第15章滑动轴承详细版课件

第15章滑动轴承基本要求:

了解轴承的各种摩擦状态及特点。

了解轴承的各种结构型式、轴瓦结构及轴承材料。掌握润滑剂的特性指标，了解轴承的润滑方法。掌握动压润滑的基本原理。掌握非液体及液体动压润滑滑动轴承的设计方法及步骤。重点与难点:重点：非液体及液体动压润滑滑动轴承的设计方法及步骤。难点：动压润滑的基本原理及液体动压润滑滑动轴承的设计。第15章滑动轴承基本要求:重点与难点:1第15章滑动轴承§15－2滑动轴承的结构型式§15－3轴瓦结构及轴承材料§15－4润滑剂和润滑装置§15－5非液体摩擦滑动轴承的计算§15－6动压润滑的基本原理§15－8液体动压多油楔轴承和静压轴承简介§15－7向心动压轴承的几何关系和承载量的计算

§15－1摩擦状态第15章滑动轴承§15－2滑动轴承的结构型式§152轴承是用于支承轴及轴上回转零件的部件。套装在轴承上的那段轴称为轴颈。根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。优点：寿命长、适于高速；油膜能缓冲吸振，耐冲击、承载能力大；回转精度高、运转平稳无噪音；结构简单、装拆方便、成本低廉。缺点：非液体摩擦轴承摩擦损失大，磨损严重；液体动压润滑轴承当起动、停车、转速和载荷经常变化时，难于保持液体润滑，且设计，制造、润滑和维护要求较高。应用：高速、高精度、重载、特大冲击与振动、径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装(如曲轴的轴承)、以及需在水或腐蚀性介质中工作等条件下的轴承。轴承是用于支承轴及轴上回转零件的部件。套装在轴承上的那3要正确地设计滑动轴承，必须合理地解决以下问题：1)轴承的型式和结构；2)轴瓦的结构和材料选择；3)轴承的结构参数；4)润滑剂的选择和供应；5)轴承的工作能力及热平衡计算。

要正确地设计滑动轴承，必须合理地解决以下问题：4§15—1摩擦状态一、干摩擦无任何润滑剂或保护膜的纯净的两摩擦表面间的摩擦，称为干摩擦。特点：摩擦系数及摩擦阻力最大，发热多，磨损最严重，零件使用寿命最短，应力求避免。但是，纯净表面只有在特定条件下才能实现，一般情况下摩擦表面上可能存在一层氧化膜和自然污染，因而在工程中，只要是名义上无润滑剂又没有明显润滑现象的摩擦，都认为是干摩擦。§15—1摩擦状态一、干摩擦无任何润滑剂或保5二、边界摩擦

当两摩擦表面间存在润滑油时，由于润滑油极性分子能牢固地吸附在金属表面上而形成极薄的边界油膜，这种状态称为边界摩擦。特点：不能完全避免金属的直接接触，这时仍有微小的摩擦力产生，其摩擦系数通常约在0.1～0.3，同时摩擦面间的磨损也是不可避免的。三、液体摩擦

当两摩擦表面间有充足的润滑油，而且能满足一定的条件，则摩擦面间可形成厚度达几十微米的压力油膜，它足以将两个表面完全分开，形成液体摩擦。这时的液体分子已大都不受金属表面吸附作用的支配而自由移动，摩擦是在液体内部的分子之间进行，所以摩擦系数极小，而且不会有磨损。二、边界摩擦当两摩擦表面间存在润滑油时，由6对具有一定粗糙度的表面，改变某些影响油膜厚度的工作参数，如载荷、速度和液体的粘度，将出现不同的摩擦状态，即边界摩擦、混合摩擦和液体摩擦因条件改变而相互转化。摩擦特性曲线反映出摩擦副处于何种摩擦状态。随着轴承特性数ηv/p（η为液体粘度，v为滑动速度，p为压强）的不同，摩擦副分别处于边界摩擦、混合摩擦和流体摩擦状态。特点：摩擦系数极小，通常约在0.001～0.01，而且不会有磨损产生。当摩擦表面间处于边界摩擦与液体摩擦的混合状态时，称为混合摩擦（或称非液体摩擦）。摩擦特性曲线对具有一定粗糙度的表面，特点：摩擦系数极小，通常约在7按其承受载荷方向的不同，滑动轴承可分为:向心(径向)滑动轴承———承受径向载荷。推力(止推)滑动轴承———承受轴向载荷。一、向心滑动轴承1.整体式向心滑动轴承

1—轴承座2—整体轴瓦3—油孔4—螺纹孔缺点：轴瓦磨损后，轴承间隙过大时无法调整；只能从轴颈端部装拆，装拆不方便或无法安装。多用在低速、轻载或间歇性工作的机器中。优点：结构简单，成本低廉；

§15－2滑动轴承的结构型式按其承受载荷方向的不同，滑动轴承可分为:一、向心滑动82.剖分(对开)式向心滑动轴承1—轴承座2—轴承盖3—双头螺柱4—螺纹孔5—油孔6—油槽7—剖分式轴瓦轴承盖和轴承座的剖分面常作成阶梯形，以便安装时定位、对中和防止上、下轴瓦的错动。轴承盖上部开有螺纹孔，用以安装油杯或油管。通常是下轴瓦承受载荷，上轴瓦不承受载荷。为了节省贵重金属或其它需要，常在轴瓦内表面上贴附一层轴承衬。在轴瓦内壁不承受载荷的表面上开设油槽，润滑油通过油孔和油槽流进轴承间隙。2.剖分(对开)式向心滑动轴承1—轴承座2—轴承盖9轴瓦宽度与轴颈直径之比B/d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B/d=0.5~1；对于非液体摩擦的滑动轴承，常取B/d=0.8~1.5，有时可以更大些。特点：装拆方便；轴瓦磨损后可以用减少剖分面处的垫片厚度来调整轴承间隙(调整后应修刮轴瓦内孔)。轴瓦宽度与轴颈直径之比B/d称为宽径比，它是10二、推力滑动轴承作用：用来承受轴向载荷。结构特点：在轴的端面、轴肩或安装圆盘做成止推面。在止推环形面上，分布有若干有楔角的扇形快。其数量一般为6~12。二、推力滑动轴承作用：用来承受轴向载荷。结构特点：在轴11倾角固定，顶部预留平台。

类型固定式可倾式倾角随载荷、转速自行调整，性能好。

倾角固定，顶部预留平台。类型固定式可倾式倾角随载荷、转速自12

§15－3轴瓦结构及轴承材料轴瓦和轴承座一般采用过盈配合。为了向摩擦表面间加注润滑剂,在轴承上方开设注油孔。剖分式轴瓦整体式轴瓦一、轴瓦结构§15－3轴瓦结构及轴承材料轴瓦和轴承座一般采用过盈配13单金属轴瓦：结构简单，成本低双金属轴瓦：节省贵重金属单金属轴瓦：结构简单，成本低双金属轴瓦：节省贵重金属14双金属轴瓦的瓦背和轴承衬的联接形式见下表双金属轴瓦的瓦背和轴承衬的联接形式见下表15轴瓦的应用轴瓦的应用16二、轴承材料滑动轴承材料是指轴瓦及轴承衬材料。滑动轴承的失效形式主要是轴瓦的胶合和磨损。（1）有足够的疲劳强度，保证足够的疲劳寿命；（2）有足够的抗压强度，防止产生塑性变形；（3）有良好的减摩性和耐磨性，提高效率、减小磨损；（4）具有较好的抗胶合性，防止粘着磨损；（5）对润滑油要有较好的吸附能力，易形成边界膜；（6）有较好的适应性和嵌藏性，容纳固体颗粒、避免划伤；（7）良好的导热性，散热好、防止烧瓦；（8）经济性、加工工艺性好。1、对轴瓦材料的要求二、轴承材料滑动轴承材料是指轴瓦及轴承衬材料。（1）有足172、常用轴承材料及其性质轴承材料可分为三类：金属材料、粉末冶金材料和非金属材料。金属材料包括轴承合金、青铜、黄铜、铝合金和铸铁（1）轴承合金：轴承合金又称白金或巴氏合金锡基轴承合金，如ZChSnSb10-6，ZChSnSb8-4铅基轴承合金，如ZChPbSb16-16-2，ZChPbSb15-15-3这两种轴承合金都有较好的跑合性、耐磨性和抗胶合性，但轴承合金强度不高，价格很贵。在钢或铜制成的轴瓦内表面上浇注一层轴承合金，这层轴承合金称轴承衬，钢或铜制成的轴瓦基体称瓦背。2、常用轴承材料及其性质轴承材料可分为三类：金属材料、18（2）青铜抗胶合能力仅次于轴承合金，强度较高。铸锡磷青铜：减摩、抗磨好，强度高，用于重载。铅青铜：抗疲劳、导热、高温时铅起润滑作用。铝青铜：抗冲击强、抗胶合差。（3）黄铜：滑动速度不高，综合性能不如轴承合金、青铜。（4）铝合金：强度高、导热好、价格便宜，抗胶合差、耐磨差。（5）铸铁：价格便宜，低速、轻载。（6）粉末冶金材料：含油轴承，铁-石墨、青铜-石墨（7）轴承塑料：摩擦系数小，耐冲击，导热性差。（2）青铜抗胶合能力仅次于轴承合金，强度较高。铸锡磷青铜：减19一、润滑剂

润滑剂的主要作用：减小摩擦，减轻磨损，同时还起到冷却、排污、缓冲吸振、防锈、密封等作用。润滑剂的分为：液体——润滑油、半固体——润滑脂、固体及气体润滑剂四种基本类型。1、润滑油

主要有矿物油、化学合成油、动植物油。矿物油是从石油中经提取燃油后蒸馏精制而成，因具有来源充足，成本低廉，适用范围广，而且稳定性好、粘度品种多、挥发性低、惰性好、防腐性强等特点，应用最广。

§15－4润滑剂和润滑装置一、润滑剂润滑剂的主要作用：减小摩擦，减轻磨损，同时20粘度——衡量润滑油内部摩擦力大小的最重要的性能指标。

——流体单位面积上的剪切阻力，即切应力；——流体沿垂直于运动方向(即沿图中y轴方向或流体膜厚度方向)的速度梯度；“－”号表示u随y的增大而减小；η——比例常数，即流体的动力粘度。牛顿粘性流体摩擦定律(简称粘性定律)；凡是服从这个粘性定律的流体都叫牛顿流体。国际单位制(SI)中，动力粘度单位为1N.s／m2或1Pa.s(帕.秒)。绝对单位制(C.G.S.)中，动力粘度单位为1dyn.s/cm2，叫1P(泊)。百分之一P称为cP(厘泊)，即1P=100cP。换算关系可取为：1P=0.1Pa.s，1cP=0.001Pa.s。

（1）动力粘度粘度——衡量润滑油内部摩擦力大小的最重要的性能指标。—21（2）运动粘度流体的动力粘度η(单位为Pa.s)与同温度下该流体密度ρ(单位为kg/m3)的比值表示粘度，称为运动粘度ν，单位为m2/s(SI制)，即C.G.S.制中，运动粘度单位为St(斯)，1St=1cm2/s。百分之一St称为cSt(厘斯)，换算关系可取为：1St=100cSt=10－4m2/s，1cSt=10－6m2/s=1mm2/s润滑油的粘度，随温度的升高而降低。润滑油的粘度，随压力的增高而加大。但压力在100MPa以下时，变化极小，可略而不计。温度和压力对粘度的影响：选用润滑油时，要考虑载荷、速度、工作情况。对于载荷大、速度小的轴承宜选粘度大的润滑油。对于载荷小、速度大的轴承宜选粘度小的润滑油。（2）运动粘度流体的动力粘度η(单位为Pa.s)与同222.润滑脂(半固体润滑剂)是在液体润滑剂(常用矿物油)中加入增稠剂而成。(2)钠基润滑脂这种润滑脂有较高的耐热性，工作温度可达120℃，但抗水性差。由于它能与少量水乳化，从而保护金属免遭腐蚀，比钙基润滑脂有更好的防锈能力。(1)钙基润滑脂这种润滑脂具有良好的抗水性，但耐热能力差，工作温度不宜超过55～65℃。(3)锂基润滑脂这种润滑脂既能抗水、耐高温(工作温度不宜高于145℃)，而且有较好的机械安定性，是一种多用途的润滑脂。(4)铝基润滑脂这种润滑脂具有良好的抗水性，对金属表面有高的吸附能力，故可起到很好的防锈作用。特点：密封简单，不需经常加添，不易流失，在垂直的摩擦表面上也可以应用。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。但摩擦损耗较大，机械效率较低，故不宜用于高速。易变质，不如润滑油稳定。2.润滑脂(半固体润滑剂)是在液体润滑剂(常用矿物油)中加23二、润滑装置针阀式油杯油芯式油杯1、油润滑连续润滑：滴油润滑、油环润滑、浸油润滑、飞溅润滑、压力循环润滑。油环润滑二、润滑装置针阀式油杯油芯式油杯1、油润滑连续润滑：滴油润滑24注油器旋盖式油杯间歇润滑：对于小型、低速或间歇运动的机器可采用间歇式润滑。2、脂润滑采用间歇式润滑，旋盖式油杯。注油器旋盖式油杯间歇润滑：对于小型、低速或间歇运动的机器可采25计算准则：以维持边界润滑状态、边界膜不遭破裂为。但是，促使边界膜破裂的因素十分复杂，目前仍采用简化的条件性计算。p≤［p］pv≤［pv］一、向心滑动轴承主要失效形式：胶合和磨损。1、校核压强p目的：防止在载荷作用下润滑油被完全挤出，以保证一定的润滑而不致造成过度磨损。因此，应使轴承平均压力［p］——轴瓦材料的许用压力，单位为MPa，其值见表15-1。

§15－5非液体摩擦滑动轴承的计算计算准则：以维持边界润滑状态、边界膜不遭破裂为。但是262、校核轴承的pv值目的：防止润滑油粘度随温升而下降，导致轴承发生胶合。∵轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗fpv成正比(f是摩擦系数)；

∴限制pv值就是限制轴承的温升。≤［pv］［pv］——轴瓦材料的pv许用值，单位为MPa·m/s，其值见表15-1。3、校核轴颈圆周速度v

目的：防止轴颈圆周速度过高而使轴承局部过度磨损或胶合。当安装精度较差，轴的弹性变形较大和轴承宽径比较大时，还须校核轴颈圆周速度v值。v≤［v］［v］——轴瓦材料的许用圆周速度，单位为m/s，其值见表15-1。2、校核轴承的pv值目的：防止润滑油粘度随温升而下降，导致27二、推力滑动轴承推力滑动轴承的工作能力校核与径向滑动轴承相似，但通常只校核其平均压力p及pv值；≤［p］1、校核轴承平均压力p2、校核轴承的pv值因轴承的环形支承面平均直径处的圆周速度(m/s)，故≤［pv］二、推力滑动轴承推力滑动轴承的工作能力校核与28一、动压润滑的形成原理和条件

液体动压润滑——利用摩擦副表面的相对运动而自动将润滑油带进摩擦面间，建立压力油膜把摩擦面完全隔开并平衡外载荷。获得液体动压润滑的必要条件是：1）相对运动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；2）两运动表面要有足够大的相对滑动速度，其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口流出；3）润滑油必须有一定的粘度，且供应要充分。

§15－6动压润滑的基本原理一、动压润滑的形成原理和条件液体动压润滑——利用摩擦副表面29工作转速越高，e值越小，即轴颈中心越接近轴承孔中心。二、向心滑动轴承形成动压油膜的过程三、液体动压润滑的基本方程1）流体为牛顿液体；忽略压力对流体粘度的影响；2）略去流体膜的惯性力及重力的影响；3）认为流体不可压缩；4）两平板在z方向无限长，流体沿z方向不流动；5）流体膜中的压力沿膜厚方向是不变的；6）流体作层流运动。假设条件是：工作转速越高，e值越小，即轴颈中心越接近轴承孔中心。二、向心30根据x方向的平衡条件，得整理后得由牛顿粘性流体摩擦定律因此该式表示了压力p沿x轴方向的变化与流体速度u沿y轴方向的变化关系。将上式对y积分两次（压力沿y轴方向无变化，为常数），得式中c1、c2——积分常数，可由边界条件确定。根据x方向的平衡条件，得整理后得由牛顿粘性流体摩擦定律31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设最大油压pmax处的油膜厚度为h0（即时，h=h0），则通过该截面单位宽度的流量为根据流体的连续性原理，当润滑油连续流动时，各截面的流量必定相等，由此得——液体动压润滑基本方程，又称一维雷诺方程当y=0时，u=v；当y=h时，u=0；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32一、向心滑动轴承的几何参数轴承和轴颈的连心线OO1与外载荷Fr的方向形成一偏位角轴承孔和轴颈直径分别用D和d表示，半径分别用R和r表示直径间隙Δ=D－d

半径间隙δ=R－r=Δ/2相对间隙ψ=Δ/d=δ/r偏心率χ=e/δ=e/(R－r)hmin=δ－e=δ(1－χ)=rψ(1－χ)最小油膜厚度

§15－7向心动压轴承的几何关系和承载量的计算一、向心滑动轴承的几何参数轴承和轴颈的连心线OO1与外载荷33取轴颈中心O为极点，连心线OO1为极轴，对应于任意角的油膜厚度为h可在△AOO1中应用余弦定理求得

R2=e2+(r+h)2－2e(r+h)cos解上式并略去微量则得任意位置的油膜厚度压力最大处的油膜厚度

h0=δ(1+χcos0)h=δ(1+χcos)=rψ(1+χcos)将雷诺方程改写成极坐标表达式，即dx=rd，v=rω及h、h0之值代入后得极坐标形式的雷诺方程将上式从油膜起始角1到任意角进行积分，得任意位置的压力二、轴承的承载量计算取轴颈中心O为极点，连心线OO1为极轴，对34由此可得或把所有

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力。再把全宽度上的承载能力相加(积分)，可得总承载能力Fr。考虑轴承有端泄，即两端的油压为零，油压沿宽度呈抛物线分布，且最大油压也有所降低。式中CP——承载量系数；表示三重积分项；η——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，单位为N.s/m2；B——轴承宽度，单位为m；Fr——外载荷，单位为N；v——轴颈圆周速度，单位为m/s。由此可得或把所有在外载荷方向的分量相35CP值取决于轴承的包角、偏心率χ和宽径比B/d。包角——轴承表面上的连续光滑部分包围轴颈的角度，即入油口到出油口间所包轴颈的夹角有限宽轴承的承载量系数CP(=180°在非承载区提供无压供油)CP值取决于轴承的包角、偏心率χ和宽径比B/d。包36三、最小油膜厚度hmin

在其它条件不变的情况下，hmin愈小则偏心率χ愈大；轴承的承载能力就愈大。然而，最小油膜厚度是不能无限缩小的，因为它受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性及轴承与轴颈的几何形状误差等的限制。为确保轴承能处于液体摩擦状态，最小油膜厚度必须等于或大于许用油膜厚度[h]，即hmin=rψ(1－χ)≥[h]式中Rz1、Rz2——轴颈和轴瓦表面微观不平度十点高度(表11-8)。对一般轴承，可分别取Rz1、Rz2值为3.2μm和6.3μm，或1.6μm和3.2μm；对重要轴承可取为0.8μm和1.6μm，或0.2μm和0.4μm。

S——安全系数，常取S≥2。[h]=S(Rz1+Rz2)三、最小油膜厚度hmin在其它条件不变的37四、轴承的热平衡计算轴承工作时，摩擦功耗将转变为热量，使润滑油温度升高，导致润滑油粘度下降，降低轴承承载能力。因此，设计液体动压润滑轴承时，必须计算润滑油的温升，并将其限制在允许的范围内。摩擦功耗转变的热量，一部分被润滑油带走，一部分通过轴承壳体散逸。轴承运转时达到热平衡状态的条件是：单位时间内轴承摩擦所产生的热量Q等于同时间内流动的油所带走的热量Q1与轴承壳体散逸的热量Q2之和，即Q=Q1+Q2四、轴承的热平衡计算轴承工作时，摩擦功耗将转38式中q——润滑油流量，单位为m3/s，按润滑油流量系数求出；ρ——润滑油的密度，单位为kg/m3，对矿物油为850～900kg/m3；c——润滑油的比热容，单位为J/(kg.℃)，对矿物油为1675～2090J/(kg.℃)；t0、ti——油的出口温度和入口温度，单位为℃。通常由于冷却设备的限制，取为ti=35～40℃。αs——轴承的表面传热系数，单位为W/(m2.℃)，随轴承结构和散热条件而定。对于轻型轴承或不易散热的环境中工作的轴承，取αs=50W/(m2.℃)；中型轴承及一般通风条件下工作的轴承，取αs=80W/(m2.℃)；在良好冷却条件下工作的重型轴承，取αs=140W/(m2.℃)。轴承中的热量是由摩擦损失的功转变而来。每秒钟在轴承中产生的热量Q(W)Q=fFrv由流出的油带走的热量Q1(W)轴承壳体的金属表面通过传导和辐射散发的热量Q1=qρc(t0－ti)Q2=αsπdB(t0－ti)式中q——润滑油流量，单位为m3/s，按润滑油流量系数求39热平衡时，有于是得出fFrv=qρc(t0－ti)+αsπdB(t0－ti)——润滑油流量系数，是一个无量纲数，可根据轴承的宽径比

B/d及偏心率χ由图查出；f——摩擦系数，可由下式确定：式中ξ——随轴承宽径比而变化的系数。对于B/d＜1的轴承，ξ=(d/B)1.5；对于B/d≥1的轴承，ξ=1；ω——轴颈角速度，单位为rad/s；p=Fr/(dB)——轴承的平均压力，单位为Pa；η——润滑油的动力粘度，单位为Pa.s。式中Δt——润滑油的温升，通常要