油膜形成条件(重要).doc

动压润滑的基本原理一动压油膜的形成原理图16-17a所示的两平行板间充满润滑油，板B静止不动，板A以速度v向左运动。如前所述，在速度不是很大的情况下，两平行板之间的润滑油呈层流状态，各流层的速度沿板长度方向始终呈三角形分布。由于各层流速恒定，因此作用在油层上的油压既不会增大，也不会减小（恒为大气压）。因此，若忽略板A的质量，则板A不会下沉，但若板A上承受载荷F时，由于在竖直方向无油压的合力与F平衡，于是板A将逐渐下沉，直到与板B接触。显然，这种情况下板A不能承受载荷F。如果板A与板B不平行，板间的间隙沿运动方向由大变小（图16-17b），则板间的油层速度分布沿x方向不可能恒为线性分布（因为进油口大，出油口小，若速度分布相同则必然导致进油多出油少，这显然不符合流量连续原理，因而是不可能的），要保证流量连续，进油口的速度分布只能是图示的上凸分布，而出油口的速度分布只能是下凸的。由于油层（坐标 y 处）在进油口的速度小于出油口的速度，说明截面 a-a、c-c之间的油压大于进、出油口的油压，也就是说间隙中形成了压力油膜。由于油压是各向同性的，因此作用在板A上的油压构成一个合力将板A向上顶，要保证板A相对于板B在y方向无相对运动，必须给板A施加一个向下的力F以平衡油压向上的合力。由此可知，这种情况下，板A是能够承受一定载荷F的。这种借助相对运动而在轴承间隙中形成的压力油膜称为动压油膜。图b还表明：从截面a-a到c-c之间，各截面速度分布是不相同的，但必有一截面b-b，油的速度呈三角形分布。二液体动压润滑的基本方程液体动压润滑基本方程由雷诺首先推导出。该方程是在一些假设的基础上，考虑流体的静力平衡和流量连续条件得出的。假 设静力平衡条件油层速度分布流量连续条件请对照图16-181）z 向无限长，故润滑油在z向没有流动；2）压力 p 不随 y 值的大小而变化，即同一油膜截面上压力为常 数（因油膜很薄，故这样假设是合理的）；3）润滑油粘度不随压力而变化，并且忽略油层的质量；4）润滑油处于层流状态。式 为液体动压润滑基本方程(一维雷诺方程)。式(16-9)表明：除非两板之间间隙沿x方向完全无变化(h)、润滑油粘度恒为0、两板之间无相对运动，否则油压沿x方向的变化率不可能恒等于0。三形成动压油膜的条件式 对 x 求导，有根据式（16-9），对于驻点（处），有 h =，考虑到随着 x 的增大间隙是增大的（即），故可知油压在 h =处有极大值。显然，沿 x 轴全长积分可得油压的合力，满足一定条件，则该合力足以平衡外载荷。若0（即润滑油从小口流进，大口流出），则0，油压在 h =处有极小值，则油膜不仅没有承载能力，还会导致两表面相吸。结论形成动压油膜的条件是：1）两工作表面间的间隙必须有变化(突变或渐变均可)；2）两工作表面间必须连续充满润滑油或其他粘性流体；3）两工作表面间必须有相对滑动速度，其运动方向必须保证润滑油从大 截面流进，从小截面流出。16-5 非液体摩擦滑动轴承的计算非液体摩擦滑动轴承可用润滑油润滑，也可用润滑脂润滑。在润滑油、润滑脂中加入少量鳞片状石墨或二硫化钼粉末，有助于形成更坚韧的边界油膜，且可填平粗糙表面而减少磨损。但这类轴承不能完全排除磨损。维持边界油膜不破裂，是非液体摩擦滑动轴承的设计依据。由于边界油膜的强度和破裂温度受多种因素影响而十分复杂，其规律尚未完全被人们掌握。因此目前采用的计算方法是间接的、条件性的，实践证明，若能限制压强p、压强与轴颈线速度的乘积pv，那么轴承是能够很好地工作的。一向心轴承1轴承的压强 p限制轴承压强 p，目的是避免压强过大使边界膜破裂从而导致金属直接接触产生的剧烈磨损。对于转速很低或间歇转动的轴，只需进行这项计算。压强p的验算式为式中：F为轴承径向载荷(N)；B为轴瓦宽度(mm)；d为轴颈直径(mm)；p为轴瓦材料的许用压强，单位是MPa(表16-1)。2轴承的 pv 值考虑到功热当量，pv值与轴承单位面积的摩擦功耗成正比，因此限制pv值也就是限制轴承的温升，从而避免温度过高使润滑失效（润滑油对固体的吸附能力随着温度的升高而降低）。对于连续运转的轴承，通常都应进行这项计算。pv值的验算式为式中：n为轴的转速(r/min)；pv为轴瓦材料的许用值，单位为MPam/s(表16-1)。例16-2非液体摩擦滑动轴承可用润滑油润滑，也可用润滑脂润滑。在润滑油、润滑脂中加入少量鳞片状石墨或二硫化钼粉末，有助于形成更坚韧的边界油膜，且可填平粗糙表面而减少磨损。但这类轴承不能完全排除磨损。维持边界油膜不破裂，是非液体摩擦滑动轴承的设计依据。由于边界油膜的强度和破裂温度受多种因素影响而十分复杂，其规律尚未完全被人们掌握。因此目前采用的计算方法是间接的、条件性的、实践证明，若能限制压强p、压强与轴颈线速度的乘积 pv，那么轴承是能够很好地工作的。二推力轴承推力轴承止推面多采用环行止推面(很少用实心的)，采用多环轴颈可承受较大的载荷，同时能承受双向载荷。但这种轴承必须作成沿轴线剖分的。由图16-15可知，推力轴承应满足式中：z为轴环数；轴环的平均速度，平均直径。推力轴承的p和pv值由表16-1查取。对于多环推力轴承(图16-15c)，由于制造和装配误差使各支承面上所受的载荷不相等，p和pv值应减小20%40%。16-4 润滑剂和润滑装置轴承润滑的目的在于降低摩擦功耗，减少磨损，同时还起到冷却、吸振、防锈等作用。轴承能否正常工作，和选用润滑剂正确与否有很大关系。一润滑剂润滑剂分为：1）液体润滑剂-润滑油；2）半固体润滑剂-润滑脂；3）固体润滑剂。2润滑脂润滑脂由润滑油和各种稠化剂混合而成(补充说明)。润滑脂密封简单，不需经常加添，不易流失，故在垂直的摩擦表面上也可应用。润滑脂对载荷和速度的变化有较大的适应范围，受温度的影响不大，但磨擦损耗较大，润滑性能上不如润滑油好，机械效率较低，故不宜用于高速。润滑脂易变质，不如润滑油稳定。总的来说，一般参数的机器，特别是低速或带有冲击的机器，都可以使用润滑脂润滑。目前使用最多的是钙基润滑脂，其耐水性较好，但耐温性较差，常用于60以下的各种机械设备中轴承的润滑。钠基润滑脂耐温性较好(115145以下)，但不耐水。锂基润滑脂性能优良，耐温耐水性均较好，-20150范围内广泛适用。3固体润滑剂固体润滑剂有石墨、二硫化钼(MoS2)、聚氟乙烯树脂等多种品种。一般只在一些特殊场合下使用，如在高温介质中或在低速重载条件下。目前其应用已逐渐广泛，例如可将固体润滑剂调合在润滑油中使用，也可以涂覆、烧结在摩擦表面形成覆盖膜，或者用固结成型的固体润滑剂嵌装在轴承中使用，或者混入金属或塑料粉末中烧结成型。石墨性能稳定，在350以上才开始氧化，并可在水中工作。聚氟乙烯树脂摩擦系数低，只有石墨的一半。二硫化钼与金属表面吸附性强，摩擦系数低，使用温度范围也广(一60300)，但遇水则性能下降。二润滑装置 滑动轴承的给油方法多种多样。间歇润滑装置见图16-11，其中a、b用于人工定时加油；c是润滑脂用的油杯，油杯中填满润滑脂，定期旋转杯盖，使容积减小而将润滑脂注入轴承内。连续供油润滑根据所需供油量的大小可采用滴油润滑、油环润滑、浸油润滑或喷油润滑。 图16-12a是滴油润滑用的针阀式油杯。平放手柄时，针杆借弹簧的推压而堵住底部油孔；直立手柄时，针杆被提起，油孔敞开，于是润滑油自动滴到轴颈上。油杯的上端面开有小孔，供补充润滑油用，平时由簧片遮盖。调节螺母用于调节针杆下端油口大小，以控制供油量。图16-12b是A型弹簧盖油杯，扭转弹簧2将盖1紧压在油杯体3上，铝管4中装有毛线或棉纱5，依靠毛线或棉纱的毛细管作用，将油杯中的润滑油滴入轴承。虽然这种油杯给油是自动且连续的，但不能调节给油量，油杯中油面高时给油多，油面低时给油少，停车时仍在继续给油，直到滴完为止。图16-13为油环润滑，在轴颈上套一油环，油环下部浸入油池中，当轴颈旋转时，靠摩擦力带动油环旋转，把油引入轴承。油环浸在油池内的深度约为其直径的四分之一时，给油量已足以维持液体润滑状态的需要。它常用于大型电机的滑动轴承中。浸油润滑见图16-14a，喷油润滑见图16-14b。喷油润滑是最完善的给油方法，它利用油泵循环给油，给油量充足，给油压力只需0.05MPa，在油的循环系统中常配置过滤器、冷却器。还可设置油压控制开关，当管路内油压下降时可报警、启动辅助油泵或指令主机停车。所以这种给油方法安全可靠，但设备费用较高，常用于高速且精密的重要机器中。16-4 润滑剂和润滑装置轴承润滑的目的在于降低摩擦功耗，减少磨损，同时还起到冷却、吸振、防锈等作用。轴承能否正常工作，和选用润滑剂正确与否有很大关系。一润滑剂润滑剂分为：1）液体润滑剂-润滑油；2）半固体润滑剂-润滑脂；3）固体润滑剂。1润滑油目前使用的润滑油大部分为石油系列润滑油(矿物油)。在轴承润滑中，润滑油最重要的物理性能是粘度，它也是选择润滑油的主要依据。粘度表征液体流动的内摩擦性能。如图16-9所示，平板、之间充满着液体。设板静止不动，板以速度v沿x轴运动。由于液体与金属表面的良好吸附作用（称为润滑油的油性），因此板表层的液体与板一样静止不动，板表层的液体随板以速度v一起运动。在速度v不是很大的情况下，两板之间液体呈层流状态，各层速度(u)分布如图。显然，油层与油层间必然存在着摩擦切应力。实验表明，油层间的切应力满足（该式称为粘性流体牛顿定律）式(16-1)中： u 是油层中任一点的速度， 是该点的速度梯度；是比例系数，即液体的动力粘度，常简称为粘度。根据上式可知动力粘度的量纲是（力时间/长度），国际单位制中，它的单位是Ns/m（即Pas）；厘米克秒制单位制中，动力粘度的单位是P(读作泊)，1P=1dyns/cm。一润滑剂1润滑油此外还有运动粘度，运动粘度等于动力粘度与液体密度的比值，即国际单位制中，的单位是m/s。实用上这个单位嫌大，故常采用它的物理单位(厘米克秒制)St(称为斯)，或者cSt(厘斯)，1St=1cm/s=100cSt。我国石油产品是用运动粘度(单位为cSt或mm/s)标定的，见表16-2。润滑油的粘度并不是不变的，它随着温度的升高而降低，这对于运行着的轴承来说，必须加以注意。描述粘度随温度变化情况的线图称为粘温图，见图16-10。粘度还随着压力的升高而增大，但压力不太高时（如小于10MPa）变化极微，可略而不计。选用润滑油时，要考虑速度、载荷和工作情况。对于载荷大、速度小的轴承宜选粘度大的油，载荷小、速度高的轴承宜选粘度较小的油。例16-1第16章 滑动轴承滚动轴承具有一系列优点（摩擦阻力小、起动灵敏；标准化程度高，质优价廉；便于使用与维护），故广泛应用于一般尺寸、一般工作条件的机械中。但是，在下列情况下：载荷特重，精度特高，转速特大，尺寸特大或特小，特殊结构(要求轴承剖分)滑动轴承更有优势。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，低速而带有冲击的机器（如水泥搅拌机、滚筒清砂机、破碎机等）也常用滑动轴承。教学目标这种情况下，由于滚动轴承理论上是点、线接触，变应力，承载能力和寿命较低；而滑动轴承是面接触、静载荷，承载能力大。因滚动轴承是点、线接触，组成元件较多，弹、塑性变形累积较大；滑动轴承是面接触，刚度大，在液体润滑状态下刚度更大。滚动轴承受变应力作用，这种情况下极易疲劳点蚀；滑动轴承是静应力，无寿命问题。滚动轴承元件多，不可能作得太小；滚动轴承是标准件，尺寸太大时只能是单件或小批量，价格过于昂贵。存在曲柄连杆机构的机械中，为了安装连杆，轴承必须要能沿轴线剖分，滚动轴承不具有这个特点。1. 知道摩擦状态及特性。2. 知道滑动轴承的特点及应用场合。3. 知道滑动轴承的组成结构。4. 知道常用轴瓦、轴承衬材料的性能并能正确选用。5. 认识润滑的重要作用，对常用润滑剂及润滑装置有所了解。6. 会作非液体摩擦滑动轴承工作能力计算。7. 掌握液体动压润滑机理、动压形成条件。重点摩擦状态及特性；滑动轴承的构成；常用轴瓦、轴承衬材料的性能；液体动压理论 16-1 摩擦状态根据表面润滑情况，摩擦可分为(图16-1)：图16-2为摩擦副的摩擦特性曲线，这条曲线是由实验得到的。无量纲参数称为轴承特性数，其中为润滑油的动力粘度(见16-4)，n为轴承每秒转数，p为轴承的压强。随着的不同，摩擦副分别处于边界摩擦、混合摩擦、液体摩擦状态。1干摩擦2边界摩擦3液体摩擦两摩擦表面间不加任何润滑剂时，固体表面间直接接触的摩擦(图16-1a)称为干摩擦。此时，必有大量的摩擦功耗和严重的磨损。在滑动轴承中则表现为强烈的升温，甚至把轴瓦烧毁，所以在滑动轴承中不允许出现干摩擦。1干摩擦2边界摩擦3液体摩擦两摩擦表面间有润滑剂存在，由于润滑油与金属表面的良好吸附作用，因而在金属表面上形成极薄的边界油膜（图16-1b）。边界油膜的厚度小于微米，不足以将两金属表面分隔开，所以相互运动时，两金属表面微观的高峰部分仍将互相搓削，这种状态称为边界摩擦。一般而言，金属表层覆盖一层边界油膜后，虽不能绝对消除表面的磨损，却可以起着减轻磨损的作用。这种状态的摩擦系数 f 0.10.3。1干摩擦2边界摩擦3液体摩擦若两摩擦表面间有充足的润滑油，而且能满足一定的条件（见16-6），则在两摩擦表面间可形成厚度达几十微米的压力油膜。它能将相对运动着的两金属表面分隔开，如图161c所示。此时，只有液体之间的摩擦，称为液体摩擦，又称为液体润滑。换言之，形成的压力油膜可以将重物托起，使其浮在油膜之上，由于两摩擦表面被油隔开而不直接接触，摩擦系数很小（ f 0.0010.01），所以显著地减少了摩擦和磨损。液体摩擦是最理想的情况，长期高速旋转的机器，应该确保其轴承在液体润滑条件下工作。在一般机器中，摩擦表面多处于干摩擦、边界摩擦和液体摩擦的混合状态，称为混合摩擦（或称为非液体摩擦）。16-2 滑动轴承的结构滑动轴承按照承受载荷的方向主要分为：1）向心滑动轴承-又称径向滑动轴承，主要承受 径向载荷；2）推力滑动轴承-承受轴向载荷。一向心滑动轴承图16-3a所示是一种普通的剖分轴承。它是由轴承盖、轴承座、剖分轴瓦(图163b)和螺纹联接件等所组成。轴承中直接支承轴颈的零件是轴瓦。为了安装时容易对心，在轴承盖与轴承座的中分面上做有阶梯形的榫口。轴承盖应当适度压紧轴瓦，使轴瓦不能在轴承孔中转动。轴承盖上制有螺纹孔，以便安装油杯或油管。向心滑动轴承的类型很多，例如还有轴承间隙可调节的滑动轴承（图163c、图16-3d）、轴瓦外表面为球面的自位轴承等(图16-3e)，其结构参数可参阅有关手册。一向心滑动轴承轴瓦是滑动轴承中的重要零件。向心滑动轴承的轴瓦内孔为圆柱形。若载荷方向向下，则下轴瓦为承载区，上轴瓦为非承载区。润滑油应由非承载区引入，所以在顶部开进油孔。在轴瓦内表面，以进油口为中心沿纵向、斜向或横向开有油沟，以利于润滑油均匀分部在整个轴颈上。油沟的形式很多，如图16-4所示。一般油沟与轴瓦端面应保持一定距离，以防止漏油。当载荷垂直向下或略有偏斜时，轴承的中分面常为水平方向；若载荷方向有较大偏斜时，则轴承的中分面也应斜着布置(通常倾斜45)，使中分平面垂直于或接近垂直于载荷(图16-5)。图16-6所示为润滑油从两侧导入的结构，轴瓦两侧面镗有油室，这种结构可以使润滑油顺利地进入轴瓦与轴颈的间隙，常用于大型的液体润滑的滑动轴承中。一侧油进入后被旋转着的轴颈带入楔形间隙中形成动压油膜，另一侧油进入后覆盖在颈上半部，起着冷却作用，最后油从轴承的两端泄出。轴瓦宽度与轴颈直径之比称为宽径比，它是向心滑动轴承中的重要参数之一。对于液体摩擦的滑动轴承，常取=0.51；对于非液体摩擦的滑动轴承，常取=0.81.5，有时可以更大些。滑动轴承按照承受载荷的方向分为：1）向心滑动轴承-又称径向滑动轴承，主要承受径向载荷；2）推力滑动轴承-承受轴向载荷。二推力滑动轴承轴上的轴向力应采用推力轴承来承受。止推面可以利用轴的端面，也可在轴的中段做出凸肩或装上推力圆盘(图16-15)。由于两平行平面之间是不能形成动压油膜的（见166），因此通常沿轴承止推面按若干块扇形面积开出楔形（图16-7）。图a为固定式推力轴承，其楔形的倾角固定不变，在楔形顶端留有平台，用来承受停车后的轴向载荷。图b为可倾式推力轴承，其扇形块的倾斜角能随着载荷、转速的改变而自行调整，因此性能更为优越。扇形块数一般为612，图c为扇形块的放大图。16-3 轴瓦及轴承衬材料根据滑动轴承的工作情况，要求轴瓦材料具备下述性能：1）对轴颈的摩擦系数小；2）导热性好，热膨胀系数小；3）良好的顺应性和嵌藏性；4）耐磨、耐蚀、抗胶合能力强；5）足够的机械强度。能同时满足上述要求的材料几乎没有（例如顺应性和嵌藏性良好的材料，强度往往较低；耐磨的材料顺应性和嵌藏性大多不好）。通常是根据具体情况满足主要使用要求，按照局部品质原理作成双金属或三金属轴瓦，使不同金属在性能上取长补短。在工艺上可以用浇铸或压合的方法，将薄层材料粘附在轴瓦基体上。粘附上去的薄层材料通常称为轴承衬。常用的轴瓦和轴承衬材料(表16-1)有下列几种： 一轴承合金二青铜三特殊性能的轴承材料 轴承合金（又称白合金、巴氏合金）有锡锑轴承合金和铅锑轴承合金两大类（补充说明）。锡锑轴承合金的摩擦系数小，抗胶合性能好；对油的吸附性能好，耐蚀性好，易跑合，是优良的轴承材料，常用于高速、重载的轴承。但它的价格较贵且机械强度较差，因此只能作为轴承衬材料而浇铸在钢、铸铁或青铜轴瓦上(图16-8)。用青铜作为轴瓦基体是取其导热性良好。这种轴承合金的熔点比较低，为了安全，在设计、运行中常将温度控制在（110120)下。铅锑轴承合金的各方面性能与锡锑轴承合金相近，但这种材料比较脆，不宜承受较大的冲击载荷。一般用于中速、中载的轴承。 推力滑动轴承承受轴向推力并限制轴作轴向移动的滑动轴承。两摩擦表面完全被流体膜隔开的推力轴承分为流体动压推力轴承和流体静压推力轴承,适用于高中速运行。两摩擦表面不能完全被流体膜隔开的推力轴承在边界润滑（见润滑）下工作，只适用于低速运行。表液体动压推力滑动轴承类型中为液体动压推力轴承的几种主要类型。 平面多沟推力轴承。结构最简单,两滑动表面相互平行，为改善润滑，在瓦面上开有径向油沟。这种轴承因摩擦热引起油密度变化，油膜产生一定压力以承受载荷。但这种轴承承受载荷的能力较低，因而只适用于中、小尺寸的轻载条件，供定位或密封用。 斜-平面推力轴承。由若干具有斜面和平面的瓦块组成。斜面与推力环构成油楔，运转时在整个瓦面上形成动压油膜。斜面面积达到瓦面面积的80和进口处油膜厚度达到出口处的2.23倍时，轴承的承载能力最大。这种轴承结构简单,工作可靠，但斜面斜度很小,不易加工，而且要求安装精度高，多用作速度比较稳定的中、小尺寸的推力轴承。 阶梯面推力轴承。由若干具有阶梯平面的瓦块组成。阶梯面可用压印法或酸蚀法制成，加工方便，多为小型轴承。 可倾瓦块推力轴承。由若干独立的、能随工作状况变化、自动统一支点摆动的瓦块组成（见可倾瓦块轴承）。这种轴承承受载荷的能力大，能在较宽的速度范围内正常工作，是大型轴承中最通用的形式，但也有用于推力较小条件下的小型轴承。支承瓦块的方式很多，大型轴承的支承结构都比较复杂，制造成本较高。在边界润滑下工作的推力轴承依安装部位不同，有位于轴端的端轴承，位于轴中部的单环轴承和多环轴承（见图液体动压推力滑动轴承）。单环和多环轴承能承受正向或反向的轴向力，载荷大时用多环，以使各环受力均匀，制造精度要求较高。（见彩图32万千瓦水轮发电机上的外径3.8米大型推力滑动轴承）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，其典型结构见图8-6(a)。1、实心式支撑面上压强分布极不均匀，中心处压强最大，线速度为0，对润滑很不利，导致支撑面磨损极不均匀，使用较少。2、空心式支撑面上压强分布较均匀，润滑条件有所改善。3、单环式利用轴环的端面止推，结构简单，润滑方便，广泛用于低速轻载场合。4、多环式特点同单环型，可承受较单环更大的载荷，也可承受双向轴向载荷。(b)实心式(c)空心式(d)单环式(e)多环式图8-6推力轴承的结构形式对于尺寸较大的平面推力轴承，为了改善轴承的性能，便于形成液体摩擦状态。可设计成多油楔形状结构(图8-7)。图8-7多油楔推力轴承8-3轴瓦的材料和结构一、轴瓦的材料对轴瓦材料的基本要求是：(1)足够的抗压强度和疲劳强度；(2)低摩擦系数，良好的耐磨性，抗胶合性，跑合性，嵌藏性和顺应性；(3)热膨胀系数小，良好的导热性和润滑性能以及耐腐蚀性；(4)良好的工艺性。常用的轴瓦材料有：1、轴承合金又称巴氏合金或白合金，其金相组织是在锡或铅的软基体中夹着锑、铜和硷土金属等硬合金颗粒。它的减摩性能最好，很容易和轴颈跑合。具有良好的抗胶合性和耐腐蚀性，但它的弹性模量和弹性极限都很低，机械强度比青铜、铸铁等低很多，一般只用作轴承衬的材料，锡基合金的热膨胀性质比铝基合金好，更适用于高速轴承。2、铜合金 有锡青铜、铝青铜和铅青铜三种。青铜有很好的疲劳强度，耐容性和减摩性均很好，工作温度可高达250。但可塑性差，不易跑合，与之相配的轴颈必须淬硬。适用于中速重载，低速重载的轴承。3、粉末冶金 将不同的金属粉末经压制烧结而成的多孔结构材料，称为粉末冶金材料，其孔隙约占体积的1035%，可贮存润滑油，故又称为含油轴承。运转时，轴瓦温度升高，因油的膨胀系数比金属大，从而自动进入摩擦表面润滑轴承。停车时，因毛细管作用润滑油又被吸回孔隙中。含油轴承加一次油便可工作较长时间，若能定期加油，则效果更好。但由于它韧性差，宜用于载荷平稳、低速和加油不方便的场合。4、非金属材料 非金属轴瓦材料以塑料用得最多，其优点是摩擦系数小，可承载冲击载荷，可塑性、跑合性良好，耐磨、耐腐蚀，可用水、油及化学溶液润滑。但它的导热性差(只有青铜的1/20001/5000)，耐热性低(120150 时焦化)，膨胀系数大，易变形。为改善此缺陷，可将薄层塑料作为轴承衬粘附在金属轴瓦上使用。塑料轴承一般用于温度不高，载荷不大的场合。尼龙轴承自润性、耐腐性、耐磨性、减震性等都较好，但导热性不好，吸水性大，线膨胀系数大，尺寸稳定性不好，适用于速度不高或散热条件好的地方。 橡胶轴承弹性大，能减轻振动，使运转平稳，可以用水润滑，常用于离心水泵，水轮机等场合。常用的轴瓦材料及性能见表8-1。二、轴瓦的结构常用的轴瓦分为整体和剖分式两种结构。整体式轴瓦是套筒形(称为轴套)。剖分式轴瓦多由两半组成(图8-7)。为了改善轴瓦表面的摩擦性质，常在其内表面上浇铸一层或两层减摩材料，称为轴承衬，即轴瓦做出双金属结构或三金属结构(图8-8)。轴瓦和轴承座不允许有相对移动，为了防止轴瓦的移动，可将其两端做出凸缘(图8-7b)用于轴向定位或用销钉(或螺钉)将其固定在轴承座上(图8-9)。图8-8整体式轴瓦和剖分式轴瓦图8-9双金属轴瓦图8-10销钉固定轴瓦为了使滑动轴承获得良好的润滑，轴瓦或轴颈上需开设油孔及油沟，油孔用于供应润滑油，油沟用于输送和分布润滑油。其位置和形状对轴承的承载能力和寿命影响很大。通常，油孔应设置在油膜压力最小的地方；油沟应开在轴承不受力或油膜压力较小的区域，要求既便于供油又不降低轴承的承载能力。图8-11为油孔和油沟对轴承承载能力的影响。图8-12为几种常见的油沟，油孔和油沟均位于轴承的非承载区，油沟的长度均较轴承宽度短。图8-11不正确的油沟会降低油膜的承载能力图8-12油沟(非承载轴瓦)轴向可倾推力滑动轴承8-4非液体摩擦滑动轴承的设计一、失效形式和设计约束条件非液体摩擦滑动轴承工作时，因其摩擦表面不能被润滑油完全隔开，只能形成边界油膜，存在局部金属表面的直接接触。因此，轴承工作表面的磨损和因边界油膜的破裂导致的工作表面胶合或烧瓦是其主要失效形式。设计时，约束条件是：维持边界油膜不遭破裂。但由于边界油膜的强度和破裂温度的影响机理尚未完全开清，目前的设计计算仍然只能是间接的、条件性的，其相应的设计约束条件如下所述。1、限制轴承的平均压强限制轴承平均压强 ，以保证润滑油不被过大的压力所挤出，避免工作表面的过度磨损，即：(MPa) (8-1)径向轴承： (MPa)(8-2)式中：为径向载荷(N)；d 为轴径直径(mm)；l 为轴承宽度(mm)；p为轴瓦材料许用值，见表8-1。推力轴承： (MPa)(8-3)式中：为轴向载荷(N)；d、d0为接触面积的外径和内径(mm)；Z为推力环数目；k为考虑因开油沟使接触面积减小的系数，通常k=0.80.9。p 为许用压强，当Z1时，考虑到多环推力轴承各环间的载荷分布不均匀，应把表8-1中的许用值降低50%。2、限制轴承pv值由于值与摩擦功率损耗成正比，它表征了轴承的发热因素。限制值，以防止轴承温升过高，出现胶合破坏。即（MPam/s） (8-4)对于径向轴承： （MPam/s） (8-5)对于推力轴承：上式应取平均线速度，即：，式中：n为轴的转速(r/min)；pv-轴瓦材料的许用值，见表8-1。考虑到推力轴承采用平均速度计算，pv值应比表8-1中的值有更大的降低，通常钢轴颈对金属轴瓦时，可取pv24MPa.m/s。3、限制轴承滑动速度v当压强较小时，即使与都在许用范围内，也可能因滑动速度过大而加剧磨损。故要求（m/s） (8-6)二、设计方法1、选择轴承的结构形式及材料。设计时，一般根据已知的轴径、转速和轴承载荷及使用要求，确定轴承的结构型式及轴瓦结构，并按表8-1初定轴瓦材料。2、初步确定轴承的基本尺寸参数。宽径比/是轴承的重要参数，可参考表8-3的推荐值，根据已知轴径确定轴承长度及相关的轴承座外形尺寸；并按不同的使用和旋转精度要求，合理选择轴承的配合，以确保轴承具有一定的间隙。3、校核是否满足约束条件，否则再设计。按式(8-1)、式(8-4)和式(8-6)对轴承进行校核计算，若不满足约束条件，则进行再设计。一般，能满足约束条件的方案不是唯一的，设计时，应初步确定数种可行的方案，经分析、评价，然后，确定出一种较好的设计方案。8-5液体摩擦动压向心滑动轴承的设计一、设计约束分析1、形成动压油膜和液体摩擦的约束条件图8-13动压向心滑动轴承的工作过程图8-13中：为轴颈中心，为轴承中心，当、重合时，轴颈与轴承间有一间隙，称为半径间隙，也称为设计间隙(图8-13(e)。图8-13(a)：轴颈静止时，在外载荷作用下，轴颈处于轴承孔最下方的稳定位置，两表面间自然形成一弯曲的楔形。此时偏心距(即的连线)等于半径间隙。图8-13(b)：润滑油进