是萬事開頭難，不知道如何入手。最后終于做完了有種如釋重負的感覺。此外，還得出一個結論：知識必須通過應用才能實現其價值！有些東西以為學會了，但真正到用的時候才發(fā)現是兩回事，所以我認為只有到真正會用的時候才是真的學會了。 參考文獻 [1]. 濮良貴，紀名剛，機械設計（第八版）。高等教育出版社，2006年5月； [2]. 楊可楨，程光藴，李仲生，機械設計基礎（第五版）。高等教育出版社，2006年5月； [3]. 孫恒，陳作模，葛文杰，機械原理（第七版）。高等教育出版社，2006年5月； [4]. 機械設計手冊編委會，機械設計手冊單行本-滑動軸承，機械工業(yè)出版社，2007年3月第4版； [5]. 國際通用標準件叢書編委會，國內外軸承對照手冊，江蘇科學技術出版社，2008年10月； [6]. 張松林，最新軸承手冊，電子工業(yè)出版社，2006年10月； [7]. 張偉忠，焦映厚，陳照波，滑動軸承非線性油膜力模型的對比分析（J）汽輪機技術，2011（01）； [8]. 林圣強，滑動軸承油膜厚度對轉子穩(wěn)定性和振動的影響，東北電力大學 2013-03-01； [9]. 吳宗澤，機械設計使用手冊，化學工業(yè)出版社，1999年1月； [10]. 曲慶文，薄膜潤滑理論，北京出版社，2006； [11]. 朱龍根，簡明機械零件設計手冊，機械工業(yè)出版社，1997年11月； [12]. 張黎驊，鄭嚴。新編機械設計手冊，人民郵電出版社，2008年5月； [13]. 趙東升，劉振俠，任眾，滑動軸承內潤滑油流動特性分析與實驗研究（J）2012（03）； [14]. 樊紅朝，楊建璽，崔勤建，動壓油膜軸承研究現狀與應用（J），2003（02）； 致謝 本論文在導師的悉心指導下完成的。導師淵博的專業(yè)知識、嚴謹的治學態(tài)度，精益求精的工作作風，誨人不倦的高尚師德，嚴于律己、寬以待人的崇高風范，樸實無法、平易近人的人格魅力對本人影響深遠。本次論文從選題到完成，每一步都是在導師的悉心指導下完成的，傾注了導師大量的心血。在此，謹向導師表示崇高的敬意和衷心的感謝！在寫論文的過程中，遇到了很多的問題，在老師的耐心指導下，問題都得以解決。所以在此，再次對老師道一聲：老師，謝謝您！ 27