第12章 (滑动轴承)

第十二章滑动轴承轴承的功用：支承轴，使轴与箱体构成转动副。轴承的基本要求：承载、灵活（摩擦系数小）、保证精度轴承的分类：滑动轴承、滚动轴承用场：滚动轴承一般常用；滑动轴承用于重载、高速、高精度、低速低精度、曲轴第一节滑动轴承的主要结构型式一、滑动轴承的基本组成轴承体、轴瓦（轴套）、润滑装置二、滑动轴承的分类

1．按承受载荷方向分——径向轴承和止推轴承

2．按润滑状态分边界和混合（不完全流体）润滑滑动轴承流体润滑滑动轴承流体动压滑动轴承流体静压滑动轴承流体动压滑动轴承单油楔:多油楔:

固定式可倾瓦式液体静压径向轴承示意图三、滑动轴承的结构（一）结构形式

1．整体式径向滑动轴承结构：整体式轴承体（正滑动轴承座，JB/T2560-1991）

轴套润滑装置特点：简单、刚性好无法调整因磨损而产生的间隙（可用电镀修理）装拆不方便应用：低速、轻载、间歇工作的场合2．对开式（剖分式）径向滑动轴承结构：轴承体—轴承座、轴承盖、螺纹联接、台阶形榫口轴瓦（剖分）润滑装置特点：装拆方便可调垫片，调隙结构复杂应用：广泛轴承座：对开式二螺柱正滑动轴承座JB/T2561-1991；四螺柱的JB/T2562-19913．调心径向滑动轴承用于支承挠度较大或多支点的长轴。轴瓦剖分。

4．止推滑动轴承（二）轴瓦结构

1．分类

1）整体式轴瓦——轴套材料——青铜、铸铁配合——H8/s7加螺钉2）对开式（剖分式）——轴瓦（1）厚壁轴瓦δ/D＞0.05

铸造，内有轴承衬轴承衬厚0.5∽6mm。为了贴附牢固，轴瓦基体内表面粗糙度值要小，且制出沟槽。厚轴瓦在使用时可以修刮。（2）薄壁轴瓦

δ/D=0.025∽0.06mm

双金属轧制，质量稳定，刚度小，轴承体要精加工，轴瓦内表面不修刮。

2．固定：

——轴套：过盈配合加螺钉

——厚壁轴瓦：销钉或紧定螺钉，轴承盖、座压紧

——薄壁轴瓦：凸耳

3．油孔和油槽油孔——供油，开于非承载区油槽——配油轴向油槽单轴向油槽和双轴向油槽。对于整体式径向轴承，轴颈单向旋转时，单轴向油槽最好开在最大油膜厚度位置；对开式径向轴承，常把轴向油槽开在轴承剖分面处，如果轴颈双向旋转，可在剖分面上开设双轴向油槽。周向油槽不完全润滑径向轴承常用油槽第二节滑动轴承的失效形式及常用材料一、滑动轴承的失效形式1磨粒磨损；2．刮伤；3．胶合（咬粘）4．疲劳剥落；5．腐蚀因工作条件不同，滑动轴承还可能出现气蚀、流体浸蚀、电浸蚀和微动磨损等损伤。二、轴瓦材料轴瓦材料的要求：耐磨性、减磨性、抗粘着性、适应性、磨合性、嵌荐性、抗疲劳性、强度、导热性、防腐性、附油性、工艺性、经济性。

轴承合金铸造锡锑轴承合金——高速重载轴铸造铅锑轴承合金——中速中载衬铸造锡磷青铜————中速重载铜合金铸造锡铅锌青铜———中速中载铸造铝铁青铜————低速重载铝基轴承合金灰铸铁及耐磨铸铁粉末合金（多孔质金属材料）含油轴承低速轻载平稳非金属材料：塑料（聚合物材料）、碳-石墨、橡胶、硬木复合材料第三节滑动轴承润滑剂的选用一、润滑脂及其选择

1．润滑脂牌号及性能见表12-32．用场：低速重载、摆动；要求不高；难以供油处3．选择原则：压力高速度低选针入度小一些；反之选大；润滑脂的滴点应比轴承工作温度高200-300C在潮湿水淋处选防水性强的钙基或铝基润滑脂温度较高处选钠基或复合钙基润滑脂二、润滑油及其选择1．润滑油选择参考不完全液体润滑滑动轴承润滑油选择见表12-4；液体动压轴承润滑油选择参考表4-12．选择原则转速高、压力小选粘度低的；反之选高的；高温下工作粘度选高的三、固体润滑剂二硫化钼（MOS2）、聚四氟乙烯、银、铅等第四节不完全液体润滑滑动轴承的设计计算一、设计计算准则：力求在磨擦面间保持形成边界油膜。压力限制p≤[p]发热限制pυ≤[pυ]散热限制υ≤[υ]二、径向滑动轴承的条件性设计计算

1．确定轴承结构，选择轴瓦材料

2．选定宽径比B/d=0.3∽1.5

塑性大、轴刚度大、载荷小，取大值

3．验算工作能力

1）压强校核

p=Fr/Bd≤[p]2）速度校核

υ=πdn/(60×1000)≤[υ]3．pυ值校核

pυ≤[pυ]4．选择轴承配合、表面粗糙度及形位公差

H7/f6、H8/f7、H9/d95．选择合适的润滑方式和润滑剂6．绘制工作图第五节液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算一、液体动力润滑的基本方程假设：流体为牛顿液体；流体中任意点处的切应力与该处的速度梯度成正比。（粘性定律）式中τ——流体单位面积上的剪切阻力；η——比例常数，即流体的动力粘度；——流体沿垂直于运动方向的速度梯度，“-”表示u随y增大而减小假设：流体为牛顿液体；流体膜中流体的流动是层流；忽略压力对流体粘度的影响；略去惯性力及重力的影响；认为流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向是不变一、液体动力润滑的基本方程1．油层的速度分布

油层的速度u由两部分组成：式中前一项表示速度呈线性分布，这是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这是由油流沿x方向的变化所产生的压力流所引起的。

2．润滑油流量当无侧漏时，润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为3．一维雷诺方程(压力分布规律)设在p=pmax处的油膜厚度为h0（即）在该截面处的流量为q=υh0/2，润滑油连续流动，各截面的流量相等4．形成流体动力润滑的必要条件[1]摩擦面间必须有足够的相对运动速度[2]顺着相对速度方向，相对滑动的两表面间必须呈楔形间隙[3]润滑油要有一定粘度，且供油量充足[4]工作表面的表面粗糙度值要小必须解决三大问题:承载量最小油膜厚度热平衡二、径向滑动轴承的几何关系和承载量系数1．几何尺寸1）直径间隙

Δ=D-d2）半径间隙

δ=R-r=Δ/23）相对间隙

ψ=Δ/d=δ/r4）偏心距e5）偏心率χ=e/δ6）偏位角φa：7）宽径比B/d8）轴瓦包角α9）最小油膜厚度hmin=δ-e=δ（1-χ）=rψ（1-χ）10）任意位置的油膜厚度

11）压力最大处的油膜厚度h0=δ（1+χcosφ0）式中φ0——相应于最大压力处的极角

h0=δ（1+χcosφ0）2．极坐标形式的雷诺方程dx=rdφ，υ=rω及h、h0之值代入一维雷诺方程得

3．油膜的总承载能力将上式从油膜起始角φ1到任意角φ进行积分，得任意位置的压力压力pφ在外载荷方向上的分量为轴承单位宽度上的油膜承载力为在φ角和距轴承中线为z处的油膜压力为油膜的总承载能力为CP=f（α,χ，B/ｄ）--------承载量系数在给定边界条件时，CP是轴颈在轴承中位置的函数，其数值取决于轴承的包角、相对偏心率和宽径比，是一个无量纲的量。4．承载量系数CP式中η——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，N·s/m2F——外载荷，N；B----轴承宽度，m；υ——轴颈圆周速度，m/s不能单纯用CP的大小来说明轴承承载能力的大小，只有在工作情况和参数（如η、n、ψ）不变的情况下，CP和承载能力F的大小才相一致。三、最小油膜厚度hminhmin越小偏心率χ越大，轴承承受载荷越大。但为了确保轴承处于流体摩擦状态，hmin必须大于或等于许用油膜厚度[h]。即hmin=rψ（1-χ）≥[h][h]=S（Rz1+Rz2）式中Rz1、Rz2——分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度。查表7-6一般轴承取3.2μm和6.3μm或1.6μm和3.2μm；重要轴承取0.8μm和1.6μm或0.2μm和0.4μm。S——安全系数，考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等S≥2四、轴承的热平衡计算

1．热平衡条件：

Q=Q1+Q2Q:单位时间内轴承摩擦所产生的热

Q=fFrυ=fpBdυQ1:流出的油带走的热量

Q1=qρc（t0-ti）q——润滑油流量，m3/sρ——润滑油密度，850～900kg/m3c——润滑油比热容。矿物油1675～2090J/（kg·0C）t0——油的出口温度ti——油的入口温度，通常由于冷却设备的限制，取为35-400CQ2——轴承散发的热量Q2=αsπdB（t0-ti）轻型轴承和难散热的环境，取αs=50w/m2·0C；中型轴承和通风的环境，取αs=80w/m2·0C；良好冷却下工作的重型轴承，取αs=140w/m2·0C；

2．达到热平衡时润滑油的平均温度差式中——润滑油流量系数，是一个无量纲数，可根据轴承的宽径比和偏心率由图12-16查得f——摩擦系数3．润滑油的平均温度tm=ti+∆t/2为了保证轴承的承载能力，建议平均温度不超过750C

4．设计校核设计时，通常先给定平均温度tm(初取500C),校核油的入口温度ti

ti=tm-∆t/2=35-400C若ti>35-400C，表示轴承热平衡易于建立，轴承的承载能力沿未用尽。应降低给定的平均温度，并允许适当地加大轴瓦及轴颈的表面粗糙度值，再计算。若ti<35-400C表示轴承不易达到热平衡，解决途径：a）选用粘度较低的润滑油；b）应取较大的直径间隙并适当降低轴瓦及轴颈的表面粗糙度值（即提高加工精度），再行计算。出口温度t0=tm+∆t/2<800C

五、动压轴承的设计计算准则保证大于两摩擦表面的表面粗糙度之和的最小油膜厚度和轴承热平衡。六、参数选择

1．宽径比B/d=0.3～1.5B/d大，承载力大；B/d小，增大端泄降低温升，有利于提高运转稳定性。高速重载，B/d宜取小；低速重载，B/d宜取大；高速轻载，若支承刚性要求不高，B/d可取小值；若支承刚性要求高，B/d可取大值。2．相对间隙ψ相对间隙主要根据载荷和速度选取。速度越高取大值，载荷越大取小值；直径大、宽径比小、调心性能好、加工精度高时取小值；反之取大值。ψ值的经验公式n——轴颈转速，r/min3．粘度η低速、重载时选高粘度，便于形成油膜；高速时选低粘度；轴承间隙大，不易形成油膜，且端泄大，选较高粘度；轴承宽径比大，端泄小，选低粘度。对于一般轴承，可按轴颈转速初估油的动力粘度η'七、液体动力润滑径向滑动轴承设计1．设计目标及步骤1）确定轴承结构型式和轴承的公称尺寸；2）确定轴承的材料；3）确定润滑油；4）选择表面粗糙度；5）校核最小油膜厚度；6）校核润滑油温度；7）确定轴孔的公差与配合；8）计算润滑油流量；9）绘制轴承工作图。2．设计例设计一机床用的液体动力润滑径向滑动轴承。载荷垂直向下，工作情况稳定，采用对开式轴承。已知工作载荷F=1000000N，轴颈直径d=200mm，转速n=500r/min，在水平剖分面单侧供油。解：1．选择轴承结构型式2．选择轴承宽径比根据机床轴承常用的宽径比范围，取B/d=1

轴承宽度B=d=200mm=0.2m3．计算υ、p和pυ，选择轴承材料查表12-2选择锡青铜ZCuSn10P14．初估润滑油粘度，选择润滑油牌号，设定轴承平均温度，求该温度下的粘度值（1）由润滑油动力粘度初估公式（2）计算相应的运动粘度，取润滑油密度ρ=900kg/m3，（3）选定平均油温现选tm=500C（4）选取润滑油牌号考虑到工作温度时粘度低一些，参照表4-1选取全损耗系统用油L-AN68。（5）按tm=500C查出L-AN68的运动粘度，由图4-9查得ν50=40cSt（6）换算出L-AN68500C时的动力粘度η50=ρν50×106

=900×40×106=0.036Pa·s5．计算最小油膜厚度，选择表面粗糙度。（1）初算并设定相对间隙取ψ=0.00125（2）计算直径间隙Δ=ψd=0.00125×200=0.25mm（3）计算承载量系数（4）求出轴承偏心率（5）计算最小油膜厚度

hmin=rψ（1-χ）=100×0.00125×（1-0.713）=0.035875mm=35.86μm（6）选择表面粗糙度等级，确定轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度取轴颈表面粗糙度等级为0.8，取轴承孔表面粗糙度等级为1.6

查表7-6得轴颈Rz1=0.0032mm，轴承孔Rz2=0.0063mm（7）计算许用油膜厚度取安全系数S=2，[h]=S（Rz1+Rz2）=2×（0.0032+0.0063）=0.019mmhmin≥[h]，满足工作可靠要求

6．热平衡计算，校核润滑油温度（1）计算轴承与轴颈的摩擦系数因B/d=1，取随宽径比变化的系数ζ=1（2）查出润滑油流量系数由B/d=1，χ=0.713查图12-16得q/(ψυBd)=0.145（3）计算润滑油温升按润滑油密度ρ=900kg/m3，取比热容c=1800J/（kg·0C），表面传热系数αs=80W/（m2·0C）。（4）计算润滑油入口温度ti=tm-∆t/2=50-18.866/2=40.5670C合适7．选择轴与孔的配合根据直径间隙∆=0.25mm选择轴与孔的配合。对于单件或小批量生产，可用选配获得。批量生产时，由标准选定配合公差。现取轴孔配合为F6/P7，查得轴承孔直径尺寸公差为，轴颈直径尺寸公差为Δmax=0.079-（-0.216）=0.295mmΔmin=0.050-（-0.170）=0.220mm8．分别按Δmax和Δmin校核轴承的最小油膜厚度和润滑油温升（1）计算最小间隙时的温升重复前面求出Cp=1.607；χ=0.66；hmi=0.0374mm=37.4μm；Δt=23.05入口温度ti=tm-Δt/2=38.470C出口温度t0=tm+Δt/2=61.5270C合适（2）计算最大间隙时的最小油膜厚度重复前述计算Cp=2.889；χ=0.773；hmia=0.03348mm=33.48μm；Δt=15.4入口温度ti=tm-Δt/2=42.30C出口温度t0=tm+Δt/2=57.70C入口温度偏高，说明轴承的承载能力尚未用尽，可降低平均温度或适当增大粗糙度值。验算合格，只表明可用，要最佳应优化。简便方法为多选几组参数进行计算，比较选择。9．计算润滑油的流量由q/（ψυBd）=0.145得q=ψυBd×0.145=0.00125×5.23×0.2×0.2×0.145=3.792×10-5m3/s10．绘制轴承工作图一液体摩擦向心滑动轴承，轴颈上载荷F=100KN，转速n=500r/min，轴颈直径d=200mm，轴承宽径比B/d=1，轴及轴瓦表面的粗糙度为Rz1=0.0032mm，Rz2=0.0063mm，设其直径间隙Δ=0.250mm，工作温度为500C，润滑油动力粘度η50=0.045Pa·s，取S=2试：1）校核该轴承是否可形成动压液体润滑；2）计算轴承正常工作时的偏心距。解：1）若轴承液体润滑，在承受最大载荷时hmin=[h]，即δ（1-χ）=S（Rz1+Rz2），δ=Δ/2=0.250/2=0.125χ=1-S（Rz1+Rz2）/δ=1-2×（0.0032+0.0063）/0.125=0.848查表12-7并插值得Cp=4.75又ψ=Δ/d=0.25/200=0.00125，ω=2π×500/60=52.34radF=ηωdΒCp/ψ2=0.045×52.34×0.2×0.2×4.75/0.001252=286513N>100KN轴承可以工作于液体动压润滑状态。2）求正常工作的偏心距

e=δχ查表12-7插值得χ=0.666e=δχ=0.125×0.666=0.08325mm

1．设计动压向心滑动轴承时，若宽径比取得较小，