楔形滑块与推力轴承
机械设计基础习题集
机械设计基础习题集绪论复习思考题1、试述构件和零件的区别与联系？2、何谓机架、原动件和从动件？第一章平面机构的结构分析复习思考题1、两构件构成运动副的特征是什么？2、如何区别平面及空间运动副？3、何谓自由度和约束？4、转动副与移动副的运动特点有何区别与联系？5、何谓复合铰链？计算机构自由度时应如何处理？6、机构具有确定运动的条件是什么？7、什么是虚约束？习题1、画出图示平面机构的运动简图，并计算其自由度。
（a）(b) (c)2、一简易冲床的初拟设计方案如图。
设计者的思路是：动力由齿轮1输入，使轴A连续回转；而固装在轴A上的凸轮2与杠杆3组成的凸轮机构将使冲头4上下运动以达到冲压的目的。
试绘出其机构运动简图，分析其运动是否确定，并提出修改措施。
3、计算图示平面机构的自由度；机构中的原动件用圆弧箭头表示。
(a) (b) (c)(d) (e) (f)第二章机构运动分析基础习题1、已知O1O2=20cm,试求如图所示位置，AO1以ω1=6rad/s(逆时针)运转时，求O2A的角速度ω2。
2、半径是R的半圆形凸轮沿水平方向向右移动，使推杆AB沿铅直导轨滑动，在图示位置时凸轮具有速度v和加速度a，求这瞬时推杆AB的速度和加速度。
3、图示一铰接四连杆机构在某一瞬时的位置，设作匀角速度转动，利用矢量瞬时分析法求杆和杆的角速度和角加速度。
4、图示机构中，已知杆相对于杆的角速度为，相对角加速度为0，利用瞬时矢量分析法求此瞬时杆的角速度和角加速度。
5、图示一偏心圆盘凸轮机构在某瞬时的位置。
设凸轮以匀角速度转动，求此时杆的速度和加速度6、图示一对内接齿轮，齿轮与机座固结，齿轮由连杆带动在齿轮上滚动，已知连杆相对机座（齿轮）的角速度为，齿轮与齿轮的节园半径分别为和。
试求相对于连杆的角速度。
第三章 平面机构的运动分析复习思考题1、已知作平面相对运动两构件上两个重合点的相对速度12A A V 及12B B V 的方向，它们的相对瞬心P 12在何处？2、当两构件组成滑动兼滚动的高副时，其速度瞬心在何处？3、如何考虑机构中不组成运动副的两构件的速度瞬心？4、利用速度瞬心，在机构运动分析中可以求哪些运动参数？5、在平面机构运动分析中，哥氏加速度大小及方向如何确定？习题1、 试求出下列机构中的所有速度瞬心。
楔形滑块机构的工作原理
楔形滑块机构的工作原理
楔形滑块机构的工作原理是:
1. 它由楔体和滑块组成,楔体的一侧与曲面的滑块相接触。
2. 当楔体在其倾斜方向上移动时,由于楔体和滑块之间的摩擦力,会使滑块也随之做直线往复移动。
3. 通过改变楔体的倾斜方向,可以改变滑块的移动方向。
4. 楔体倾斜角越大,其传力效率越高,但自锁性会降低。
5. 加大滑块与楔体的接触面积,可以提高传力效率。
6. 在滑块和楔体间加入润滑油,可以减小摩擦力,提高滑块的运动灵活性。
7. 滑块运动的行程取决于楔体的行程长度。
8. 楔形滑块机构可用于仪表、工具和精密仪器中,把旋转运动变成直线往复运动。
9. 结构简单、传力平稳、定位精确,是一种常用的间接变位机构。
10. 要求精加工,使楔形和滑面的配合达到高精度才能发挥效果。
概括起来,楔形滑块机构利用楔体的倾斜面产生楔接触,使滑块产生直线滑动,实现运动转化。
推力滑动轴承工作原理
推力滑动轴承工作原理
推力滑动轴承是一种常见的轴承类型，用于支撑高负荷和高速运动的轴。
它的工作原理是通过摩擦力和润滑剂的作用来支持和减少轴与轴承之间的摩擦和磨损。
推力滑动轴承由一个固定的外圈和一个内圈构成，两者之间的空隙由润滑剂填充。
当轴承受到轴向力时，润滑剂被挤压到轴承的某一侧，形成一个液压垫，将轴承支撑起来。
由于液压垫的作用，轴与轴承之间的接触面积减小，从而减少了摩擦力和磨损。
推力滑动轴承的润滑剂通常是润滑油或润滑脂。
润滑剂具有良好的润滑性和降低摩擦系数的特性，可以有效地减少轴承的摩擦和磨损。
另外，在高速旋转时，润滑剂还可以冷却轴承和保持其稳定运转。
值得注意的是，推力滑动轴承的润滑状态对其工作性能有重要影响。
如果润滑剂不足或质量不好，轴承可能出现过热、磨损和损坏等问题。
因此，定期检查和更换润滑剂是维护推力滑动轴承正常运转的重要步骤。
总之，推力滑动轴承通过润滑剂的作用来减少轴与轴承之间的摩擦和磨损，从而支撑高负荷和高速运动的轴。
正确的润滑状态是保证轴承正常运转的关键。
基于ABAQUS反旋对接弹性滚子的动力学分析
外
形如 由左旋 弹性空心滚子和右旋弹性空心滚子对
接 而成 ， 如图 ｌ 所 示 。前 期 通 过 ＡＢ Ａ Ｑ Ｕ Ｓ 有 限元 软 件 对 螺 旋 弹性 圆柱 滚 子 进行 过 的应 力仿 真研 究 可 知： 螺 旋 弹性 圆柱 滚子 与套 圈 之 间的接 触应 力 和等
效应力随相邻螺旋圈之间间隙的增大而增大 ， 随节 距 的减小而减小 ， 因此 ， 反旋对接 弹性滚子两端 的
建立 了普通 圆柱滚子 、 单向螺旋 弹性 滚子及反旋 对接 弹性滚子 的有限元分析模 型 ， 对 比分析 了它们 的质 心轴 向位移及反 旋 对接 弹性 滚子对接 面的应 力分布 情况。研 究表 明这种新 型反 旋对接 弹性滚子能继承单 向螺旋 弹性滚子的主要 优点 ， 且 能避 免单 旋向螺旋弹性 滚子在运动 中的轴 向偏移及 因此与 内外 圈挡边接触产 生较 大的磨损 。
Ｖｏｌ ＿ ３１ Ｎｏ．１
Ｆ ｅ ｂ ． ， ２ ０ １ ４
基于 Ａ Ｂ Ａ Ｑ Ｕ Ｓ 反旋对 接弹性滚子 的动力学分析
卢黎 明 ， 秦豫 江 ， 蔡 颖
（ 华东交 通大学机电工程学院 ， 江西 南 昌 ３ ３ ０ ０ １ ３ ）
摘要 ： 借 助弹簧 结构参数 以及 结构设计创新 ， 提 出了一种替代 单向螺旋 弹性 滚子 的新 型反 旋对接 弹性滚子 。通过 Ａ Ｂ Ａ Ｑ Ｕ Ｓ
模块二柴油机的结构和主要零部件2ppt课件(共74张PPT)
①按说明书规定的预紧力上紧。
②按工艺要求装配轴承间隙。
③不得扭伤、碰伤螺纹和螺栓。
④注意防松。
7．十字头轴承工作条件分析和提高可靠性措施
a)6ESCZ76/160型柴油机的十字头 1-十字头销；2-十字头滑块；3-十字头端盖 板；4-固定块；5-活塞杆螺母；6-十字头轴
连杆螺栓的固紧：一般用专用工具上紧，并在柴油机说明 书中明确规定了紧固时的预紧度〔一般用螺栓的伸长量、 液压拉伸器的油压、扭力扳手的扭矩或螺帽的旋转角度来 衡量，这些方法也用于其它重要螺栓预紧力的控制）。
（4〕连杆螺栓断裂的原因 ①没按照工艺要求装配，预紧力过大或过小。 ②螺纹配合过紧或过松。 ③轴承配合间隙过大产生很大的冲击载荷。 ④材料不符合要求或有缺陷。 ⑤拆装时扭伤螺纹。 连杆螺栓的断裂多发生在四冲程高速机中，主要是往复惯性 力使连杆螺栓产生了很大的交变拉应力引起的。
图 MAN B&W L-MC系列柴油机焊接式曲轴
1-自由端法兰；2-轴向减振器；3-单位曲柄；4-推力环；5-功率输出端法兰
（2〕曲轴的构造
曲轴主要由若干个单位曲柄和自由端、功率输出端，以及平衡重块 等组成。单位曲柄是曲轴的基本组成部分，由主轴颈，曲柄销和曲 柄臂组成。曲柄臂上装有平衡重块用以平衡离心惯性力。推力环用 以传递轴向推力。自由端法兰安装扭振减振器。输出端法兰用以连 接中间轴。 普通圆角：将引起轴颈有效长度的缩短。 车入式圆角：不但可增大过渡圆角半径，而且轴颈的有效工作长度 也不用缩短。
②爆炸压力影响：爆炸压力使臂距差朝正值方向变化。 4．要防“三漏”，各结合面、检修道门要密封性好。
连杆小端轴承
连0〕杆δ螺栓4．的断光裂多滑发生：在四铰冲程链高速机机构中，来主要的是往滑复惯油性力使连十杆螺字栓产头生了销很大的交变活拉应塞力引起的。曲柄箱
推力轴承瞬态启动油膜热不稳定性的线性分析
．
图 １ 简化推力轴承示意 图
时 间变化 的稳定部分 和小 的扰动温度 了 ， 了＝ １ 即 １ Ｔ＋Ｔ ， 扰动前 和扰 动后 的温度 精足能量方 程 ． 扰
动前有
Ｐ ｆ ＋ Ｚ＋ ． “ ａ 十 ａ』 石 Ｔ： ｊ 兰 Ｔ Ｐｃ
维普资讯
第 ２ 卷 第 ２斯 ２ ２０ 年 ３ 月 ０２
摩 擦 学 学 报
ＴＲＩ ＯＬ Ｂ ０ＧＹ
Ｖ０ ２ Ｉ ２ ． Ｎｏ ２
Ｍ ａｒ ｈ，２ ２ ｃ ００
推 力轴承 瞬态启动 油膜热不稳 定性 的线性分析
俞 炳 丰 ，王 志刚 ，蒋 立军 强 朱 ，高 ，
＾
厅）
．
（） ６
￣Ｉ Ｍ ：０ Ｉ ４ ７修 回 日 ： ０ ４２联系人俞炳 丰、 — ａ — ９ １１ ￣ｍ ｉ ｔ ｊ ｄ － ＩＳ ＺＯ 一 — ｜ ０ ２ 期 ２ １ ／ ０ Ｅ ｍ ｉ ｅ ７ ４ ａ ｓ ｘ： ｅ ｕ吼 ｌ２ ５ ｌ ｕ 作者简介 ； 俞炳丰、 １４ 年生 ． 男．９７ 教授 ． 博导 、 主要从事动力工程系统和工程热物理热效应度热稳定性研究・
推 力轴 承 的瞬间润滑 失效 与轴承 瞬态热 效应 有
采 用 小扰 动 法 ， 温 度 了 由两 部 分 组 成 ： 随 设 １ 不
密切 关 系 ， 尽管 目前 还 不能 定 量确 定两 者 之 间的关 系． 但是研 究人们所做 的模拟实验观察表 明了热不稳 定性 现象 的存在 ， 并试 图用热不稳定性来解释润滑 失 效 的原 ． 目前 ， 没有针 对 推力轴 承 进行 的热 还 不稳定性进 行过分析 ， 文作者运用小扰动分析方法 本 对推 力轴承在 启过 程 中的油膜 热不稳 定性 进行 了分 析， 推导 出了无量纲的热 不稳定性准则数及运行 的热
楔形滑块轴承承载力与摩擦因数的实验研究
楔形滑块轴承承载力与摩擦因数的实验研究刘维雄;孙虎儿【摘要】通过楔形滑块轴承油膜测量系统,在固定倾角和供油量条件下,测得不同转速和载荷下油膜厚度与速度的关系;计算得到间隙比与承载量及摩擦因数曲线,并与理论值进行比较.结果表明:承载力随着间隙比的增大先增大后减小,间隙比在1.2附近时达到最大;当间隙比小于1时,摩擦因数随着间隙比的增大而减小,当间隙比一定时摩擦因数不随载荷的变化而变化.【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2014(039)006【总页数】4页(P87-90)【关键词】滑块;承载力;间隙比;摩擦因数【作者】刘维雄;孙虎儿【作者单位】中北大学机械与动力工程学院山西太原030051;中北大学机械与动力工程学院山西太原030051【正文语种】中文【中图分类】TH117.1楔形滑块是润滑计算中的基础模型，当滑块几何形状较为简单时，可以得到精确解。
通过对滑块模型的分析不仅有助于了解流体动压润滑的基本特性，而且也是推力轴承设计的基础。
针对滑块轴承，研究人员做了大量的研究，研究了滑块不同的曲面对承载力的影响，表面粗糙度、织构、仿生学表面微结构等对润滑性能的影响[1-2]。
如文献[3-4]在开发的可调固定倾角滑块轴承厚度测量系统上，研究了不同倾角、载荷、不同黏度润滑油条件下，承载力随间隙比的变化规律。
但在以往的滑块轴承人研究中，对流体动压润滑的实验和理论研究只集中在承载量的计算之上，对摩擦因数的理论研究虽有所涉及，但摩擦因数与间隙比的关系的实验研究并不多，理论公式缺少有效的实验验证[5-7]。
本文作者提出了滑块轴承摩擦因数的估算方法，并通过实验对该方法进行了初步验证。
滑块润滑的基本模型如图1所示，载荷、转速根据需要调节变化，倾角固定不随其他变量变化。
当将滑块视为无限长时，端泄因子取为1，因此在下面公式推导过程中，不再考虑端泄流动。
为了简化计算，假设宽度雷诺方程可简化为式中：η为润滑油动力黏度；U为滑动速度；h为膜厚；p为压力。
摩擦学原理-楔形滑块与推力轴承
五、支承中心
二、承载量 三、摩擦系数
流速分布
u 1 p z2 h p z 2 x 2 x
(uh
u0 )
z h
u0
剪切力 u
z
四、流量
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
x
h 3 ( 12
p ) x
y
h3 ( 12
p ) y
x
(uh
u0 )h 2
y
(vh
v0 )h 2
]
W L
6uB 2
1
h02 (a n 1)2
2 1
3 2
(3n 1)(a n 1)(a n 1)
3 1
(2n 1)(a n )(3n 2)
指数： h e BX
W 3uB2 a2 1 a2 (a 1) ln a
L
(ah0
ln a)2
6
n 1 1)
a h1 h0
一般形式雷诺方程
x
h 3 ( 12
p ) x
y
h3 ( 12
p ) y
x
(uh
u0 )h 2
y
(vh
v0 )h 2
uh
h x
vh
h y
(wh
w0 )
L
B
3无限长
划分：
L B
1 3
无限短
3
L B
1 3
有限长
z
y
u0-uh
B
x
L
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
雷诺方程
一、压力分布
02
2 0 2 h0
2B L
F
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数值法
hs－h3
I－u h x
E－p
k －6
A
第3章 楔形滑块与推力轴承
§3-4 小结
(1) 斜面滑块
p
6uB
h0 k
[
1 h
h0 h2
k 1 1 ] k 2 h0 (k 2)
pm* ax
4(k
k 1)(k
2)
Wmax L
0.1602
uB
h02
2
uL
h0 0.4B Wmax
F0/h uB ln(1 k) h0k W
02
2 0 2 h0
2B L
F
*0/ h
4 ln(1 k
k)
k
6
2
min |z0
4.5
h0 B
k|z0 1.55
du0 0 dk
0
F0 W
h0k B
2(k 2) ln(1 k) 3k 3(k 2) ln(1 k) 6k
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
三、摩擦系数－物理解释
B 6uB h` [ 1 h0 k 1 1 ]dh
h0k h0k h0 h h2 k 2 h0 (k 2)
6uB2
h02k 2
[ln
h1 h0
2(h1 h0 )] h0 h1
6uB2
k 2h02
[ln( 1
k)
2k ] k2
无量纲化
W*
h02
6uB 2
W L
1
2k
W*
k
2
[ln( 1
五、支承中心
二、承载量 三、摩擦系数
流速分布
u 1 p z2 h p z 2 x 2 x
(uh
u0 )
z h
u0
剪切力 u
z
四、流量
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
x
h 3 ( 12
p ) x
y
h3 ( 12
p ) y
x
(uh
u0 )h 2
y
(vh
v0 )h 2
向时，摩擦副的承载量有是增加还是
h
h1
u2
降低了？变化量为多少？
响不大
B1 5 B0
Wmax
uB 2
0.192
L
h02
加一段平行间隙, 可使 承载能力提高到1-2倍
(4) 阶梯滑块
B0 2.549 B1
Wmax L
0.205
uB
h02
2
阶梯滑块有最大承载量
第3章 楔形滑块与推力轴承
§3-4 小结
0.20 0.15 0.10
阶梯式B1/B0 = 2.549 组合式B1/B0 = 5 指数式 斜面式
Fh
p
z
h1 h0
F0
u
σz
τzx
τzy
τyx σy
τxy τxz
σx τyz
τxy
σy
τyz σx
τxy
τyx
z
τzy
τzx σz
xoy
x
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
W*
1 k2
[ln( 1
k)
2k ] k2
0
F0 W
h0k B
2(k 2) ln(1 k) 3k 3(k 2) ln(1 k) 6k
B0 2.549, k = 0.866
B1
h0
Wmax L
0.205
uB
h02
2
0.205 1.28 0.1602
B B0 B1
两段平行平面组 成的阶梯滑块具 有最大承载量
B0
h
u
x h1
第3章 楔形滑块与推力轴承
§3-2 无限长其它楔形滑块
应用：推力轴承
第3章 楔形滑块与推力轴承
§3-3 有限长滑块
设 B1 5
B0
W B0 pdx B0 B1 pdx
L0
B0
B pdx B1 h1 pdh
0
h0k h0
k 1.25
Wmax L
uB 2
0.192 h02
Wmax L
0.1602
uB
h02
2
B B0 B1
加一段平行间隙, 可使承载能力提
高到1-2倍
第3章 楔形滑块与推力轴承
p p x 右 x 左
x
B0
B1
h0
h
h1
u
c1
6u
h0
(B1h0h1 B1h02 2h12B0 B1h0 (h0
4h12 B0 h1)
)
h
2h1h0 (B1h0 h1B0 ) 2h12B0 B1h0 (h0 h1)
第3章 楔形滑块与推力轴承
§3-2 无限长其它楔形滑块
二、组合滑块 载荷：
a 2.3(k 1.3)
Wmax L
0.165
uB
h02
2
n 2,
Wmax L
0.163
uB
h02
2
斜面：Wmax
L
0.1602
uB
h02
2
间隙的形状 对其承载能 力影响不大
第3章 楔形滑块与推力轴承
§3-2 无限长其它楔形滑块
二、组合滑块 d h3 dp 6u dh
dx dx
dx p
B1段
k 1 k2
L
Qx 0
uh dy 2
Qx
Luh0
k 1 k2
Qx L
uh0
k k
1 2
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
p
p
x
x0x
dx
h1 h0
u
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
五、 支承中心
p
W
B
L X 0 0 pxdx
p
x
x0x
dx
p
6uB 1
h0k h
一般形式雷诺方程
x
h 3 ( 12
p ) x
y
h3 ( 12
p ) y
x
(uh
u0 )h 2
y
(vh
v0 )h 2
uh
h x
vh
h y
(wh
w0 )
L
B
3无限长
划分：
L B
1 3
无限短
3
L B
1 3
有限长
z
y
u0-uh
B
x
L
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
雷诺方程
一、压力分布
L h0k
2B L
min |z0
4.5
h0 B
Qx L
uh0
k k
1 2
第3章 楔形滑块与推力轴承
§3-4 小结
(2) 曲面滑块
抛物线：h
h0 [1
k
(
X B
)
n
]
n 2,
Wmax L
0.163
uB
h02
2
(3) 组合滑块
指数： h e BX
Wmax L
uB 2
0.165 h02
间隙的形状对 其承载能力影
h0
h
X
u
求解
h1
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
无量纲化
：m/s
p
6uB 1
h0k h
h0 h2
k 1 k 2
1
h0
(k
2)
p* ? p
B ：m
：Ns/m2=Pa.S
h0 p
：m ：N/m2
h0 p
m
N / m2 1
uB m / s Ns / m2 m
m
p* h02 p
B1h12 ) B1h13
第3章 楔形滑块与推力轴承
§3-2 无限长其它楔形滑块
三、Rayleigh阶梯滑块
B1段
dp dx
6u
h h0 h03
B0段
dp dx
6u
h h1 h13
uz
1
2
p x
z2 zh
u z u h
1
2
p x
z 2
u h
h
2
p x
z
u
L
Qx 0
uh dy 2
6B
p*
1 k
1
1 kx/
B
(1
1 kx/
B)2
k k
1 2
k
1
2
p *与上板的倾斜
率k和长度B相关
p * 0 x
pm* ax
4(k
k 1)(k
2)
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
二、承载量
W
B
pdx
h1 p B dh
B
h1 pdh
L0
h0
h0 k
h0 k h0
uh
h x
vh
h y
(wh
w0 )
Reynolds方程
dp dx
6(u0
uh )
hh h3
边界条件 h h1和h h0时p 0
一、压力分布
微分方程求解问题
第3章 推力与径向轴承润滑
§3-1 无限长斜面滑块
h h0
h1 h0 B
X
h0