《机械设计基础》第十二章滑动轴承

1、轴承的功用轴承的功用支承轴及轴上零件，保持轴的旋转精度支承轴及轴上零件，保持轴的旋转精度减少转轴与支承之间的摩擦和磨损减少转轴与支承之间的摩擦和磨损轴承的类型轴承的类型滚动轴承滚动轴承滑动轴承滑动轴承 虽然滚动轴承有着一系列优点，在一般机器中获得了广泛的应用，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。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，在低速带有冲击的机器中，如水泥搅拌机、滚筒清砂机、破碎机等也采用滑动轴承。一、滑动轴承的特点一、滑动轴承的特点优点优点：1）普通滑动轴承结构简单，制造、拆装方便；）普通滑动轴承结构简单，制造、拆装

2、方便； 2）具有良好的耐冲击性和吸振性；）具有良好的耐冲击性和吸振性； 3）运转平稳，旋转精度高；）运转平稳，旋转精度高； 4）高速时比滚动轴承的寿命长；）高速时比滚动轴承的寿命长； 5）可做成剖分式。）可做成剖分式。缺点缺点：1）维护复杂；）维护复杂； 2）润滑条件高；）润滑条件高； 3）边界润滑时轴承的摩擦损耗较大。）边界润滑时轴承的摩擦损耗较大。二、滑动轴承的应用二、滑动轴承的应用滑动轴承按照承受载荷的方向主要分为一、一、向心滑动轴承向心滑动轴承径向径向滑动轴承滑动轴承主要承受径向载荷轴承盖轴承盖轴承座轴承座剖分轴瓦剖分轴瓦联接螺栓联接螺栓轴承盖应适当压紧轴瓦，使轴瓦不能在轴承孔中转动轴

3、承盖上制有螺纹孔，以便安装油杯或油管阶梯型剖分阶梯型剖分轴瓦轴瓦是滑动轴承中的重要零件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布在整个轴颈上。油沟的形式一般油沟离轴瓦端面保持一定距离，以防止漏油。BF当载荷垂直向下或略有偏斜时，轴承中分面常为水平方向。 当载荷方向有较大偏斜时，则轴承中分面斜着布置（通常倾斜45）。轴瓦宽度与轴颈直径之比轴瓦宽度与轴颈直径之比B/d宽径比宽径比，向心滑动轴承的重要参数之一，向心

4、滑动轴承的重要参数之一液体摩擦的滑动润滑液体摩擦的滑动润滑，B/d0.51；45 润滑油从两侧导入的结构（大型液体滑动轴承） 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轴颈上半部，起着冷却作用，最后从轴的两端泄出。非液体润滑的滑动轴承非液体润滑的滑动轴承，B/d0.81.5 FF巴氏合金巴氏合金绕此边线自绕此边线自行倾斜行倾斜扇数一般为612二、二、推力滑动轴承推力滑动轴承承受轴向载荷 两平行平面之间是不能形成动压油膜，因此需沿轴承止推面按一块块扇形面积开出楔形1）固定式推力轴承2）可倾式推力轴承轴瓦承受载荷，并与轴有相对滑动，产生摩擦、磨损，并引发热和温升。要

5、求轴瓦材料具备下述性能1）摩擦系数小2）导热性好，热膨胀系数小3）耐磨、耐蚀、抗胶合能力强4）有足够的机械强度和可塑性双层金属的轴瓦，在性能上取长补短工艺上：浇注、压合，将薄层材料粘附在轴瓦基体上。粘附上去的薄层材料粘附上去的薄层材料轴承衬轴承衬轴承衬轴承衬一、一、轴承合金轴承合金白合金、巴氏合金白合金、巴氏合金1、锡锑轴承合金、锡锑轴承合金 摩擦系数小，抗胶合性能良好，对油的吸附性强，耐蚀性好，易跑合，常用于高速、重载的轴承。 价格较贵，机械强度较差，只能作为轴承衬材料浇铸在钢、铸铁或青铜轴瓦上。青铜的导热性良好。2、铅锑轴承合金、铅锑轴承合金 各方面性能与锡锑轴承合金相近，但这种材料较脆，

6、不宜承受较大的冲击载荷。一般用于中速、中载的轴承。 这种合金在110 左右开始软化，为了安全，在设计、运行中常将温度控制在7080。二、二、青铜青铜 青铜的强度高，承载能力大，耐磨性与导热性都优于轴承合金。可在较高温度（250）下工作。但可塑性差，不易跑合，与之相配的轴颈必须脆硬。 青铜可单独做成轴瓦。为了节约有色金属，可将青铜浇铸在钢或铸铁轴瓦内壁上。用作轴瓦材料的青铜，主要有锡磷青铜、锡锌青铜、铝铁青铜 。一般用于中速重载、中速中载合低速重载的轴承上 。三、三、具有特殊性能的轴承材料具有特殊性能的轴承材料1、含油轴承含油轴承用粉末冶金法制得，具有多孔性组织，空隙内可贮存润滑油，加一次油可使

7、用较长时间，用于加油不方便的场合2、灰铸铁、耐磨铸铁灰铸铁、耐磨铸铁低速轻载场合3、橡胶轴承橡胶轴承具有较大的弹性，能减轻振动使运转平稳4、塑料轴承塑料轴承摩擦系数低，可塑性、跑合性能良好，耐磨，耐蚀导热性差，膨胀系数大，容易变形，一般作轴承衬使用 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。 维持边界油膜不遭破裂，是非液体摩擦滑动轴承的设计依据。 实践证明，若能限制压强pp，压强与轴颈线速度的乘积pv pv，那么轴承是能够很好地工作的。一、一、向心轴承向心轴承1、轴承的压强、轴承的压

8、强p 限制轴承压强p，以保证润滑油不被过大的压力所挤出，轴瓦不致产生过度的磨损。即pBdFp轴承径向载荷，轴承径向载荷，N轴瓦宽度，轴瓦宽度，mm轴颈直径轴颈直径，mm轴瓦材料的许用压强，轴瓦材料的许用压强，MPa2、轴承的、轴承的pv值值 pv值简略地表征轴承的发热因素，它与摩擦功率损耗成正比。Pv值越高，轴承温升越高，容易引起边界油膜的破裂。二、二、推力轴承推力轴承100060dnBdFpvBFn19100 pv轴的转速，轴的转速，r/min轴瓦材料的许用值，轴瓦材料的许用值，Nm/(mm2s)zddFp)(42122pvm pv p轴环数轴环数推力环的平均速度推力环的平均速度100060

9、ndvmm平均直径，（平均直径，（d1d2）/2Fd1d2d1d2例例121 试按非液体摩擦状态设计电动绞车中卷筒两端的滑动轴承。钢绳试按非液体摩擦状态设计电动绞车中卷筒两端的滑动轴承。钢绳 拉力拉力W为为20kN，卷筒转速为，卷筒转速为25r/min，结构尺寸如图所示，其中，结构尺寸如图所示，其中 轴颈直径轴颈直径d60mm。解：解： 1）求滑动轴承上的径向载荷 当钢绳绕在卷筒的边缘时，一侧滑动轴承上受力最大，为 2）取宽径比B/d1.2，则B1.26072mm3）验算压强p4）验算pv值 根据上述计算，可知选用铸锡锌铅青铜（ZQSn6-3-3）作为轴瓦材料是足够的，其p8N/mm2，pv1

10、0Nm/(mm2s)。RFBMPa05. 4607217500BdFp) smm/(mN32. 072191002517500191002BFnpvB板静止不动，A板以速度v向左运动，板间充满润滑油。 当板上无载荷时两平行板之间液体的速度呈三角形分布，板A、B之间带进的油量等于带出的油量，因此两板间油量保持不变，即板A不会下沉。 若板A上承受载荷F时，油向两侧挤出，于是板A逐渐下沉，直到与B板接触。两平行板之间是不可能形成压力油膜的两平行板之间是不可能形成压力油膜的 若板A与板B不平行，板间的间隙沿运动方向由大到小呈收敛的楔形，板A上承受载荷F。 板A运动时，两端的速

11、度图形似乎应如虚线所示的三角形分布。 如果是这样，进油多而出油少，由于液体实际上是不可压缩的，必将在间隙内“拥挤”而形成压力。将迫使进口端的速度图形向内凹，不会再是三角形分布。进口端间隙h1大而速度图形内凹，出口端h2小而速度图形外凸，于是有可能使带进油量等于带出油量。同时，间隙内形成的液体压力将与外载荷F平衡说明在间隙内形成了压力油膜。借助相对运动而在轴承间隙中形成的压力油膜借助相对运动而在轴承间隙中形成的压力油膜动压油膜动压油膜 截面aa到cc之间，各截面的速度图形是各不相同的，但必有一截面bb，油的速度图形呈三角形分布。形成动压油膜的必要条件形成动压油膜的必要条件1）两工作表面必须有楔形

12、间隙两工作表面必须有楔形间隙；2）两工作表面必须连续充满润滑油或其他粘性流体两工作表面必须连续充满润滑油或其他粘性流体； 3）两工作表面必须有相对滑动速度，其运动方向必须保证润滑油从两工作表面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，从小截面流出大截面流进，从小截面流出。对于一定的载荷对于一定的载荷F，必须使速度，必须使速度v，粘度，粘度及间隙匹配恰当。及间隙匹配恰当。停车时，轴颈沉在下部。开始启动时，轴颈沿轴承孔内壁向上爬。 当转速继续增加时，楔形间隙内形成的油膜压力将轴颈推开而与轴承脱离接触，但此情况不能持久，因油膜内各点压力的合力有向左推动轴颈的分力存在，因而轴颈继续向左

13、移动。 最后，当达到机器的工作转速时，轴颈则处于如图所示位置。此时油膜内各点的压力，其垂直方向的合力与载荷F平衡，其水平方向的压力，左右自行抵消。于是轴颈就稳定在此平衡位置上旋转。轴颈中心轴颈中心O1与轴承孔中心与轴承孔中心O不重合，不重合，O1O=e偏心距偏心距。 其他条件相同时，工作转速越高，e值越小，即轴颈中心越接近轴承孔中心。OO1O1OO1OFFFO1FOpmaxe假设：1）z向无限长，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；3）润滑油粘度不随压力而变化，并且忽略油层的重力和惯性；4）润滑油处于层流状态。 在油膜中取出一微单元体，作用着油压p

14、和内摩擦剪应力。根据平衡条件，得0)()(dxdzdydzdppdxdzdpdydzdyddxdp 在油膜中取出一微单元体，作用着油压p和内摩擦剪应力。根据平衡条件，得代入牛顿粘性流体定律： yu22dyuddxdp因此， 表明任意一点的油膜压力表明任意一点的油膜压力p沿沿x方向的变化率方向的变化率dp/dx与该点速度梯度（与该点速度梯度（y向）向）的导数有关。的导数有关。对y积分，此时根据假设（2）可认为dp/dx是一常数，因此得21221CyCydxdpuy=0时，u=v；y=h时，u=0，得积分常数C1、C2 vhhyhyydxdpu)(212 根据流体的连续性原理，流过不同街面的流量应

15、该是相等的，沿x方向，任一截面单位宽度的流量为 hvhdxdpudyQhx212130bb截面处速度图形呈三角形分布，间隙厚度为h0，02hvQx306hhhvdxdpxhvzphzxphx6)()(33一维雷诺流体动力润滑方程一维雷诺流体动力润滑方程考虑沿z方向的流动二维雷诺流体动力润滑方程：二维雷诺流体动力润滑方程：“”表示流量的方向与x方向相反。因流经两个截面上的流量相等，故当h=h0时，dp/dx=0，p有极大值pmax，所以b点是对应于pmax处的特定点。必须是常量，所以速度梯度，即又dudydyuddxdp0022即bb截面处的速度图形呈三角形分布一、一、承载量承载量直径间隙 dD

16、半径间隙 2/rR相对间隙 rd偏心距1OOe 偏心率 /ex 以轴心O为极点，OO1为极轴，对应于任意极角的轴承油膜厚度h，可由AOO1应用余弦定律求得cos)(2)(222hrehreR22sin)(Re解上式并略去微量)cos1 ()cos1 (rh306hhhvdxdp将 转换为极坐标形式，令dxrd，vr并将h0代入在油膜压力最大处pmax的油膜厚度为)cos1 (00h302)cos1 ()cos(cos6ddp将上式从油膜压力起始角1倒任意角积分，可得极角为处的油膜压力dp1302)cos1 ()cos(cos6 把所有p在外载荷方向的分量相加（积分），即可得单位宽度的油膜承载能

17、力。 再把全宽度上的承载能力相加（积分），即可得总承载能力F。P2CdBF 考虑轴承有端泄，即两端的油压为，油压沿宽度呈抛物线分布承载量系数承载量系数vBFdBFC222P与参数、宽径比及轴承包角有关润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，N s/m2轴承宽度，轴承宽度，m承载力，承载力，N轴的圆周速度，轴的圆周速度，m/s承载量系数承载量系数B/d0.30.40.50.6 0.65 0.7 0.75 0.80 0.85 0.90 0.925 0.95 0.975 0.99Cp0.50.133 0.209 0.317 0.493 0.622 0.819 1.

18、098 1.572 2.428 4.216 6.615 10.71 25.62 75.860.60.182 0.283 0.427 0.655 0.819 1.070 1.418 2.001 3.036 5.214 7.956 12.64 29.17 83.210.70.234 0.316 0.538 0.816 1.014 1.312 1.720 2.399 3.580 6.029 9.072 14.14 31.88 88.900.80.287 0.439 0.647 0.972 1.199 1.538 1.965 2.754 4.053 6.721 9.992 15.37 33.99 92

19、.890.90.339 0.515 0.754 1.118 1.371 1.745 2.248 3.067 4.459 7.294 10.75 16.37 35.66 96.351.00.391 0.589 0.853 1.253 1.253 1.929 2.469 3.372 4.808 7.772 11.38 17.18 37.00 98.951.10.440 0.658 0.947 1.377 1.377 2.097 2.644 3.580 5.106 8.186 11.90 17.86 38.12 101.21.20.487 0.723 1.033 1.489 1.489 2.247

20、2.838 3.787 5.364 8.533 12.35 18.43 39.04 102.91.30.529 0.784 1.111 1.590 1.590 2.379 2.990 3.968 5.586 8.831 12.73 18.91 39.81 104.41.50.610 0.891 1.248 1.736 1.763 2.600 3.242 4.266 5.594 9.304 13.34 19.68 41.07 106.8二、二、最小油膜厚度最小油膜厚度hminerRhmin)1 (2 最小油膜厚度hmin应保证轴承孔和轴径表面的凸峰不能直接接触。hminS（Rz1Rz2） 考虑到

21、轴颈、轴承孔有制造误差、轴有挠曲变形等不利因素而引入安全系数S，若满足下列条件，则此轴承可实现液体摩擦。轴颈、轴瓦表面粗糙度的平均高度轴颈、轴瓦表面粗糙度的平均高度轴颈、轴瓦表面粗糙度的平均高度轴颈、轴瓦表面粗糙度的平均高度三、三、轴承润滑油的温升轴承润滑油的温升mztSKtQCfFv 当滑动轴承在液体摩擦状态下工作时，仍然存在着由于液体内摩擦（粘性）而造成的摩擦功耗。这部分摩擦功转化成热量，引起轴承温升。 轴承温升使得油的粘度降低，间隙改变，巴氏合金软化，甚至产生抱轴事故。因此设计时有必要研究轴承的热平衡，以控制温升。摩擦功产生的热量摩擦功产生的热量润滑油从轴承两端泄漏而被带润滑油从轴承两端

22、泄漏而被带走走轴承壳体向周围空气散发轴承壳体向周围空气散发油膜的承载量，即载荷，油膜的承载量，即载荷，N轴颈的线速度，轴颈的线速度，m/s摩擦系数，由图摩擦系数，由图1522查得查得润滑油的比热，一般为润滑油的比热，一般为16802100J/（kg ）润滑油密度，通常为润滑油密度，通常为850900Jkg /m3端泄的总体积量，端泄的总体积量，m3 /s轴承的散热面积，轴承的散热面积，m2轴承的散热系数，约为轴承的散热系数，约为50140J/m2s润滑油的出油温度润滑油的出油温度t2和进油温度和进油温度t1之差之差润滑油的平均温度和外界环境温度之差，润滑油的平均温度和外界环境温度之差， 对于利

23、用油泵循环的供油系统，绝大部分热量被端泄的润滑油带走，相比之下，向周围散发的热量甚微，可略去不计。zQCfFvt平均温度tm（t2t1 ）/2 ，21tttm22tttm一般进油温度t1控制在3545，不应太低，否则外部冷却困难。温升t控制在1025。平均温度tm控制在5055，设计时，润滑油年度是按平均温度确定的。a) 若t1(3545), 热平衡易建立，则应降低tm，再行计算。 b) 若t1(3545) ，不易达到热平衡状态降低粗糙度重新计算 c) t280易过热失效，改变相对间隙和油的粘度重新计算 在轴承的承载区有液体的内摩擦功耗，在非承载区也有液体的内摩擦功耗，由下图查得的f，是承载区

24、的f1和非承载区f2之和。QzQz1Qz2在承载区有端泄，在非承载区也有端泄。承载区端泄Qz1由下图查得；非承载区端泄)2(48132HGBEdpQsz8.07.06.04.05.02.03.01.000.30.40.50.60.70.80.91.0E、GEG2520151050.30.40.50.60.70.80.91.0B/d=0.5/f0.60.70.81.01.21.50.10.20.30.40.50.60.70.80.91.0vBdQz1B/d0.50.61.50.70.81.01.2多油楔滑动轴承轴瓦的内孔制成特殊形状目的：目的： 产生多个油楔，形成多个动压油膜，提高轴承的工作稳定性和旋转精度。一、一、椭圆轴承椭圆轴承顶隙和侧隙之比常制成12与单油