《机械设计》讲义之滑动轴承(doc 17页)

第十二章滑动轴承
§１２—１概述：
一．摩擦的分类（详见： P.46. 第四章）
㈠内摩擦：发生在物质内部、阻碍分子间相对运动的摩擦。

㈡外摩擦：发生在两接触物体间，阻碍两接触表面相对运动的摩擦。

1．按有无相对运动分：外摩擦可分为：
静摩擦：两接触物体间仅有相对滑动趋势时的摩擦。

动摩擦：两接触物体间有相对运动时的摩擦。

2．按相对运动形式分：外摩擦可分为：
1）滚动摩擦：两接触物体间的相对运动为滚动。

2）滑动摩擦：两接触物体间的相对运动为滑动。

又可分为四种：
①干摩擦：两物体接触面内无任何润滑剂的纯金属接触时的摩擦。

②边界摩擦：两摩擦表面间存在边界膜时的摩擦。

边界膜：指润油中的极性分子吸附在金属表面(吸附膜)或与金属起化学
反应(反应膜)而形成的一层极薄的分子膜。

③流体摩擦：两摩擦表面完全被润滑油分开时的摩擦。

④混合摩擦：处于边界摩擦与流体摩擦的混合状态时的摩擦。

注： a. 纯金属极易氧化或被油污，故工程中不存在真正的干摩擦，通常
将未经人为润滑的摩擦叫“干摩擦”
b. 边界膜分吸附膜和反应膜，极薄，厚度约0.002～0.02μm.
c. 干摩擦时，摩擦和磨损最严重；边界摩擦的摩擦系数约为0.1左
右；混合摩擦时的摩擦系数比边界摩擦的要小得多；流体摩擦是
油分子间的内摩擦，f≈0.001～0.008，此时不存在磨损。

二．轴承的类型：
1．按摩擦性质分：分二种
1）滚动摩擦轴承下章介绍
2）滑动摩擦轴承又可分三种
①自润滑轴承：工作时不加润滑剂。

②不完全液体润滑轴承：滑动表面间处于边界润滑或混合润滑状态。

③液体润滑轴承：两滑动表面处于液体润滑状态。

a. 液体动压轴承：靠两表面间的相对运动来形成压力油膜。

b. 液体静压轴承：靠液压系统供给的压力油形成压力油膜。

2．按承载方向分：三种
1）径向轴承：承受径向载荷
2）推力轴承：承受轴向载荷
3）向心推力轴承：可同时承受径、轴向载荷
三．滑动轴承的主要应用埸合：
1．转速特高此时，滚动轴承的寿命明显↓
2．轴的支承位置要求特高此时，滚动轴承因零件多，精度难保证
3．特重型此时，滚动轴承须单件生产，造价很高
4．冲击和振动很大此时，滚动轴承点接触，耐冲击、振动性能差 5．按装配要求必须剖分的轴承
6．特殊工作条件处（如：水中或腐蚀介质中）
7．径向尺寸受限处
§１２—２滑动轴承的主要结构型式
一．整体式径向滑动轴承 P.276.图12-1
1．结构：整体式轴承座，内衬减摩材料制成的整体轴套
2．特点：
1）优：结构简单，成本低廉。

2）缺：①轴套磨损后，无法调整轴承间隙。

②只能从轴颈端部装拆，重量大或中间轴颈的轴装拆困难。

3．适用：轻载、低速或间歇工作处。

二．对开式径向滑动轴承P.276.图12-2
1．结构：由轴承盖、轴承座、剖分式轴瓦及双头螺柱等组成。

2．特点：轴承装拆方便，轴瓦磨损后可用减少剖分面处的垫片来调整轴承间隙。

3．应用：广泛。

三．止推滑动轴承
1．组成：由轴承座和止推轴颈组成。

P.277.表12-1
2．类型：空心式、单环式、多环式
§１２—３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：进入轴承的硬颗粒（如灰尘，砂粒等），研磨轴颈、轴承表面，导致几何形状改变，精度下降。

2．刮伤：硬颗粒或轴颈表面粗糙的凸峰在轴承表面划出线状伤痕。

3．咬粘：过载高速或润滑差，致使轴颈、轴承的表层材料发生粘附和迁移。

4．疲劳剥落：载荷反复作用，致使轴承衬材料疲劳开裂和脱落。

5．腐蚀：轴承材料受润滑剂及环境介质的腐蚀而失效。

二．轴承材料
轴承材料：即轴瓦和轴承衬的材料。

（一）轴承材料的主要性能要求：
1．减摩性、耐磨性和抗咬粘性好。

减摩性：指材料副具有较低的摩擦系数。

抗咬粘性：指材料的耐热性和抗粘附性。

2．顺应性、嵌入性和磨合性好。

顺应性：受载后通过弹塑变形补偿初始几何形状误差的能力。

嵌入性：嵌藏硬颗粒，减轻刮伤及磨损的性能。

磨合性：短期轻载运转后，易形成相互吻合的表面粗糙度。

3．足够的强度和抗蚀能力。

4．导热性、工艺性、经济性好。

（二）常用轴承材料：
1．轴承合金（或称巴氏合金）：
组成：是锡、铅、锑、铜的合金，分锡基、铅基二种。

性能：嵌入性、顺应性、磨合性、抗咬粘性好，但强度很低。

应用：在中高速、重载或重要埸合，只能用作轴瓦的轴承衬。

2．铜合金：
种类：很多，分黄铜、青铜二大类，其中青铜较常用。

性能：比轴承合金稍差，但强度较高。

应用：锡青铜：中速重载。

铅青铜：高速重载（∵抗粘附性好）
铝青铜：低速重载（∵抗粘附性较差）
3．铝基轴承合金：
性能：耐蚀性、减摩性好，疲强较高。

应用：可单独制成轴套、轴承等，也可作轴承衬与钢衬背一起组成双金属轴瓦。

4．铸铁：
其中的石墨是固体润滑剂，具有较好的减摩性和耐磨性。

铸铁性脆、不易磨合，只适用于轻载低速、无冲处。

5．多孔质金属材料：
构成：金属粉末经特殊工艺压制、烧结，形成多孔结构。

种类：有多孔铁和多孔铜二种。

机理： 1）使用前先把轴瓦在热油中浸数小时，使孔隙中充满油——含油轴承
2）工作时靠轴颈转动的抽吸作用及热胀挤压，油进入摩擦面间进行润滑适用：中低速无冲击处（因为：多孔质金属材料韧性较小）
6．非金属材料：
塑料，尼龙，橡胶，陶瓷等。

注：常用金属轴承材料的性能 P.280. 表12-2.
§１２—４轴瓦结构
二．轴瓦的定位：
定位：使轴瓦与轴承座保持确定的相对位置关系
1．轴瓦两端制出凸缘作轴向定位，如图12-5。

2．用紧定螺钉、销钉等固定。

P.283. 图12-7.
三．油孔及油槽：
1．油孔：用于将油输入轴瓦与轴颈之间。

2．油槽：用于将油分布到整个摩擦表面间。

有轴向/周向油槽二种。

1）轴向油槽：适用于载荷方向变化不大处。

①位置：整体轴承：油槽开在最大油膜厚度处。

P.283. 图12-8.
剖分轴承：油槽开在剖分面上。

P.283. 图12-9.
②长度：稍短于轴承宽度。

2）周向油槽：适用于载荷方向变动范围大于180°处。

位置：常置于轴承中部。

一．润滑脂及其选择：
1．应用： 1
2
2．选择：选择润滑脂牌号时参见
1）针入度：
2）滴点：
滴
3）防水性和耐高温的要求。

二．润滑油及其选择： 1．应用： 最广
2．选择： 1）轻载高速，宜选低粘度的油，反之亦反之。

2）不完全液体润滑轴承的润滑油， P.285. 表12-4. 3）液体动压轴承的润滑油， P.53. 表4-1.
三．固体润滑剂：
1．应用： 在摩擦表面上形成的固体润滑剂膜可减小摩擦，主要用于有特殊要求处。

2．种类： 二硫化钼（MoS 2）、石墨等。

§１２—６ 不完全液体润滑滑动轴承设计计算
适 用： 工作可靠性要求不高的低速、轻载或间歇工作的轴承。

摩擦状态： 混合摩擦状态。

工作条件；
一．径向滑动轴承的设计：
设计时一般已知：径向载荷F ，N 轴颈转速 轴颈直径d, mm 1．验算平均压力p:
p 过大： 2．验算pv:
单位面积上： 正压力N=p ，摩擦力 pv ↑ → P f ↑ 3．验算滑动速度v ：
v ≤ p 是均压，若v 过大，则在p 及pv 均合格时，会因各种误差导致局部pv 超限
1)-(12 MPa ]p [dB
F
p ≤=B
19100n F 100060n d B d F pv ⋅=⨯⋅⋅π⋅⋅=
B
4
1 2
3．验算pv ：
1）支承面平均直径处的圆周速度v ：
2）验算：
式中： F a 、n 、z ── 轴向载荷（N ）、轴颈转速（r/min ）、轴环数 [p]、[pv] ── 许用值， P.287. 表12-5
m/s MPa [pv])d d (z 30000nF 2100060)
d d (n )d d (z F 4pv 1
2a 212
122a ⋅≤-=⨯⨯+π⋅-π=
2
100060)d d (n v 21⨯⨯+⋅⋅π=
不动，各油层间有相对滑动。

② ∵各层间有相对滑动
∴各层间存在剪应力τ，并且有以下牛顿粘性定律：
“-”号表示v 随y 增大而减小。

1）动力粘度η：
单位： P a ·S （帕·秒）， 1P a ·S = 1N ·s/m 2
意义： 使相距1m ，面积各为1m 2的两层流体产生1m/s 的相对速度需 1N 的切向力。

2）运动粘度υ： η（P a ·S ）与同温度下该液体的密度ρ（kg/m 3）之比。

即： υ=η/ρ m 2/s
1 2 2）流体动压基本方程：
对图12-12中微单元流体进行受力分析，并经适当推导（P.288～289）得：
式中，η,v ── 流体粘度，A 板沿x 向的移动速度。

h ── 所取微单元处的流体膜厚。

y v ∂∂η
-=τ8)-(12 )h h (h
6x p o 3-ην
=∂∂
h o ── p=p max 处的流体膜厚。

3）形成流体动力润滑的必要条件： 由式（12-8）可得
① 两相对运动表面必须形成收敛间楔(若A ∥B ，则h=h o ， )
② 被油膜分开的两表面必须有相对滑动速度v,且v 必须使油从大口进、小口出. ③ 油必须有粘度，且供油要充分。

四．径向滑动轴承的主要几何关系 1．几个概念：
用D ，R 表示轴承孔的直径和半径，d, r 表示轴颈的直径和半径。

1）直径间隙Δ： Δ = D-d （12-9） 2）半径间隙δ： δ = R-r = Δ/2 （12-10） 3）相对间隙ψ： ψ = Δ/d = δ/r （12-11）
0x /p =∂∂→
以下取轴颈中心O 为极点，oo 1方向为极轴，转角φ 沿轴颈转动方向量取，并 设外载F 与oo 1方向成φa 角。

1）最小油膜厚度h min ： h min = δ-e = δ(1-χ) = r ψ(1-χ) (12-12) 2）任意极角φ处的油膜厚度h ： 按ΔAOO 1： 将上式作为(r+h)的二次方程得：
略去二阶小量
，并在“±”处“+”号得：
3）最大油压p max 处的油膜厚度h o ： 设p max 处的极角为φo ，则
五．径向滑动轴承工作能力计算简介 1．轴承的承载量计算和承载量系数
1）动压基本方程：
将dx=rd φ，ν = r ω 及 h 、h o 代入（12-8）式动压基本方程，得：
2）任意极角p φ处的油压：
ϕ
+-++=cos )h r (e 2)h r (e R 222ϕ
-±ϕ=+22sin )R
e
(1R cos e h r ϕ22sin )R
e (13)
-(12 )cos 1(r )cos 1(h ϕχ+ψ=ϕχ+δ=14)
-(12 )cos 1(r h o o ϕχ+ψ=15)-(12 d )cos 1()
cos (cos 6dx )h h (h 6dp 3
o 2o 3ϕϕχ+ϕ-ϕχ⋅ψωη=-ην=
3）油压p φ在外载F 方向上的分量p φy ：
4）轴承单位轴向宽度上的油压垂直分量的意和p y :
5）承载能力
⑴轴向z 处油压垂直分量的总和p y ′
轴承的轴向宽度有限，存在端流，所以（12-18）式的p y 应修正 ① 端流：使压力沿轴承宽度呈抛物线分布，∴应乘因子[1-(2z/B)2] ② 端流：使油压低于无限宽轴承中的油压p y ，∴应乘系数C ′
⑵承载能力F ：
6）承载量系数C p ：
① C p 积分很困难，通常用数值积分进行计算 ② C p 是无量纲量，其值主要取决于：
a. 轴承的包角α： 指入油口至出油口的轴承连续光滑表面包过轴颈的角度。

b. 偏心率χ： 其他不变，χ↑ → C p ↑
c. 轴承的宽径比B/d ： 其他为变，B/d ↑ → C p ↑ ③ α=180°时的C p 值， P.293. 表12-6. 2．最小油膜厚度h min ：
由 h min = r ψ(1-χ)及表12-6可见，其它条件不变时： h min ↓ → χ↑ → C p ↑ → F ↑，但h min 不能无限缩小 1）h min 的制约因素： 1）轴颈/承的表面粗糙度。

2）轴颈/承的几何形状误差。

3）轴的刚性。

16)-(12 d )
cos 1()
cos (cos 6dp p 1
13
o 2⎰⎰ϕ
ϕϕϕϕϕϕχ+ϕ-ϕχψωη
==17)-(12 )cos()](180cos[ϕϕϕϕϕϕϕ+⋅-=+-︒⋅=a a y p p p 18)
-(12 rd )cos(p rd p p 21
21
a y y ⎰⎰ϕϕϕ
ϕϕϕϕϕ+ϕ⋅-=ϕ⋅=19)-(12 ])2(
1[2
B
z C p p y y -'='21)-(12 C dB
dz p F 2
/B 2/B p 2
y ⎰+-ψ
ηω=
'=22)-(12 dz ])B
z 2(1[C ]d )cos([]d )cos 1(B )cos (cos [
3C 2/B 2/B 2
a 3
o p 211
⎰⎰⎰+-ϕ
ϕϕ
ϕ-'⋅ϕϕ+ϕ-⋅ϕϕχ+ϕ-ϕχ=
2）许用油膜厚度[h]： 能确保轴承处于液体摩擦状态的临界油膜厚度。

[h] = S(R z1+R z2) （12-26） 式中：R z1、R z2 ── 轴颈/承表面粗糙度十点高度。

P.133. 表7-6. 一般轴承 重要轴承 R z1 3.2μm 1.6μm 0.8μm 0.2μm R z2 6.3μm 3.2μm 1.6μm 0.4μm S ── 安全系数，考虑几何形状误差及轴的变形，一般取S ≥2。

3）h min 的确定： h min = r ψ(1-χ)≥[h] （12-25）
六．轴承中的摩擦系数f ： （补充） 1．f 的理论算式：
∵ 无偏心（O 与O 1重合）时，油层厚度为δ ∴ dv/dy = ν/δ= r ω/r ψ=ω/ψ
按粘性定律，单位面积上的切向阻力： τ=η(dv/dy)=ηω/ψ
F f = A τ=π
2．f 随ηω/p 1）边界摩擦阶段：2）混合摩擦阶段： 3）液体摩擦时： a. 刚变形时，f b. 其后，ηω ∵ 3．f 的实际算式：
承载时，O 与O 1 经研究，实际的f 可对理论算式修正而得到：
F F f f =
ψξ+ηω⋅ψπ=55.0p
f
式中，η──动力粘度,Pa ·s ；p ──平均油压,Pa ；ω──轴颈角速度,rda/s. ξ──随轴承宽径比而变化的系数。

轴承宽径比B/d ＜1 ≥1 ξ ξ=(d/B)3/2 ξ= 1
七．轴承的热平衡计算： 1．轴承中每秒的摩擦热Q ：
Q = fFv =fpdBv (W) (12-27a) 2．端流的油每秒带走的热量Q 1：
Q 1 = q ρc(t o -t i ) (W) (12-27b) 式中， q ── 润滑油流量，m 3/s. 由油流量系数（P.295.图12-16）求出。

ρ ── 油的密度，对矿物油：ρ=850～900kg/m 3 c ── 油的比热，对矿物油：C =1675～2090J/(kg ·℃) t o ── 油的出温度，o C.
t i ── 油的入口温度，一般取：t i =35～40 o C. 3．轴承表面每秒传导和辐射出去的热量Q 2：
Q 2 = αs πdB(t o -t i ) (W) (12-27c) 式中， πdB ── 轴承的表面积（即散热面积），m 2. αs ── 表面传热系数
轻型、或难散热(如轧钢机)轴承： 50W/(m 2·K) 中型、或一般通风条件的轴承： 80W/(m 2·K) 冷却良好的重型轴承： 140W/(m 2·K) 4．热平衡条件：
Q = Q 1+Q 2 (12-27) 即： fpdBv = q ρc(t o -t i )+ αs πdB(t o -t i )
5．热平衡时油的出入口温差Δt ： （上式除ψvBd 后整理得）
上式求得的是平均温度差，实际上轴承中各点的温度差是不同的。

28)
-(12 C v
)vBd q
(c p )f
(t t t S i o ︒ψπα+ψρψ
=-=∆
6．平均温度t m ：
温度不同，粘度η也不同，研究表明，承载能力计算可采用t m 下的粘度： t m = t i +Δt/2 （12-29） 为保证轴承的承载能力，应：t m ≤75o C 7．设计步骤：
1）选定平均油温t m ，一般取 t m = 50～75 o C 2）按（12-28）式算出Δt. 3）计算t i ： t i = t m -Δt/2 ① t i =35～40 o
C 合适。

② t i ＞35～40 o C 热平衡易建立,承载能力未用足,
应降低t m ，加大轴瓦和轴颈的表面粗糙度，再重算 ③ t i ＜35～40 o C 热平衡难建立，应加大间隙，降低表面粗糙度，再重算。

八．参数选择： 1．宽径比B/d ：
1）B/d 的影响： B/d ↓ 优：端流油量↑ → 油温↓，且可提高运转平稳性。

缺：端流↑，B ↓ → 油压↓ → 承载能力↓。

2）B/d 的选择： 一般取： B/d = 0.3～1.5 ① 高速重载（∵温升较高） 取小值 ② 低速重载，或需较大支承刚度处 取大值 ③ 高速轻载： 支承刚性要求不高处 取小值 支承刚性要求较高处 取大值 2．相对间隙ψ：
主要根据载荷和速度选取：V ↑→ψ↑；F ↑→ψ↓，通常用如下经验公式确定：
（12-31）
式中，n ── 轴颈转速，r/min. 3．粘度η：
是轴承设计中的一个重要参数，确定方法有二种： 1）重要轴承：
① 设定平均油量t m （一般取t m = 50～75 o C ），选定油牌号（P.53.表4-1） ② t m 、油牌号 P.54.图4-7 运动粘度υt → ηt = ρυt ×10-6
9/319/410)60/n (≈
ψ
③ 计算Δt, t i , 不合格，再重选η后重算。

2）一般轴承：
① 先估算η′： η′= (n/60)-1/3/107/6 Pa ·s ② υ=η′/ρ，设定油温t m P.53.表4-1 油牌号 ③ 油牌号，t m P.54.图4-7 υt → ηt = ρυt ×10-6。