河科大机械零件课件第12章 滑动轴承

滑动轴承概述滑动轴承的典型结构滑动轴承的失效形式及常用材料滑动轴承轴瓦结构滑动轴承润滑剂的选择不完全液体润滑滑动轴承的设计计算液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算其它形式滑动轴承简介第十二章滑动轴承§1概述按照承受载荷方向分类按照摩擦（润滑）状态分类径向（向心）轴承止推轴承混合摩擦(润滑)轴承液体摩擦(润滑)轴承液体静压滑动轴承主要承受径向载荷的轴承主要承受轴向载荷的轴承依靠轴承自身的几何、运动及润滑油的动力学特性等条件形成承载油膜的液体润滑的滑动轴承依靠一套完整的供油系统供给的压力油而形成承载油膜的液体润滑的滑动轴承滑动轴承的类型液体动压滑动轴承★滑动轴承的特点（与滚动轴承比较）:

⑷液体摩擦滑动轴承摩擦阻力、起动力矩小，承载能力大、运转精度高，同时承载油膜还可缓和冲击振动。但结构复杂、尤其是静压滑动轴承还须一套要求较高的供油系统，价格较高。适用于高速、重载、运转精度要求较高的场合；

⑶自润滑轴承结构简单、成本低廉、可长期运转而无须加注润滑剂，适用于低速轻载及不允许油污染的场合；

⑴滑动轴承可制成剖分式结构，装拆、调整方便，还是某些类型的轴（如曲轴等）及大型设备选择支承的唯一可行途径；

⑵混合摩擦滑动轴承结构简单、加工制造简便，价格低廉，但摩擦阻力与起动力矩较大、磨损大，只是用于轻载、速度较低、不太重要的场合；§2滑动轴承的结构滑动轴承的结构形式一、径向轴承二、止推轴承整体式剖分式调心式端面轴颈单止推环式多止推环式环形轴端圆形轴端三、轴瓦

轴瓦的结构有整体式和剖分式两种。某些大型设备的轴承为提高其耐磨性和减摩性，采用双金属材料，即用钢、铸铁或青铜制作以提高轴瓦强度，并在轴瓦内表面浇铸一薄层轴承合金，称为轴承衬。为使轴承衬贴附牢固，常在瓦背上制出各种形式的沟槽(参见右下图）。轴瓦与轴承衬的结合★油孔、油槽和油室的开设

油孔、油沟和油室开设位置应注意：①不能与端面开通，以防止加大端泻；②油孔与油沟应开在非承载区，以便润滑油顺利进入和避免降低油膜承载能力。§3滑动轴承的材料一、对轴承材料性能的要求

①足够的强度，包括疲劳和抗压强度、冲击韧度以及足够的硬度和塑性。；

②良好的减摩性、耐磨性、耐蚀性和抗胶合性。

③良好的适应性，包括顺应性（顺应轴的变形及几何误差的能力）、嵌入性（嵌藏外来微粒、污物以减轻刮伤和磨损的能力）和磨合性（经短期轻载运转后减小表面粗糙度而使轴瓦与轴颈表面良好贴合的能力）。

④良好的导热性、热膨胀系数小。

⑤良好的加工工艺性。

⑥材料容易获得、价格比较低廉。§3滑动轴承的材料常用材料轴承合金青铜粉末冶金塑料铝基合金二、常用的轴承材料轴承合金是以锡或铅作基体，内中悬浮锑锡及铜锡的合金硬晶粒。硬晶粒起抗磨作用，软基体则增加材料的塑性。硬晶粒受载时会陷到软基体里而使承载面积增大。轴承合金的嵌藏性和顺应性最好，易跑和，且不易与轴颈胶合。但其机械强度低、价格也贵，不能单独制作轴瓦，只能用作轴承衬材料。轴承合金分为两类：锡基轴承合金（ZSnSb11Cu6）和铅基轴承合金（ZPbSb16Sn16Cu2）。青铜分为锡青铜、铅青铜和铝铁青铜三种。锡青铜（ZCuSn10P1）强度高、减摩性和耐磨性好；铝铁青铜（ZCuAl10Fe3）适用于受冲击载荷的轴承，但跑和性较差，与之配合的轴颈须淬硬。铝基合金具有强度高、耐腐蚀、导热性良好等优点，是近年来应用日渐广泛的一种轴承材料塑料具有耐磨、抗腐蚀、良好的吸振和自润滑性能，但导热性差，容易变形。常用的品种有酚醛塑料、聚酰胺（尼龙）和聚四氟乙烯等。

粉末冶金是用铁或青铜与石墨的粉末经混合、压型、烧结、整形和浸油而制成的多孔隙结构材料。因孔隙中可储存大量润滑油，故又称为含油轴承。多用于载荷平稳、转速不高、加油困难或不允许加注矿物油的轻纺、食品等机械中。§4润滑剂和润滑方法一、润滑剂的选择⒈润滑油的选择润滑油选择时主要考虑轴承的压强、滑动速度、摩擦表面状况、润滑方式等因素。一般地:①压强较大或有冲击载荷时选择粘度较大的润滑油；②滑动速度较高时选择粘度较小润滑油；③表面粗糙或未经跑合的表面选择粘度较大的润滑油；④低温条件下工作时选择凝点低的润滑油等。⒉润滑脂的选择（当轴颈速度小于1～2m/s时）

①通常压强高、滑动速度低时选锥入度小一些的品种，反之则选锥入度大一些的品种；②应根据工作温度高低，选择不同滴点的润滑脂，一般应较轴承工作温度高20～30℃；③有水或潮湿环境下工作的轴承还应考虑润滑脂的耐水性等。二、润滑方法的选择（选择时可根据系数K确定）其中：p为轴承的平均压强，N/mm2；v为轴径的滑动速度，m/sK≤22≤K≤1616≤K≤32K＞32§4润滑剂和润滑方法三、润滑装置注油杯针阀式油杯旋盖式油杯油绳式油杯压力循环式§5滑动轴承的条件性计算

——适用于混合润滑滑动轴承※设计准则是：保证轴颈与轴瓦间的边界润滑油膜不破裂。※主要失效形式：磨损、胶合→条件性计算→限制p、pv、v※混合摩擦滑动轴承验算的项目及验算目的

①轴承压强p的验算

限制轴承压强P→防止润滑油被挤出而导致轴承的过度磨损。

②轴承压强和速度的乘积pv

值的验算

限制pv

值→限制轴承的摩擦功耗以限制轴承的温升，防止胶合破坏。

③滑动速度v的验算

限制v值→防止由于制造、安装误差，轴颈偏转变形等因素使轴承边缘可能产生的过大的局部磨损。一、径向轴承⒈轴承平均压强p的计算⒊滑动速度v的计算⒉轴承pv

值的计算计算压强，MPa轴颈直径，mm轴承有效宽度，mm轴承的径向载荷，N轴承许用压强，MPa

混合摩擦滑动轴承的设计，通常是根据工作条件和使用要求确定轴承的结构形式，轴瓦材料和主要尺寸之后，进行工作能力的条件性验算。二、止推轴承

推力轴承的计算与径向轴承相似，只是由于推力轴承本身的速度沿径向分布就极不均匀，导致其磨损也非常不均匀，再验算滑动速度已无实际意义。止推环数轴承的轴向载荷，N考虑油沟使轴承承载面积减小的系数，一般取为0.80～0.95分别为轴颈直径及轴承端面内孔直径，mm推力轴颈平均直径处的圆周速度，v=

(d+d0)n/(2×60×1000)m/sdFad0§4液体动力润滑的基本原理一、动压油膜承载机理V⒈两平行表面作相对平移运动这种流动是由于油层受到剪切作用而产生的→剪切流→两板间任意截面流量相等，润滑油能连续流动，但无承载能力。流速按直线规律分布FrVVVVVVVVVVVV§4液体动力润滑的基本原理Fr一、动压油膜承载机理FrFrFrFrFrFrFrFrFrV⒈两平行表面作相对平移运动⒉两平行表面作相对垂直运动这种流动是由于油层受到剪切作用而产生的→剪切流→两板间任意截面流量相等，润滑油能连续流动，但无承载能力。流速按直线规律分布FrVVVVVVVVVVVV在外载荷作用下，两表面间的油层受到挤压→润滑油被挤出→这种流动是由于压力引起的→压力流→其分布见图3-12。§4液体动力润滑的基本原理FrV一、动压油膜承载机理

※结论——形成动压油膜的必要条件：⒈两板所构成的间隙必须呈收敛楔形；⒉两板间必须具有一定的相对速度，且速度方向由大口指向小口；⒊两板间必须有充足的、具有一定粘度的润滑油。3.两倾斜表面作相对运动

∵大口进，小口出→进入间隙的油量＞流出间隙的油量；

∵润滑油不可压缩→过剩油量被挤出→进口处速度曲线呈内凹形，出口处速度曲线呈外凸形；只要连续充分地提供一定粘度的润滑油，且两板间相对速度足够大→收敛间隙间的动压力就能够稳定存在。二、雷诺润滑方程式（动压润滑的基本方程）Vzxydxdydz

dxdzpdydz为便于问题的分析，作如下假设：1）润滑油处于为层流状态。6）润滑油与板间无滑动；3）润滑油在z方向没有流动。2）润滑油不可压缩，且压力对润滑油的粘度无影响；忽略润滑油的重力与惯性力。

现取两板间润滑油的单元体作受力分析。润滑油单元体右侧压强润滑油单元体下面一层润滑油对单元体的摩擦阻力上一层润滑油对单元体的驱动力（内摩擦力）润滑油单元体左侧压强根据x方向的平衡条件得：4）润滑油膜的压力沿膜厚方向（y方向）是常量。5）忽略接触表面表面粗糙度的影响。7）忽略摩擦副的体积变形和接触变形。8）润滑油的粘度服从牛顿粘性法则。整理上式可得根据牛顿粘性法则，即式(3－12)油层速度润滑油动力粘度对上式进行积分得根据边界条件可确定积分常数当y=0时，即紧贴动板的那层润滑油速度uy=0=v

，由此得当y=h时，即紧贴静板的那层润滑油速度uy=h=0，于是得C2=v两板间的间隙代入上式，得速度呈线性分布的部分，是由油层间相对滑动运动引起的剪切流。

速度呈抛物线分布的部分，是由压差形成的压力流。单位时间内流经两平板间任意剖面沿x方向单位宽度的流量:

设油膜压强pmax最大压强处的间隙为h0（即时，h=h0），在该剖面上当润滑油连续流动时，其流量处处相等，因此有

此式称为一维雷诺润滑方程，该式描述了油膜压力沿x方向的分布规律，即油压的变化与润滑油的粘度、表面滑动速度和油膜厚度的变化有关。V

dxdzpdydzzxy

形成动压油膜的必要条件可进一步从理论分析证明：xypmaxFrh＞h0h＜h0h0xyh0

①在油膜厚度为h0

的左边：h

＞h0→∣＞0，即油压随x的增加而增大；②在油膜厚度为h0

的右边：h

＜h0→

＜0，即油压随x的增加而减小；这表示：油膜必须呈收敛形油楔，才能使油楔内各处的油压都大于入口和出口处的压力，产生正压力以支承外载。由

一、径向轴承形成动压油膜的过程

n=0n>0形成液体动压润滑F§6液体动力润滑径向轴承的计算O二、液体动压润滑径向轴承的计算⒈几何关系③相对间隙

＝

/D=

/r

；⑤最小油膜厚度hminO1hR

ecos

esin

hminer⑥任意

角处的油膜厚度h

略去高阶无穷小量(esin

)2可得①直径间隙＝D－d；②半径间隙

＝R－r；④偏心率

＝e/

；极坐标原点Mecos

eRMOO1r+hφesin

油压最大处（φ=φ0）的油膜厚度为⒉承载量系数CF⑴坐标变换由雷诺方程h=ψr(1+

cos

),代入可得⑵任意

角处的油膜压力h0=ψr(1+

cos

0)v=r,dx=rd

,（即为雷诺方程的极坐标表示）⒉承载量系数CF⑵任意

角处的油膜压力（14-11）⑶作用在单位轴承宽度微弧rd

处的油膜压力为⑷它在垂直方向（外载荷F方向）的分力为⑸单位轴承宽度上所有垂直分力的总和为其中：——油膜起始角；

——油膜终止角；

——偏位角。

实际上轴承都应是有限宽的。因此轴承两端必定有润滑油的泄漏，从而使端面处的压力降为零，同时也导致轴承中间部位的压力降低。考虑端泻影响后，在距轴承中线距离为z任意

角处的油膜压强为：⑹考虑端泻影响后、任意

角处的油膜压强考虑端泻使油膜压强降低的系数⑺轴承承载能力计算式对轴承整个宽度（从－B/2到＋B/2）积分，即可得到有限宽轴承的承载能力为CF令于是，得承载能力计算式为或承载量系数CF——承载量系数，量纲为1。其值与轴瓦包角α、偏心率ε及轴承宽径比B/d等参数有