滑动轴承的应力分析
挖掘机曲臂关节滑动轴承油膜压力及合金层应力分布
ｎ ｅ ａ ｒ ｔ ｈ ｅ ｊ ｕ ｎ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ， ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｓ ｔ ｒ ａ ｉ ｎ ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ｅ ｓ ｉ ｎ ｔ ｈ ｅ ｍａ ｘ ｉ ｍ ｕ ｍ ｄ ｉ ｒ ｅ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ．
Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ：ｅ ｘ ｃ ａ ｖ ａ ｔ ｏ ｒ ；ｓ ｌ ｉ ｄ ｉ ｎ ｇ ｂ ｅ ａ ｉｎ ｔ ｇ ；ｏ ｉ ｌ ｉ ｆ ｌ ｍ ｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｕ ｒ ｅ；ｓ ｔ ｒ ｅ ｇ ， Ｗａ ｎ ｇ Ｊ ｉ ａ ｎ － ｊ ｉ ， Ｈ ｕ ａ ｎ ｇ Ｊ ｉ ａ ｎ － ｌ ｏ ｎ ｇ
（ Ｃ ｏ ｌ ｌ ｅ ｇ ｅ ｏ ｆｍ ｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ ｅ ｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ， 几 ｇ ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ， Ｑ ｉ ｎ ｇ ｙ ａ ｎ ｇ Ｇ ａ ｎ ｓ ｕ ７ ４ ５ ０ ０ ０ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
Ｏｉ ｌ ｆ ｉ ｌ ｍ ｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｕ ｒ ｅ ａ ｎ ｄ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｄ ｉ ｓ ｔ ｒ ｉ ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ ｉ ｎ ａ ｌ ｌ ｏ ｙ ｌ ａ ｙ ｅ ｒ ｏ ｆ ｅ ｘ ｃ ａ ｖ ａ ｔ ｏ ｒ ａ ｍ ｊ ｏ ｉ ｎ ｔ ｓ ｌ ｉ ｄ ｉ ｎ ｇ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ
１ 引 言
挖掘 机是 各种 土 石 方施 工 中不 可 缺少 的高 效 率
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应用与试验
２ ０ １ ３ 年 第１ 期（ 第２ ６ 卷， 总 第１ ２ ３ 期）・ 机械 研究与应用 ・
挖 掘机 曲臂 关 节 滑 动 轴 承 油 膜 压 力 及 合 金 层 应 力分 布
弥 宁， 王建吉， 黄建 龙
（ 陇 东学院 机械 工程学院 ， 甘肃 庆阳 ７ ４ ５ ０ ０ ０ ）
滑动轴承的故障诊断分析 (DEMO)
滑动轴承的故障诊断分析一、滑动轴承的分类及其特点1、静压轴承静压轴承的间隙只影响润滑油的流量，对承载能力影响不大，因此、静压轴承可以不必调整间隙，静压轴承在任何转速下都能保证液体润滑，所以理论上对轴颈与轴瓦的材料无要求。
实际上为防止偶然事故造成供油中断，磨坏轴承轴承，轴颈仍用45#，轴瓦用青铜等。
2、动压轴承动压滑动轴承必须在一定的转速下才能产生压力油膜。
因此、不适用于低速或转速变化范围较大而下限转速过低的主轴。
轴承中只产生一个压力油膜的单油楔动压轴承，当载荷、转速等条件变化时，单油楔动压轴承的油膜厚度和位置也随着变化，使轴心线浮动，而降低了旋转精度和运动平稳性。
多油楔动压轴承一定的转速下，在轴颈周围能形成几个压力油楔，把轴颈推向中央，因而向心性好。
异常磨损：由于安装时轴线偏斜、负载偏载、轴承背钢与轴承座孔之间有硬质点和污物，轴或轴承座的刚性不良等原因，造成轴承表面严重损伤。
其特征为：轴承承载不均、局部磨损大，表面温度升高，影响了油膜的形成，从而使轴承过早失效。
二、常见的滑动轴承故障●轴承巴氏合金碎裂及其原因1.固体作用：油膜与轴颈碰摩引起的碰撞及摩擦，以及润滑油中所含杂质（磨粒）引起的磨损。
2.液体作用：油膜压力的交变引起的疲劳破坏。
3.气体作用：润滑膜中含有气泡所引起的汽蚀破坏。
●轴承巴氏合金烧蚀轴承巴氏合金烧蚀是指由于某种原因造成轴颈与轴瓦发生摩擦，使轴瓦局部温度偏高，巴氏合金氧化变质，发生严重的转子热弯曲、热变形，甚至抱轴。
当发生轴承与轴颈碰摩时，其油膜就会被破坏。
摩擦使轴瓦巴氏合金局部温度偏高，而导致巴氏合金烧蚀，由此引起的轴瓦和轴颈的热胀差，进一步加重轴瓦和轴颈的摩擦，形成恶性循环。
当轴瓦温度T大于等于230°C时，轴承巴氏合金就已烧蚀。
三、机理分析大多滑动轴承由于运行过程中处于边界润滑状态所以会产生滑动摩擦现象，同时又居有一定的冲击能量和势能，所以存在与产生滑动摩擦和碰摩相同的故障机理。
轴瓦合金层应力的有限元分析
第35卷第1期 2001年1月上海交通大学学报JOU RNAL O F SHAN GHA I J I AO TON G UN I V ER S IT YV o l .35N o.1 Jan .2001 收稿日期:1999209220 文章编号:100622467(2001)0120144205轴瓦合金层应力的有限元分析刘春慧, 王成焘, 程先华(上海交通大学机械工程学院,上海200030)摘 要:建立了合金层、钢背和轴承座的三层圆筒模型,利用AN SYS 软件对轴瓦应力,尤其是合金层应力进行了计算,计算过程中考虑应力沿合金层厚度方向的变化.结果显示,轴瓦周向应力分布取决于油膜压力的梯度,最大拉应力位于压力梯度最大处,而周向压应力的峰值则位于压力梯度方向改变处.径向应力的分布与油膜压力的分布相同,压应力存在于油膜压力区域.径向应力与周向应力的最大值位于轴瓦合金层内表面.剪应力存在于压力峰值周围,并有一个转向过程,且剪应力的峰值位于轴瓦中截面合金层与钢背的结合处.理论计算证实,轴瓦合金层愈薄,疲劳强度愈高.关键词:轴瓦合金层;应力;压力梯度;有限元分析中图分类号:TH 133.31 文献标识码:AF inite Elem e nt Ana lys is of S tre s s D is tribution on B e a ring A lloyL IU Chun 2hu i , W A N G Cheng 2tao , CH EN G X ian 2hua(Schoo l of M echan ical Eng .,Shanghai J iao tong U n iv .,Shanghai 200030,Ch ina )Abs tra c t :A th ree 2layer cylinder m odel con tain ing alloy ,steel lin ing and hou sing w as estab lished .W iththe help of fin ite elem en t m ethod (FE M )softw are p ackage AN SYS ,and con sidering the stress change along alloy th ickness ,the bearing stress esp ecially in alloy layer w as calcu lated .T he resu lts show that the tangen tial stress distribu ti on is decided by p ressu re gradien t ,that is ,the m ax i m um ten sile stress locates w here m ax i m um p ressu re gradien t is ,w h ile the com p ressive stress locates w here p ressu re gradien ts change their directi on .T he distribu ti on of radial stress is the sam e as that of o il fil m p ressu re ,w h ich m ean s com 2p ressive stress at the p ressu re regi on .T he radial and tangen tial stress m ax i m um s are bo th in the inner su r 2face of bearing alloy .T he shear stress is near the m ax i m um p ressu re ,and reaches m ax at the bonding su r 2face of m id 2secti on betw een back ing and alloy .It is p roved by theo retical calcu lati on that the th inner the alloy ,the h igher the bearing fatigue strength .Ke y w o rds :bearing alloy ;stress ;p ressu re gradien t ;fin ite elem en t analysis 动载滑动轴承在周期性循环变化的油膜压力作用下,将在合金层产生循环变化的径向应力Ρr 、周向应力Ρt 及剪切应力Σ.由于油膜压力形状的不规则性及实际轴承系统的复杂性,使得应力的求解有一定的难度,国内外学者曾提出了一种计算模型和计算方法[1～3],他们研究发现,轴瓦承载区合金层中的循环交变应力将导致轴瓦表面疲劳失效,合金层在周向拉应力作用下最易发生疲劳,疲劳裂纹常常出现在最大拉应力处.而拉应力的大小不仅和油膜压力的大小有关,更取决于压力梯度.压力梯度大时,合金层受到的拉应力较大.交变正应力使轴瓦合金层表面疲劳,而交变剪应力使钢背和合金层的结合面疲劳.轴瓦材料耐疲劳性随着合金层厚度和温度的升高而降低[4].本文利用有限元软件AN SYS 计算了轴瓦,尤其是合金层的应力分布,探讨了油膜压力分布、轴承座弹性模量、合金层厚度等对轴瓦应力的影响.1 轴瓦有限元模型实际轴瓦可以简化成三层圆筒模型:最里面是轴承合金层;中间是钢背;最外面是轴承座,与前两者相比,这部分通常较厚.假定这三层是紧密地结合在一起,合金层的径向尺寸只有0.2～0.6mm ,对于安装在整个机体中的主轴承来说,轴承座的厚度与之相比可以认为是无穷大的,但在有限元划分网格和计算时必须给轴承座厚度一个确定的值.由于油膜压力分布呈抛物线状,且轴瓦结构具有对称性,取轴瓦半宽作为分析求解区域.采用各向同性的线弹性材料,忽略轴瓦表面摩擦力.轴承系统共划分为3456个8节点六面体单元,其中合金层的划分较密,为1152个单元.中间剖面采用面对称约束,轴承座外部固定,负荷为作用在轴瓦内表面的油膜压力.在上述轴瓦模型中,涉及到截面、层等概念,现定义如下:轴瓦(合金层)内表面,即与轴颈产生相对运动的表面.截面,即与轴瓦中轴线垂直的平面.轴瓦宽度方向的中间剖面称为中截面(亦称截面5),轴瓦的端面称为边缘截面(亦称截面1),从边缘截面到中截面之间依次为截面1～5.层,即与轴瓦内表面平行的截面.根据有限元网格的划分,自轴瓦内表面至合金层与钢背的结合面依次为第1～5层.2 影响轴瓦合金层应力的因素影响轴瓦合金层应力的因素有很多,如:轴承座厚度、轴承座弹性模量、油膜压力梯度等.为分析上述各因素对轴瓦应力分布的影响,建立如下轴瓦模型:轴瓦宽度t k =27mm ,直径63.2mm .合金层材料A lSn 20Cu ,弹性模量E =63GPa ,泊松比Λ1=0.31,厚度t a =0.5mm ;钢背材料08A l ,E =210GPa ,泊松比Λ2=0.29,厚度为1.85mm .2.1 轴承座厚度对轴瓦应力的影响为确定轴承系统模型中轴承座的厚度,本文探讨了不同厚度轴承座t h 对合金层应力分布的影响.以轴瓦厚度t b 作为度量轴承座厚度的标准,选择了厚度分别为轴瓦厚度10、15、20、25、30、35、40、45、50、60、70和80倍的轴承座进行分析.利用图1所示的油膜压力p 分布作为轴瓦表面的压力负荷,对上述A lSn 20Cu 轴瓦(假定轴承座材料与钢背材料相同,即E =210GPa ,泊松比Λ=0.29)进行计算.图1 计算所用油膜压力瞬时分布图F ig .1 T ran sien t o il fil m p ressu re distribu ti on 图2(a )为轴瓦合金层中径向应力最大值Ρr,m ax 和最小值Ρr,m in 随轴承座厚度的变化,由图可见,径向应力对轴承座的厚度不敏感,只要轴承座厚度大于轴瓦厚度30倍即可满足精度要求.图2(b )为轴瓦合金层中周向应力的最大值Ρt,m ax 和最小值Ρt,m in 随轴承座厚度的变化,由图可见,Ρt,m ax 受轴承座厚度的影响较大,它开始时随轴承座厚度的增加而增大,直到轴承座厚度等于轴瓦厚度的50～60倍时达最大值,之后呈下降趋势,但从40倍后应力改变的幅值不大,故认为计算时取大于轴瓦厚度的40倍皆可.图2 应力随轴承座厚度的变化F ig .2 Stress variati on vs hou sing th ickness2.2 轴承座弹性模量对轴瓦应力的影响轴瓦的有限元模型中,轴承座内表面的变形可以直接传递到轴瓦.在弹性轴承座下允许轴瓦外层541 第1期刘春慧,等:轴瓦合金层应力的有限元分析径向位移,而刚性轴承座则限制轴瓦外表面的径向变形.为了观察轴承座弹性模量E 对轴瓦应力分布的影响,本文选择了刚性轴承座,E 分别为50、100、150、200和250GPa 的轴承座进行分析,钢、铸铁、铝合金等常用轴承座材料的E 在上述范围之内.以图1所示的瞬时油膜压力分布作为轴瓦负荷.由图3(a )可以看出,径向应力对轴承座的E 不敏感.由图3(b )可以看出,Ρt,m in 随轴承座E 的增加缓慢下降,而Ρt,m ax (即周向最大拉应力)在刚性轴承座下最小,在弹性轴承座支撑情况下,计算结果显示出了周向应力,特别是拉应力,随着轴承座E 的增加而显著降低.例如,在弹性轴承座情况下,当E =50GPa 时,Ρt,m ax =41.662M Pa ,当E =200GPa 时,Ρt,m ax =12.276GPa ,而在刚性轴承座情况下,Ρt,m ax ≈0.因此,E 低的轴承座将导致较高的轴瓦周向拉应力,从而加速轴瓦的疲劳失效.图3 应力随轴承座弹性模量的变化F ig .3 Stress variati on vs elastic modu les ofhou sing2.3 应力分布计算采用无摩擦的三层圆环系统模型,轴承座材料为钢背,厚度为轴瓦厚度的50倍,中截面用对称约束,轴承座外表面固定.径向应力的分布与油膜压力的分布相同,在油膜压力的峰值区域,径向压应力与径向拉应力均达到峰值,如图4(a )所示.所不同的是,径向压应力在轴瓦中截面附近,而径向拉应力在轴瓦边缘截面附近区域,应力值均在轴瓦表面最大,随轴瓦厚度增加逐渐降低,如图4(b )所示.图4 径向应力三维分布图F ig .4 3D radial stress distribu ti on 虽然假设合金层和钢背在结合面处有相同的应变,但由于弹性模量、泊松比等材料特性的不同,周向应力不等.从图5(a )中轴瓦周向应力Ρt 的分布可以得到,在油膜压力区域主要是周向压应力,应力值向压力区边缘逐渐减小.压应力的峰值与压力梯度的方向有关,最大压应力位于压力梯度改变符号的地方.合金层内表面各层周向应力具有相同的分布规律,即基本上呈双峰值分布,拉应力在115°和200°附近达到峰值,但各层的峰值大小不同,在中截面Α=200°处达到最大拉应力为31.37M Pa ,在中截面Α=115°处具有周向拉应力峰值为18.52M Pa .分析周向应力Ρt 与油膜压力p 的对应关系,可以发现最大拉应力的峰值与压力峰值有一个位置差,因此周向拉应力的峰值是由油膜压力梯度大小决定的,对该轴瓦在油膜压力的入口和出口处压力梯度达到峰值,周向拉应力的峰值产生在该位置处.另一方面中截面处的压力梯度峰值是各层中最大的,故合金层表面周向应力的最大值位于中截面处. 从图5(b )所示的中截面处合金层周向应力随合金层厚度的变化可知,合金层的周向应力分布基本上呈从合金层内表面向结合面逐渐减小的趋势,周向应力在合金层内表面具有最大值,中截面处最大周向压应力在175°为-189M Pa ,而在200°达到最大拉应力值31.37M Pa .边缘截面的周向应力值641 上 海 交 通 大 学 学 报第35卷 小于中截面,故中截面处周向应力对疲劳裂纹的萌生和扩展影响较大.且最大周向拉应力值位于轴瓦表面,疲劳裂纹应首先在轴瓦表面产生.图5 周向应力三维分布图F ig .5 3D tangen tial stress distribu ti on 由于这个模型忽略了轴瓦表面的摩擦力,故表面上的剪应力几乎为零,如图6(a )所示.从图6中可以得到:剪应力存在的区域为油膜压力峰值区域,其大小随合金层从表面至与钢背结合处呈递减趋势,在合金层与钢背结合处达到最大值,且最大值位于轴瓦中截面.另外在油膜压力的峰值区域,剪应力还存在一个转向过程.因此,由剪应力产生的裂纹通常在合金层与钢背结合处萌生,且扩展方向相反.2.4 合金层厚度对轴瓦应力的影响轴承合金层的疲劳裂纹,一般发生在应力集中点或合金层金相组织的薄弱处.轴承合金层的抗疲劳能力不仅取决于它的机械强度,还受其厚度的影响.轴承合金层愈薄,其疲劳强度愈高. 对合金层厚度分别为0.1～0.7mm 的A lSn 20Cu 轴瓦进行了应力计算,图7所示为合金层中截面处最大周向应力随合金层厚度的变化.周向应力值随合金层厚度的增加而增加,且周向应力是导致轴瓦疲劳失效的主要因素,轴瓦的疲劳抗力随合金层厚度增加逐渐降低,故从理论计算上证实了轴承合金层愈薄疲劳强度愈高这一结论.图6 剪切应力三维分布图F ig .6 3D shear stress distribu tion图7 最大周向拉应力随合金层厚度的变化F ig .7 M ax tangen tial stress changes vs.alloy th ickness 3 结 论(1)轴承座厚度大于轴瓦厚度的40倍对轴瓦应力的计算结果影响不大.(2)轴瓦径向应力和周向压应力对轴承座的弹性模量不敏感,而周向拉应力随轴承座弹性模量E 的增加而降低.(3)周向应力分布取决于油膜压力的梯度.周向拉应力随着压力梯度的增大而增大,最大拉应力产生在压力梯度最大处,而周向压应力的峰值则位于压力梯度方向改变处.(4)径向应力的分布与油膜压力的分布相同,741 第1期刘春慧,等:轴瓦合金层应力的有限元分析压应力存在与油膜压力区域,自内表面至结合处逐渐减小.(5)剪应力存在于压力峰值周围,并有一个转向过程,且剪应力的峰值位于轴瓦中截面合金层与钢背的结合处.(6)周向应力随合金层厚度的增加而增加,即轴瓦合金层愈薄疲劳强度愈高.参考文献:[1] Sinch S.Stress and defo rm ati on of a long hydrody2nam ic j ou rnal bearing[J].Compu ter&Structu res,1993,48(1):81～86.[2] 王成焘,倪学海.内燃机轴承疲劳损伤机理及理论计算[C].上海:上海市内燃机学会第三届学术会议论文集,1987.[3] H acifazli oglu S,Karaden iz S.A param etric study ofstress sou rces in j ou rnal bearings[J].In t J M ech Sci,1996,38(8):1001～1015.[4] T i m ohy L G,Hovard E B.M etals handbook[M].U SA:Am erican Society fo rM etals,M etals Park, O h i o,1985.作者简介: 刘春慧 1973年生,1999年毕业于交通大学机械工程学院,获博士学位.主要从事汽车发动机摩擦学设计的研究.现在上海日立电器有限公司技术中心任职,从事家用空调压缩机的开发和研制工作. 王成焘 男,1940年生,上海交通大学机械工程学院教授、博士生导师,先后主持了五项国家自然科学基金项目,三项国家教委基金项目;获得上海市科研成果二等奖,国家教委、上海市及机械部科技进步三等奖各一次.撰写《汽车摩擦学》、《现代机械设计》、《机械创新设计》、《假体工程学》等著作多部,发表学术论文50余篇. 程先华 1961年生,上海交通大学机械工程学院高级工程师,博士.目前主要从事材料表面磨损性能研究和新材料研制及其工艺性能研究.在国内外学术刊物上发表论文30多篇.获三项部级以上科研成果奖.下期发表论文摘要预报三个Buffers切换到达系统的混合系统建模和控制杨根科, 吴智铭(上海交通大学自动化系,上海200030)摘 要:采用被服务Buffer编号为离散标识,Buffer中待处理任务数为连续状态,建立了系统的代数微分方程模型.提出了3个Buffers切换到达系统不稳定周期轨道的一种基于混合状态的镇定控制方法.当Server服务于1个Buffer时,以此状态下在连续周期轨道上对应的2个顶点张成的一维线形子流型为滑动目标,仅通过系统许可的对极限连续处理时间的控制,使系统镇定于周期轨道.并从系统的混合模型角度,分析了镇定方法的鲁棒性.具有强鲁棒性的时滞滤波器设计梁春燕, 谢剑英, 钟庆昌(上海交通大学自动化系,上海200030)摘 要:采用了零极点配置方法来设计具有强鲁棒性的时滞滤波器,消除小阻尼不确定性系统的残留振动.通过在系统极点附近配置多个滤波器零点,建立离散传递函数得到时滞滤波器方程,设计简单.该方法在起重机载荷防摆控制中得到了很好的应用,能够有效地消除载荷的摆动,且对缆绳长度的变化具有很好的鲁棒性.841 上 海 交 通 大 学 学 报第35卷 。
AVL技术资料19_AVL_蓝军_径向滑动轴承载荷和磨损分析
图1 考虑轴颈不对中的影响径向滑动轴承载荷和磨损分析蓝军（A VL AST ，上海榕桥路327号）摘 要：讨论了A VL EXCITE 的液体动力轴承分析的一些基本理论、方法、结果和影响因素。
关键词：轴承；EHD 分析；载荷；磨损 主要软件：A VL EXCITE1. 前言发动机轴承，包括主轴承、连杆大头轴承等，是发动机长期可靠运转的关键部分之一。
发动机运行时润滑油在高温下工作，其粘度随温度增高而降低，影响油膜承载能力。
判断轴瓦和轴颈可能的润滑状态：液动润滑/临界润滑/干摩擦，避免因干摩擦导致的磨损。
采用有效的结构尺寸和增加刚度，避免过大的结构变形，避免异常的油膜压力分布的出现。
讨论像曲柄销上供油孔位置的确定方法。
2. EXCITE 轴承分析的主要算法简述2.1 ENHD 模块ENHD 模块考虑由于不对中造成的力和力矩的影响，但简化了不对中（倾斜）模型。
对于一定机油粘度，某截面上油膜压力由下面的雷诺方程决定边界条件是：对于车用发动机主轴承或连杆轴承这样宽径比较小的轴承，可求解得到油膜压力为：其中与轴颈不对中有关的系数：一般，在EXCITE 整机振动或噪声计算时，可选用ENHD ，可提高振动噪声的分析精度。
而在详细的轴承分析时，建议使用下面的EHD2分析模型。
2.2 EHD2模块对于轴承磨损等问题的分析，需要用到更加完备的模型。
与ENHD 相比，EHD2充分)()(...)(...),(...cos ...,)2(1fixed shell direction axial ntial circumfere in coordinate z x time t shell journal of velocity ntial circumfere u ityvis height η雷诺方程中： h hp p含机油填充的扩展雷诺方程结果中，可详细了解油膜状态、弹性边界与油膜间的耦合作用、机油流入和流出状态等。
滑动轴承工作原理
滑动轴承工作原理
滑动轴承是一种通过滑动摩擦来支撑轴承对的一种机械元件。
它的工作原理可以简单概括为以下几点：
1. 润滑剂：在滑动轴承中，润滑剂起到重要作用。
它可以减少轴承与轴的摩擦力和磨损，降低摩擦面的温度，并阻止氧化、腐蚀和污染物进入轴承内部。
2. 摩擦力：滑动轴承的工作原理是通过两块平面面对面的滑动摩擦来支撑轴承对。
当轴承受到外力作用时，摩擦力将平衡外力，使轴承保持稳定运行。
3. 压力分布：滑动轴承会通过润滑剂在摩擦面上形成一层油膜，减小摩擦系数。
这种油膜的形成会使轴承上的压力分布变得均匀，降低表面接触的应力集中。
4. 温度控制：滑动轴承的工作过程中会产生一定的热量。
通过润滑剂的传导、对流和辐射等方式，将轴承产生的热量带走，保持轴承的温度在可接受范围内。
总的来说，滑动轴承的工作原理是依靠润滑剂和摩擦力来实现对轴承的支撑。
合适的润滑剂和适当的工作条件能够保证滑动轴承的正常运行，提高其使用寿命和工作效率。
滑动轴承故障诊断
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3.3 滑动轴承故障诊断
（6）轴承壳体配合松动 轴承壳体配合松动主要是轴承盖与轴承座之间压得不紧，轴承套和轴承 盖之间存在问隙，转子工作时轴瓦松动，影响轴承油膜的稳定性。
这种由于间隙作用引起的振动具有非线性特点，振动频率中既可能存在 倍转速频率的次谐波成分，又可能出现1/ｉ倍转速频率的超谐波成分 (ｉ为正整数)。为了消除轴承松动现象，轴承装配时应使轴承套和轴承 盖之间保持0～30um的过盈配合量。
3.3.3 高速滑动轴承不稳定故障的特征和防治措施
3. 3. 3. 1高速滑动轴承不稳定故障的原因 在化工、石化、电力、钢铁和航空工业部门中使用的许多高性能旋转机 器，多数转子轴承系统属于高速轻载，高速轻载滑动轴承由于设计不良 或使用中多种因素的影响，容易发生油膜不稳定。
不稳定油膜引起转子和轴承较大振动。在某种工作状态下，还会发生高 速滑动轴承的一种特有故障—油膜振荡，它是由油膜力引起的自激振动， 转子轴颈在油膜中的猛烈振动将会直接导致机器零部件的损坏。
b.轴承加工误差
圆柱轴承不圆，多油楔轴承油楔大小和形状不适当，轴承间隙太大或太小， 止推轴承推力盘端面偏摆量超过允许值，瓦块厚薄不匀使各个瓦块上的负 荷分配不均，这些因素可引起轴瓦表面巴氏合金磨损。 采用工艺轴检查，修理轴瓦不规则形状。
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3.3 滑动轴承故障诊断
c.转子发生大振动
转子由于不平衡、不对中、油膜振荡、流体激振等故障产生的高振幅，将 使轴瓦摩擦、磨损的轴承。转子由于不平衡、不对中、油膜振荡、流体激 振等故障产生的高烧损、刮伤、拉毛。 首先要消除引起大振动的因素，更换已磨损的轴承 止推轴承设计的承载面积过小、压缩机超压、轮盖密封、段间密封或级间 密封损坏，产生过大轴向力，将使瓦块磨损或烧熔。 润滑油供量不足或中断，将引起轴颈与轴承摩擦、烧熔甚至抱轴等事故油 箱空气滤清器或供油系统滤网破损，轴承供油不清洁，造成油孔堵塞、轴 承磨损;油冷却器效果变坏、进油温度高、油的勃度下降、轴承变形、引起 转子振动、擦伤轴承;供油压力过低，不能建立正常油膜;润滑油带水，破 坏油膜，腐蚀轴颈和轴承。 修理或加大油冷却器，更换过滤器，更换润滑油。
测振仪三个参数
测振仪三个参数
位移、速度、加速度都是振动测量的测振仪度量参数，位移的测量能够直接反映轴承应力状况。
通过分析透平机上滑动轴承的位移,可以知道其轴承内轴杆的位置和摩擦情况。
速度反映轴承及其它相关结构所承受的疲劳应力，而这正是导致旋转设备故障的重要原因。
加速度测振仪反映设备内部各种力的综合作用，表达上三者均为正弦曲线,分别有90度,180度的相位差。
现场应用上,对于低速设备(转速小于1000RPM）来说,位移是最好的测量方法。
而那些加速度很小,其位移较大的设备,一般采用折衷的方法,即采用速度测量,对于高速度或高频设备,尽管位移很小,速度也适中,但测振仪加速度却可能很高的设备采用加速度测量是非常重要的手段。
安世亚太：基于ANSYS WB平台的滑动轴承分析工具(一)
本文主要针对Tribo-X inside ANSYS的功能及各方向应用实例进行介绍，限于篇幅关系会分五篇进行介绍，第一篇主要结合软件的需求、理论、功能及应用方向进行介绍，第二篇至第五篇将结合具体应用方向的示例进行介绍。
本篇为第一篇。
一、滑动轴承计算应用场景滑动轴承大量用于旋转机械结构，系统力学行为与滑动轴承的特性参数密切相关，有必要对滑动轴承进行计算以获取轴承参数，研究轴承受力状态，如油膜压力、油膜间隙、轴承剪力、油膜刚度、油膜阻尼等。
但滑动轴承计算在本质上属于复杂的多物理场问题，涉及流体力学、结构力学、热力学，而且尺度极小，通常间隙量仅为数十到数百微米，经典三维CFD或者有限元计算难度很大。
基于ANSYS WB平台开发的滑动轴承计算工具Tribo-X inside ANSYS是基于热弹油膜动力学的滑动轴承求解器，它采用合理简化算法，实现从3D计算到2D计算的转换，基于简单模型快速完成滑动轴承计算。
Tribo-X inside ANSYS将Tribo-X求解器集成到ANSYS Workbench环境中，基于ANSYS环境建模、设置滑动轴承计算参数并驱动Tribo-X求解器实现滑动轴承快速计算，解决了传统CAE 方法难以计算滑动轴承的困难，可以获取轴承重要参数，研究轴承受力状态，预测旋转轴承系统的稳定性，对轴承参数进行设计优化，并可以将轴承计算与ANSYS Mechanical结构计算联合，精确考虑轴承特性对系统力学特性（如转子动力学）的影响。
二、Tribo-X inside ANSYS概述1、适用的轴承目前版本功能支持的滑动轴承类型如图所示：图-适用于TriboX-inside ANSYS进行分析的轴承（红线框内）2、合理假定油膜间隙远小于轴承尺寸厚度方向压力不变3、理论公式TriboX-inside ANSYS基于TEHD（热弹油膜动力学）的油膜轴承求解器，图-润滑方程图-三维NS方程(CFD)与二维雷诺方程（Tribo-X）计算结果对比●RDE与CFD计算结果存在微小偏差●RDE计算时间明显低于CFD的计算时间4、应用方向Tribo-X求解器集成在ANSYS Workbench环境中，二者优势互补。
滑动轴承常见故障及解决方法
滑动轴承常见故障及解决方法【摘要】滑动轴承是机器中应用很广泛的一种传动，其工作平稳、可靠、无噪声。
但在运行过程中常见故障很多，影响设备的正常运行。
因此，总结故障原因，找出消除故障的解决方案和预防措施，从而可以达到设备正常运行，降低维修率，提高企业的经济效益。
【关键词】异常磨损；巴氏合金；轴承疲劳；轴承间隙巴氏合金是滑动轴承常用材料之一，因其独特的机械性能，很多旋转机械广泛采用为滑动轴承材料。
在日常工作中发现因滑动轴承故障导致停产，造成很大损失的情况时常发生。
总结积累经验，参考有关书目知识，对巴氏合金轴承故障因素及解决方法作以简要论述。
一、巴氏合金松脱巴氏合金松脱原因多产生于浇注前基体金属清洗不够，材料挂锡，浇注温度不够。
当巴氏合金与基体金属松脱时，轴承就加速疲劳，润滑油窜入松脱分离面，此时轴承将很快磨损。
解决方法：重新挂锡，浇注巴氏合金。
二、轴承异常磨损轴径在加速启动跑合过程中，轻微的磨合磨损和研配磨损都属正常。
但是当轴承存在下列故障时，将出现不正常或严重磨损。
1、轴承装配缺陷。
轴承间隙不适当，轴瓦错位，轴径在轴瓦中接触不良，轴径在运行中不能形成良好油膜，这些因素可引起转子振动和轴瓦磨损。
解决方法：更换轴承或重新修刮并做好标记，重新装配，使其达到技术要求。
2、轴承加工误差。
圆柱轴承不圆，多油楔轴承油楔大小和分布不当，轴承间隙过大或过小，止推轴承推力盘端面偏摆量超差、瓦块厚薄不均,都能引起严重磨损。
解决方法：采用工艺轴检测修理轴承瓦不规则形状。
3、转子振动。
由于转子不平衡、不对中，油膜振荡、流体激进等故障，产生高振幅，使轴瓦严重磨损、烧伤、拉毛。
解决方法：消除引起振动因素，更换已磨损轴承。
4、供油系统问题。
供油量不足或中断，引起严重摩擦、烧伤及抱轴。
解决方法：解决供油系统问题，清洁或更换油液，修理或加大冷却器，以降低油温。
三、轴承疲劳引起轴承疲劳有以下原因：1、轴承过载，使承载区油膜破裂，局部地区产生应力集中，局部接触裂纹，扩展后产生疲劳破坏。
滑动轴承
普通圆柱蜗杆传动的主要参数
主要参数( 阿基米德蜗杆)
● 模数 m 和压力角α
中间平面
— 包含蜗杆轴线并垂直与蜗轮轴线的平面
的蜗蜗轮杆加蜗相工杆模同数轴—面滚刀蜗滚轮模制端数，面其蜗压几杆力标何轴角准面参模数数及蜗压直轮力径端角面与相配
在中间平面内相当于齿条与齿轮的啮合
正确啮合条件： mx1 = mt2 = m
滚动轴承的寿命计算
轴承寿命：轴承中任一滚动体或内、外圈滚道上出现疲劳点蚀 以前所经历的总转数或在一定转速下所经历的工作小时数。
轴承的基本额定寿命：一批相同的轴承，在相同的条件下运转， 其中90%的轴承不发生疲劳点蚀前所转过的总转数或在一定的 转速下运转的总小时数。
一、滚动轴承寿命计算的基本公式
轴承寿命的疲劳曲线：
Lh
106 60n
C P
h
C——基本额定动负荷，衡量轴承工作能力的主要指标。
基本额定动负荷有两种：
1、径向额定动负荷—主要承受径向负荷的向心轴承（深沟球 轴承、角接触球轴承、圆锥滚子轴承），用Cr表示；
2、轴向额定动负荷—主要承受轴向负荷的推力轴承,用Ca表示。
正常工作温度（1200C）时的额定动负荷C值可查有关手册。
抗冲击能力较差，高速时噪声 大，工作寿命不及液体摩擦滑 动轴承，径向尺寸比滑动轴承 大
滚动轴承的代号
前置代号
基本代号
后置代号
类型代号
尺寸系列代号
内径代号
前置代号：用于表示轴承的分部件，字母表示；
由轴承的宽度系列和直径系列代号
后字分又0用级136780置母别如— — — — —数—，调圆角圆推代或用：字深共心锥接锥力或沟号数轴C6球滚触滚球、字球个：字承轴子球子轴母轴A级用表的承轴轴轴承表C承别于示公承承承和示2，表；差B2表、依示如等2示次轴：级8内、内2由承接分（ 宽 012350径11113— — — 、 、部-2度高的触别027524尺位 窄 正 宽 469系结、— —级结角为寸5数 ； 常 ；列5构特 特到构为2字 ；0：级宽 宽0的）低、1及； 。5、组不级0公5、4成0同，级差00000202。代d以10132直5。— —其、及/—0号345上和径特 轻— —代5材特系级轻 ；4中 重/轻号料0内列；；。、0；的分的径：6角级别特接、为殊触6：要x轴级/求P承2和，、， /P4、/P5、/P6、/P6x和/P0。
机械基础第2版习题答案第7章
机械基础第2版习题答案第7章第七单元支承零部件练习题一、名词解释1．轴轴是支承传动件（如齿轮、蜗杆、带轮、链轮等）的零件。
2．曲轴曲轴是指将回转运动转变为往复直线运动（或将往复直线运动转变为回转运动）的轴。
3．软轴软轴是由几层紧贴在一起的钢丝构成，可将扭矩（扭转及旋转）灵活地传递到任意位置的轴。
4．心轴心轴是指工作时仅承受弯矩作用而不传递转矩的轴。
5．转轴转轴是指工作时既承受弯矩又承受转矩的轴。
6．传动轴传动轴是指工作时仅传递转矩而不承受弯矩的轴。
7．轴承轴承是用来支承轴或轴上回转零件的部件。
8．滑动轴承滑动轴承是工作时轴承和轴颈的支承面间形成直接或间接滑动摩擦的轴承。
9．滚动轴承滚动轴承是将运转的轴与轴座之间的滑动摩擦变为滚动摩擦，从而减少摩擦损失的一种精密的机械元件。
二、填空题1．支承零部件主要包括轴和轴承，它们是组成机器不可缺少的重要零部件。
2．轴是支承传动件的零件，轴上被支承的部位称为轴颈，轴的功用是支承回转零部件，并使回转零部件具有确定的位置，传递运动和扭矩。
3．轴承是支承轴颈的支座，轴承的功用是保持轴的旋转精度，减少轴与支承件之间的摩擦磨损。
4．轴按其形状进行分类，可分为直轴、曲轴和软轴（或挠性轴、钢丝软轴）三类。
5．轴的结构包括轴颈、轴头、轴身三部分。
6．根据轴承工作时摩擦性质的不同，轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。
7．滑动轴承根据承受载荷方向的不同，可分为向心滑动轴承和推力滑动轴承两大类。
8．滑动轴承通常由轴承座、轴瓦（或轴套）、润滑装置和密封装置等组成。
9．常用的轴瓦分为整体式轴瓦和剖分式轴瓦两种结构。
10．滑动轴承的失效形式主要有磨粒磨损、刮伤、胶合（咬粘）、疲劳、腐蚀等。
11．滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。
12．常见的滚动体有球、短圆柱滚子、长圆柱滚子、球面滚子、圆锥滚子、螺旋滚子、滚针等多种。
13．滚动轴承的分类方法很多，按滚动轴承所能承受的载荷方向或公称接触角进行分类，可分为向心滚动轴承和推力滚动轴承。
轴承产品缺陷分析报告
轴承产品缺陷分析报告滚动轴承和滑动轴承是应用在转动设备中应用最为广泛的机械零件，是轴及其它旋转构件的重要支承。
在日常的使用与维修中发现，轴承同时也是最容易产生故障的零件，对轴承零件的缺陷预测与分析具有很高的经济价值，所以轴承工作状态实时监控和诊断的研究受到广泛重视。
由于滚动轴承与滑动轴承在缺陷方面有许多共同点，缺陷分析方法可以通用，所以本文以讨论滚动轴承作为重点。
1.滚动轴承常见缺陷故障由于滚动轴承在实际生产中应用广泛，其产生的故障现象也多种多样，常见的有疲劳剥落、过量的永久变形和磨损。
1.疲劳剥落轴承在正常的条件下使用，内圈、外圈和滚动体上的接触应力是变化的，工作一段时间后，接触表面就可能发生疲劳点蚀，以致造成疲劳剥落。
所以疲劳剥落是轴承的正常失效形式，它决定了轴承的工作寿命。
2.过量的永久变形轴承在转速很低或者间歇往复摆动的工作状态时，在过大的静载荷或冲击载荷作用下，会使套圈滚道和滚动体接触处的局部应力超过材料的屈服强度，以致在表面发生过大的塑性变形，使轴承不能正常工作3.磨损在润滑不良和密封不严的情况下，轴承工作接触面容易发生磨损，转速越高，磨损越严重。
磨损会使轴承的游隙增加，振动和噪声增大，各项技术性能急剧下降，导致轴承失效。
此外，轴承还有胶合、烧伤、轴圈断裂、滚动体压碎、保持架磨损和断裂、锈蚀等失效形式。
在正常的使用条件下，这些失效是可以避免的，因此称为非正常失效。
2.轴承缺陷诊断方法轴承缺陷常用诊断分析方法可概括为以下几种：（1）检测润滑油温度、轴承温度及主油道润滑油压力波等物理参数（2）油样分析包括理化分析、污染度测试、发射光谱分析、红外线分析和铁谱分析（3）振动分析（4）声发射（AE）分析以上各种方法各有其特点，能够在一定程度上反应轴承缺陷。
第一种方法安装传感器简单、成本低但不实用，主要原因是测量温度有其滞后性，不能实时预测轴承缺陷。
油样分析只能测量油润滑轴承，但不能测量脂润滑轴承。
轴承损坏方式及分析
轴承损坏的形式轴承是精密的机械基础件。
由于科技进步的迅速发展，客户对轴承产品质量的要求越来越高。
制造厂提供符合标准、满足主机使用性能的高质量的产品固然重要，但正确使用轴承更为重要。
笔者在近儿年从事摩托车专用轴承的技术工作中，经常碰到这样的问题，即轴承经检测是合格的，但装机后轴承出现卡滞或使用时的早期止转失效。
主要表现转动卡滞感、工作面严重剥落，保持架严重磨损乃至扭曲与断裂。
经失效结果分析表明，属于轴承本身质量问题并不多，多数是由于安装使用不当所造成。
为此，笔者认为有必要就轴承常见的失效模式与机理作些肤浅的综述，以期起到一个抛砖引玉的作用。
一、轴承的失效机理1.接触疲劳失效接触疲劳失效系指轴承工作表面受到交变应力的作用而产生失效。
接触疲劳剥落发生在轴承工作表面，往往也伴随着疲劳裂纹，首先从接触表面以下最大交变切应力处产生，然后扩展到表面形成不同的剥落形状，如点状为点蚀或麻点剥落，剥落成小片状的称浅层剥落。
由于剥落面的逐渐扩大，而往往向深层扩展，形成深层剥落。
深层剥落是接触疲劳失效的疲劳源。
2.磨损失效磨损失效系指表面之间的相对滑动摩擦导致其工作表面金属不断磨损而产生的失效。
持续的磨损将引起轴承零件逐渐损坏，并最终导致轴承尺寸精度丧失及其它相关问题。
磨损可能影响到形状变化，配合间隙增大及工作表面形貌变化，可能影响到润滑剂或使其污染达到一定程度而造成润滑功能完全丧失，因而使轴承丧失旋转精度乃至不能正常运转。
磨损失效是各类轴承常见的失效模式之一，按磨损形式通常可分为最常见的磨粒磨损和粘着磨损。
磨粒磨损系指轴承工作表面之间挤入外来坚硬粒子或硬质异物或金属表面的磨屑且接触表面相对移动而引起的磨损，常在轴承工作表面造成犁沟状的擦伤。
硬质粒子或异物可能来自主机内部或来自主机系统其它相邻零件由润滑介质送进轴承内部。
粘着磨损系指山于摩擦表面的显微凸起或异物使摩擦面受力不均，在润滑条件严重恶化时，因局部摩擦生热，易造成摩擦面局部变形和摩擦显微焊合现象，严重时表面金属可能局部熔化，接触面上作用力将局部摩擦焊接点从基体上撕裂而增大塑性变形。
滑动轴承的磨损与润滑性能分析
滑动轴承的磨损与润滑性能分析滑动轴承是机械设备中常见且重要的部件，它在许多领域中承载着重要的工作负荷。
磨损和润滑性能是滑动轴承运行过程中需要关注的关键问题。
本文将对滑动轴承的磨损机理进行分析，并探讨润滑性能对轴承寿命的影响。
一、磨损机理滑动轴承的磨损主要包括胶合磨损、磨料磨损、疲劳磨损和腐蚀磨损等不同形式。
胶合磨损是指轴承表面因为高温、高压和润滑剥离薄膜不均匀而形成的瞬时相互粘接和断裂。
磨料磨损是指固体颗粒的相对运动所引起的表面损伤，主要是磨料颗粒划过金属表面引起的。
疲劳磨损指轴承表面长时间承受交变应力而导致的逐渐疲劳裂纹而产生的磨损。
腐蚀磨损是指轴承在特定环境下，如水、酸、碱等的作用下引起的表面腐蚀磨损。
二、润滑性能对轴承寿命的影响润滑性能是滑动轴承寿命的重要因素之一。
合适的润滑剂可以降低摩擦系数，减少磨损，延长轴承的使用寿命。
在滑动轴承中，润滑剂主要起到润滑和冷却的作用。
合适的润滑剂可以形成一层均匀的油膜，在轴承和轴颈之间形成稳定的分离层，减少摩擦和磨损。
此外，润滑剂也能将磨损颗粒带走，保持轴承表面的光洁度，减少磨损的可能性。
润滑性能还取决于润滑剂的黏度、添加剂和润滑膜厚度。
黏度是指润滑剂的流动性，它对润滑剂的输送和形成均匀油膜起到重要作用。
适当的黏度可以保持润滑膜的稳定性和完整性，避免油膜的破裂和润滑失效。
添加剂可以提高润滑剂的性能，如抗氧化、抗磨削、防锈等。
润滑膜厚度取决于润滑剂的润滑性能和载荷，当润滑膜太薄时，摩擦和磨损就会增加，而当润滑膜太厚时，润滑剂的黏度阻力会增加，影响轴承的运行效率。
三、改善滑动轴承的磨损与润滑性能为了改善滑动轴承的磨损和润滑性能，可以采取以下措施：1. 选择合适的润滑剂：根据不同的工作环境和要求，选择适合的润滑剂。
低温下可选用高粘度的润滑剂，高温下可选用高温润滑剂。
2. 控制润滑剂的入口温度：过高或过低的润滑剂温度都会影响润滑性能和寿命。
因此，在使用过程中，需要控制好润滑剂的温度。
濮良贵机械设计(第八版)完整版
配合联接等； 3） 轴系部分—滑动轴承、滚动轴承、联轴器与离合器以及轴等； 4） 其他部分—弹簧、机座与箱体、减速器等；
基本理论
疲劳强度理论
摩擦、磨损与润滑
150
100
0
a
m
t
-150
r min 100 1 0.25
-400
max 400
4
a
0
t
＋
0
m
= 稳定循环变应力 t
R=－1对称循环
R=＋1静应力
例4 如图示旋转轴，求截面A上max、min、a、m及r。
Pr=6000
A
d=50
Px=3000N 150
l=300
b弯曲应力
解：Pr A：对称循环变应力
m in
m
a
m a m ax m in
2
m ax m in
2
r min max
a
0 min
max
0
m t
图2-2稳定循环变应力
min a
t m
max
规定：1、a总为正值；
2、a的符号要与m的符号保持一致。
其中：max—变应力最大值；min—变应力最小值；m—平均应力；
a—应力幅；r—循环特性，-1 r +1。
机械零件的失效形式 机械零件的工作能力 机械零件计算准则
整体断裂 过大的残余变形 腐蚀、磨损和接触疲劳
强度 刚度 寿命（耐磨性、耐腐蚀性）
强度准则：
刚度准则：
lim
滑动轴承设计参数的选择
滑动轴承设计参数的选择滑动轴承是一种常用的机械元件，广泛应用于各种机械设备中。
在滑动轴承的设计中，选择合适的设计参数非常重要，能够直接影响到轴承的性能和使用寿命。
本文将详细介绍滑动轴承设计参数的选择。
在滑动轴承的设计中，主要有以下几个参数需要考虑：1.轴承材料选择：滑动轴承的材料要具有较高的硬度、强度和耐磨性，常用的轴承材料包括钢、铜合金、铝合金等。
根据使用条件和要求，选择合适的轴承材料非常重要。
2.轴承尺寸选择：轴承的尺寸大小会直接影响到轴承的承载能力和使用寿命。
一般来说，轴承的外径越大，承载能力越高，但摩擦损失也会增加，因此需要根据具体应用情况进行选择。
3.接触角度选择：接触角度是指滑动轴承内外圈接触点的角度，常见的接触角度有直角、60度、90度等。
选择合适的接触角度能够提高轴承的承载能力和刚性。
4.润滑方式选择：滑动轴承需要进行良好的润滑才能正常工作，常见的润滑方式有干摩擦、液压润滑、气体润滑等。
根据使用条件和要求，选择合适的润滑方式非常重要。
5.温度范围选择：滑动轴承在工作过程中会受到摩擦产生的热量影响，因此需要选择合适的轴承材料和润滑方式，以保证在高温环境下正常工作。
6.轴承容许误差选择：轴承容许误差是指轴承内径和外径的公差范围，对于滑动轴承来说，需要确保轴承与轴或负载间的配合间隙，以保证轴承正常运转。
设计滑动轴承时，还需考虑应力分布、载荷和运动情况等因素，以保证滑动轴承正常工作和使用寿命。
总结起来，滑动轴承设计参数的选择是一个综合性的问题，需要根据具体应用情况和要求来确定。
在设计过程中，需要考虑轴承材料、尺寸、接触角度、润滑方式、温度范围和容许误差等方面的因素，并做合理的设计和选择，以保证滑动轴承的性能和使用寿命。
滑动轴承的详细信息
滑动轴承的认真信息概况滑动轴承（slidingbearing），在滑动摩擦下工作的轴承。
滑动轴承工作平稳、牢靠、无噪声。
在液体润滑条件下，滑动表面被润滑油分开而不发生直接接触，还可以大大减小摩擦损失和表面磨损，油膜还具有肯定的吸振本领。
但起动摩擦阻力较大。
轴被轴承支承的部分称为轴颈，与轴颈相配的零件称为轴瓦。
为了改善轴瓦表面的摩擦性质而在其内表面上浇铸的减摩材料层称为轴承衬。
轴瓦和轴承衬的材料统称为滑动轴承材料。
常用的滑动轴承材料有轴承合金（又叫巴氏合金或白合金）、耐磨铸铁、铜基和铝基合金、粉末冶金材料、塑料、橡胶、硬木和碳—石墨，聚四氟乙烯（特氟龙、PTFE）、改性聚甲醛（POM）、等。
滑动轴承应用场合一般在低速重载工况条件下，或者是维护保养及加注润滑油困难的运转部位。
原理依据轴承的工作原理可分：滚动摩擦轴承（滚动轴承）和滑动摩擦轴承（滑动轴承）。
滑动轴承:在滑动轴承表面若能形成润滑膜将运动副表面分开，则滑动摩擦力可大大降低，由于运动副表面不直接接触，因此也避开了磨损。
滑动轴承的承载本领大，回转精度高，润滑膜具有抗冲击作用，因此，在工程上获得广泛的应用。
润滑膜的形成是滑动轴承能正常工作的基本条件，影响润滑膜形成的因素有润滑方式、运动副相对运动速度、润滑剂的物理性质和运动副表面的粗糙度等。
滑动轴承的设计应依据轴承的工作条件，确定轴承的结构类型、选择润滑剂和润滑方法及确定轴承的几何参数。
分类滑动轴承种类很多。
①按能承受载荷的方向可分为径向（向心）滑动轴承和推力（轴向）滑动轴承两类。
②按润滑剂种类可分为油润滑轴承、脂润滑轴承、水润滑轴承、气体轴承、固体润滑轴承、磁流体轴承和电磁轴承7类。
③按润滑膜厚度可分为薄膜润滑轴承和厚膜润滑轴承两类。
④按轴瓦材料可分为青铜轴承、铸铁轴承、塑料轴承、宝石轴承、粉末冶金轴承、自润滑轴承和含油轴承等。
⑤按轴瓦结构可分为圆轴承、椭圆轴承、三油叶轴承、阶梯面轴承、可倾瓦轴承和箔轴承等。
sbr直线轴承滑块许用应力
SBR直线轴承滑块许用应力引言SBR直线轴承滑块是一种常见的机械零件，广泛应用于各行业的线性传动系统中。
在设计和使用SBR直线轴承滑块时，了解其许用应力是非常重要的。
本文将介绍SBR直线轴承滑块的许用应力及其相关知识。
什么是SBR直线轴承滑块许用应力？SBR直线轴承滑块许用应力是指在正常使用条件下，滑块所能承受的最大应力值。
它是保证SBR直线轴承滑块能够正常工作和使用寿命长短的重要参数之一。
影响SBR直线轴承滑块许用应力的因素SBR直线轴承滑块许用应力受到多种因素的影响，主要包括以下几个方面：1. 材料性能SBR直线轴承滑块通常由高强度的金属材料或高分子复合材料制成。
材料的强度和硬度对其许用应力有直接影响。
一般来说，材料强度越高，滑块的许用应力也越大。
2. 加工和热处理工艺SBR直线轴承滑块的加工和热处理工艺对其机械性能有明显影响。
合理的加工和热处理工艺能够提高滑块的强度和硬度，从而提高其许用应力。
3. 轴承滑道的形状和尺寸轴承滑道的形状和尺寸对SBR直线轴承滑块的应力分布有重要影响。
合理的轴承滑道设计可以减少滑块上的应力集中，从而提高滑块的许用应力。
4. 工作环境SBR直线轴承滑块通常用于各种工作环境下，包括高温、低温、潮湿等。
不同的工作环境对滑块的应力影响不同，需要根据实际工作环境来确定合适的许用应力。
如何计算SBR直线轴承滑块的许用应力？计算SBR直线轴承滑块的许用应力需要根据具体的滑块参数、工作环境和使用要求进行综合考虑。
一般来说，可以按照以下步骤进行计算：1.确定滑块的材料强度和硬度参数。
根据滑块材料的性能手册或实验数据，获取其强度和硬度参数。
2.分析滑块所受的载荷和应力。
确定滑块所受的静载荷、动载荷和惯性载荷等，并计算其所产生的应力值。
3.计算滑块的应力集中因子。
根据滑块的形状、尺寸和轴承滑道的设计，计算出应力集中因子，用于估计滑块上的应力集中程度。
4.根据工作环境要求确定许用应力。
应力摩擦
1．在疲劳曲线上，以循环基数N0为界分为两个区：当N≥N0时，为（无限寿命区）区；当N＜N0时，为（有限寿命区）区。
2．刚度是指机械零件在载荷作用下抵抗（弹性变形）的能力。
零件材料的弹性模量越小，其刚度就越（小）。
3．润滑油的（油）性越好，则其产生边界膜的能力就越强；（粘度）越大，则其内摩擦阻力就越大。
4．为改善润滑油在某些方面的性能，在润滑油中加入的各种具有独特性能的化学合成物即为（添加剂）。
1、按照摩擦界面的润滑状态，可将摩擦分为干摩擦、边界摩擦、液体摩擦和混合摩擦。
2．当动压润滑条件不具备，且边界膜遭破坏时，就会出现流体摩擦、边界摩擦和干摩擦同时存在的现象，这种摩擦状态称为混合摩擦。
6．疲劳曲线是在（应力比）一定时，表示疲劳极限与（循环次数）之γN间关系的曲线。
7．理论上为（点）接触或（线）接触的零件，在载荷作用下，接触处局部产生的应力称为接触应力。
2、非液体摩擦滑动轴承处于（混合摩擦）状态，在非液体摩擦径向滑动轴承的设计计算时，验算pv值的目的主要是为了限制(轴承温度或摩擦功耗），维持边界膜不被破坏。
1．下列磨损中，不属于磨损基本类型的是（磨合磨损）；只在齿轮、滚动轴承等高副零件上经常出现的是（表面疲劳磨损）。
18、设计圆柱螺旋弹簧时，其弹簧直径d按强度条件确定，其工作圈数n按刚度条件确定。
19、弹簧指数C＝D2/d ，C值越大，刚度越小。
1．画图表示机械零件的正常磨损过程，并指出正常磨损过程通常经历哪几个磨损阶段？答：主要经历三个阶段：磨合磨损阶段；稳定磨损阶段；剧烈磨损阶段。
4、两相对滑动的接触表面，依靠吸附油膜进行润滑的摩擦状态称（边界摩擦）。
15、非液体摩擦滑动轴承正常工作时，其工作面的摩擦状态是（边界摩擦或混合摩擦状态）。
9、温度升高时，润滑油的粘度 （ 随之降低） 。
10、圆柱螺旋弹簧的弹簧丝直径d=6mm,旋绕比C=5,则它的内径D 1等于 （ 24mm ） 。
四、（15分）已知某材料的力学性能为：1-σ＝350MPa ，m ＝9，0N ＝5×610，对此材料进行对称循环疲劳试验，依次加载应力为：（1）1σ＝550MPa ，循环次数n 1＝5×410；（2）2σ＝450 MPa ，循环次数n 2＝2×510；（3）3σ=400 MPa 。
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高很快。由此可知，速度足影响最小油膜厚度的重要 因素，而载荷是影响最大Ｍｉｍ＊应力的重要冈素 ３结论
通过在１；同转速和不『司载荷条件Ｆ分析滑动轴承 的压力分布及Ⅶｓｅｓ应力场，町得到以下结论：
（１）速度变化使油膜、压力昶Ｉ应力产生相应的变
化。当速度逐渐增大时，轴承形成油膜的能力逐渐变 强．Ⅻ㈣最大应力逐渐变小，而最大压力也逐渐减
多，求解难度哑人
另外，缸蛮同时具有滑着活塞往复运动方向的变
形及振动，这会影响润滑方程巾的｝占鉴裙部与缸套Ｉ口Ｊ
的相对滑动速度，奉史中暂时忽略其影响
参考文献
：１］谢友柏，摩擦学的三个公』里．第届丧回］＿毪受摩擦学学 术会议．西南交通大学，２０００ ８，
。２：刘琨，缸套活塞环系统摩擦、润滑持陀的研究厦磨损模 型的建立，西安交通大学博十学位论史，谢奠柚指导， １９％。
滑动轴承的应力分析
胡雄海汪久根蒋志浩 （浙江大学机械系杭州３１００２７）
摘要：奉文埘发动机的滑动轴承进行ｒ计算，求解ｒ滑动轴承的雷诺方群、粘度方程、密度方程与载荷方程，得 到丁压力分布与油膜厚度分布．进而通过接触力学分析得到轴承讨内的应力分布。应力分布是影响利料的塑性变形， 并对分析滑动轴承的胶合失效有宴际意义，因此建议用最大Ｍｔ＊＊应力来指导滑动轴承的设计。
Ｉ飘６砌Ｎ时的且主力丹布
圈７ １２０００Ｎ时的压 力分布
（３）二三维Ｍｉ”ｓ应力分布 通过１二同转速和不同载倚情况下分析滑动轴承与
轴颈轰面之问的压力及切向力分布，利用弹性力学分
折方法得到接触表面应力分布场．联合切向应力ｒ和
法向力口得到Ｍｉ解ｓ应力分布；，轴承衬中的二维Ｍｉｓｅｓ
晦力分布，如图８，９．１０所示，
魁１０ ５ｎ—ｓ时的三维血几分布
转速为１５ ｒ∥ｓ， 载倚不同时的Ｊ直力分布如图ｌｌ
图４ ５ｎ∥ｔ时的Ｊｔ力分布
目５＝｝（】ｎ∥ｓ时的压力分布
【二）转速为１５ｎ∥ｓ．载荷不同叫的压力分布如图 ６．７听示，随着载衙的增加，最大流体的压力盲规
律的增大，听最小油膜厚度的变化却无规律，在载荷 较小时．在轴承宽度方向上的压力分布较均匀，而载 荷较大时．油膜压力在轴承宽度方向上分布变化较 大，在中心宽度上，流体压山最大。
ｄ删ｈ即岫椰ａ甜ｌｏａｄ即ｐ血册ａ陀“刊ｍｔ｝ｌ ａ ｆｉｌｌｉｔｅ ｄｉ丑ｅｍ耐ｄ Ｈｍｏｄ Ｔｈ ｈｖｄｍｄⅥｌ删。口嗍叫ｍ ｄｌ蚰ｉ｝Ⅲｉ帅ａｎｄ ｆⅡｍ ｓｈ８ｐｃ ａｒｅ ０ｂｔａｉｌｌ。ｄ，
Ⅲ“ｔＩｌＰ山ｒ胛一ｄｉｒｒ向ｏｒｌｄ Ｍｉｓ髓ｓｈｃｓｓ ６ｅｌｄ ｉｓ ｃｄ叫１８侧ｈａ刊（ｍ Ｌ¨ａ｝ｍｖｅ ｐｆ粥ｕ忙ｄ孟ｔ—ｈｕｄｍｌ Ｔ｜ｍ ｒＴｍｘｉｍ呻Ｍｉｓ幅ｓⅡｔ鹦１ｓ ｓ１ＰＦ曲ｃ蛐Ｉｌｙ陀ｌａｌｅｄ
图３方程求解流程图
收敛条件的确定：求解此系统耦合方程的解可以 扶侄一曲柄转角位置开始计算（一般从曲柄转角０。开 始）．设＾（ｆ）、％（ｆ）、Ｂ。（Ｆ）、Ｐ＾（￡）为ｆ时刻活塞顶端、 底端的偏移占乏速度，ｒ（ｆ）、ｒ．（￡）分别为缸套内肇面各 电的径向ｆ矗移及速度。刘于四冲程内
燃叽．曲柄转角转４ｚ为一个特王ｆ、周期．崮此，其正 确的斛麻满足：
《润滑与密封》
万方数据
系起求南于以Ｌ每‘组方程都不可能求出其解析 解．凶此对整个系统我们也５｛仃期望求出其数值解 对丁眦Ｅ每一个力程组．我们现在已有成熟的数值解 法卜８ 当我们与虑它仃Ｊ间的相互影响而欲解其整个 系统的耦台方程时，便必须通过存解不同方程的程序 问通过变量的反复迭代来进行．直到计并结果满足收 敛条什，因此确定求解方程的合理流程及ｌ恢敛条什便 关系到整个方程组是否可解
载荷为６０００Ｎ，转速不同时应力的分布如图８，９
断示随着轴颈转速增大，出于流体雎力分布趋于均
４
佑
箭
总之，当戟茼恒定．转速不同，转速越高，最大 压力，乙，。变小，Ｍｉｓ融应力分布图彤中的最大应力也 逐渐变小；当转速不变，载荷变化时，载荷越大，最
大压力逐渐变大，压力分布在低载时沿着Байду номын сангаас嘘方向均
匀分布，重载时变化较大，同时最大Ｍｉｓｅｓ应力也升
式中，珊——大气压下室温条件时的润滑油粘 度；∞取０ ６：
－浙江省自然科学基金（５９８０３９）与国家自然科学基金（５９５０５００６）资助项目。 ２
《润滑与密封》
万方数据
（２）润滑剂的密度疗程
一Ｐ ２ 孙ｍＩ １（＋－而＋篇蕊畿Ｊ）
㈦Ｌ２）
式中，夫气压室温条件时，润滑油密度取８９５
（ｋ∥ｎｆ）
（３）油膜厚度方程ｏ
【３１杨社通．弹性力学．高等教育出收社，１９９８ ６
【４］ｆｒⅡｈ计州ｌＮ，ｏｃｆｌ山ｌｅｒｒｅ】ｅ ｇｄｌＨ眦ｎｓｓ，Ｉｍ灿诅ｌａ砌ｖｃｌｌｇ蛩ｈ¨，…Ⅱ“（ｐ…ａｎ小ｉａＪｌ衙｝ｌ（ｙ１‘ｅｌｌｒｅ【丌ＩＩ【ｕｎｂⅡ删Ｈｃ
ｌｕＭｃａｔｉ咖．ＡｓＭＦ Ｊ¨¨１州１．１９７８．１００（】）：１２～１７。
（Ｔ０ｐ卿ｈ）方式作出，如图４～１２所示。
２００１年第５期
３
万方数据
表！不同载荷的计算结果《轴颈速度】ｓｎ∥－）
薮曲最赶『丘力 ｒ ｆ、１ Ｐ～ｌ、玳Ｉ）
最小油嗅厚ｊ譬
ｋ。。…）
艟大Ｍ…应力 ｋ．、（Ｍｈ）
ｓ ｒ贮！Ｉ壁：：
‘６－型
８ １９
二７５３×ｌｕ‘、Ｉ
４０ ４２
Ｊ。。。。。。。。。’一
一
黑｜ｌ 茑如 强柏
半尤限体在受到分布压力ｐ（ｓ，￡）作用下，女¨图３
所示，在（ｘ，ｙ，。）点产生的应力可由接触儿学计
算…。
／ Ｐ８” ／ ：珂３于７“”
／｝。ｌ＼… ／
位置角≠，＝”＋口，在≠＝≯，处压力ｐ＝０；
图３半无限体应力ＩＩ算模掣
ａＰ ．
爵２ Ｕ＇
）法向应力：
如Ⅱ制｛蛐；喜：址边８＋止掣 华）出出 “Ⅱ搿｛Ⅱ芝』』导字Ｌ趔＋‘丝警刨： 址产舻）出Ｊ以… 一 Ｊ…
（６）
２计算结果 利用数值计算方法计算滑动轴承的压力分布与油
膜厚度．联立以上各方程（１）一（４）．．首先利用数 值计算网格离散化雷诺方程、膜厚方程与载荷方程， 可以得到压力分布与油膜厚度；用有限差分法求解以 上方程．轴承的应力分布在上述基础ｒ由公式（５） 计算得出．求得滑动轴承的ｉ维胁ｓｅｓ应力分布。其 中Ｊ．，为无量纲坐标，分别为４ｘ／（耐）、ｗ／口。 输人工况参数如表１所示，计算后得到计算结果，如 表２、３所示
；～ｎ：ｏ睁｝＇等ｒ＇尸哥鼍ｉ，蠢管≯。 ｊ§‰蜉谣鼍氅ｒ鼍专。ｉ擎害争宁
罔８ ５ｍ／ｓ时Ｍ·啦ｓ应，】场
罔９ ３０ｍ，－ＨＪ的Ｍ－瞄ｌ直力场
ｓ弘 ｅ∞：：ｊ ｌ
８；：ｌ：嘲Ｉ 鬈：裟ｉ－Ｊ■
（１）裁荷恒定为Ｈｘ砌Ｎ． 转速不同时压力分布如 罔４ ５昕示速度增加后， 油膜中动压力分布变得 半缓 速度 人的
｛０８３×１０’ ４ ｑ７１ ｘｌＯ ５
５５ ４５ ７８ ２２
表３不同卷吸速度的计算结果｛载荷６【）【】ＯＮ）
习，导致最人Ｍｉｓｅｓ应力卜降这刘轴承的抗胶合失
效是有利的 中心宽度处一维Ｍｉ州ｓ廊Ｊ］分布ｍｌ图１０ 昕示．由罔ａ Ｊ知．愈靠近接触表而。Ｍ∽ｓ血力愈大．
５厂——］ 而最凡Ｍ批雌业力产生于最大流体动地力Ｂ域 ｏ
少。 （２）载倚显著影响油膜、压力和Ｍｉ￥ｅｓ监力分布。
载荷越大，形成油膜厚度逐渐变大，最大压力增加很
快，轴承衬中产隹的Ｍｉｓｅｓ血力迅速升高。 （３）在油膜的作用ｒ，轴承与轴颈接触表层的最
大Ⅶ＊ｓ应力逐渐向内表层移动，低压接触区膻力值较
低，而轴承接触商外表屡Ⅶ＊ｓ直力分布密集，愈接近 接触表面．Ｍｉｓｅｓ应力值也逐渐提高。 （下转第８页）
方程求解流程：输入韧值（活塞副始位移、速 度，燃烧室气体压力分布；缸叁韧时位移及速度）， 求解润滑方程得出油膜』ｔ力分布及摩擦力，将油膜压 力Ｊ盘唪擦ＪＪ代人ｊＳ塞动力学方程和缸套动力学方程求 解得活寒裙而各点及缸套内壁面各点处位移及速度， 将活塞裙面各点及缸套内壁面各点处位移及速度代人 油噗Ｊ７度及挤压膜项公式求得油膜厚度及挤压油膜 顾，＾由修正后的油膜厚度及挤压油膜项进行缸食一 活塞动力润滑计算，如此反复迭代，直到收敛。流程 如图３所示
Ｐ，（ｆ）＝Ｐ，（ｆ＋塑）．“（，）＿ｎ（，＋塑）
Ｐ，（ｆ）＝ｅ巾＋堑）．ｃｆ＿㈩：Ｐ ６（，＋塑）
“ｆ）一吼ｔ＋警¨Ⅳ）一（ｆ＋警）
以上条件可作为计算的收敛条件，
如果考虑曲轴转ｒ系统动力学的影响，需加人曲
轴转子动力学力程厦主轴承油膜润滑方程、其中卞轴
承油膜为曲轴运动与缸套运动问的耦合件，求解思路
同上述相近，但整个＾程组的规模机欠，收敛条件增
ｍａｘｌⅡｕ瑚ｓｔｒ瞄ｓ诂ｐ叫删ｔｎ 诵山山ｅ孵ｉ珊“ｎｇ ｆｄｕＩｅ ０ｆ ｂｅａｒｉＩｌｇ ｂｕｓｈ幅；ｔＩｌｅｒｄｏｒｅ ｔ｝ｌｅ
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Ｋ ｅ１１＿ｏｒ凼：Ｊ伽咖ｄⅨｍ自晖Ｐｌ髑蛐ｔⅨ曲曲Ｉｌｔ；０ｎ Ｓｈ璐ｎｅＨ ｓｅｉ迥ｌ血罄
滑动轴承广泛应用在各种仪器设备，特别在高速、 重载、高精度和人转矩的场合。轴承的失效如磨损、 刮伤．牯着、胶合等失效形式经常发生，如图１常见 的粘着失效形式。尤其是发动机曲轴系中的滑动轴承 是存重载、润滑不良和高温条件下运行，轴瓦胶合失 效较为严重。近几年对滑动轴承应力分布的分析研究 比较少，众多学者主要集中在滑动轴承的粗糙度、变 形、非牛顿体等方面进行研究。，ｗｍｇ和ｚ｝—＃“针对 弹性支撑轴承的－－二维热弹流体润滑研究，分析热弹变 形对轴承性能的影响，指出热弹变形对轴承性能的影 响比热变形大；Ｇｎ—Ｉｌｒａｉ粕和ＰｒａｋａｓＨ“学虑有限长含油 轴承的表面粗糙度的冈素，认为粗糙度的类型对含油 轴承的性能影响较大，横向粗糙度使轴承承载能力和 孽擦力增加，纵向粗糙度使摩擦力和摩擦系数有细微 的增加，偏位角随粗糙度的变化而不显著；Ｇｅｃｉｍ”Ｊ在 多级通用的非牛顿体润滑油对轴承性能的影响文中阐 述了采用牛顿体和非牛顿模型计算功率损失、宽径比、 剪应率的稳定性等参数的差异，许多条件下不能简单 用牛顿体模型替代。本文分析·实际发动机应力场， 联立滑动轴承的雷诺方程、粘度和密度方程的求解， 并经迭代计算，得到滑动轴承的压力分布与油膜厚度 分布的三维曲线图，进而分析得到轴承衬内的应力分 布，材料塑性变形与应力分布有关。通过分析，寻找 滑动轴承的失效类型和主要原因，并比较在不同转速 和不同载荷情况下的Ｍｉｓｅｓ应力分布形式，从而得出轴