径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程
滑动轴承
第八章滑动轴承8.1 重点、难点分析本章的重点内容是滑动轴承轴瓦的材料及选用原则；非液体摩擦滑动轴承的设计准则及设计计算；液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算。
难点是液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算及参数选择。
8.1.1 轴瓦材料及其应用对轴瓦材料性能的要求：具有良好的减摩性、耐磨性和咬粘性；具有良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；具有足够的强度和抗腐蚀的能力和良好的导热性、工艺性、经济性等。
常用轴瓦材料：金属材料、多孔质金属材料和非金属材料。
其中常用的金属材料为轴承合金、铜合金、铸铁等。
8.1.2 非液体摩擦滑动轴承的设计计算对于工作要求不高、转速较低、载荷不大、难于维护等条件下的工作的滑动轴承，往往设计成非液体摩擦滑动轴承。
这些轴承常采用润滑脂、油绳或滴油润滑，由于轴承得不到足够的润滑剂，故无法形成完全的承载油膜，工作状态为边界润滑或混合摩擦润滑。
非液体摩擦轴承的承载能力和使用寿命取决于轴承材料的减摩耐磨性、机械强度以及边界膜的强度。
这种轴承的主要失效形式是磨料磨损和胶合；在变载荷作用下，轴承还可能发生疲劳破坏。
因此，非液体摩擦滑动轴承可靠工作的最低要求是确保边界润滑油膜不遭到破坏。
为了保证这个条件，设计计算准则必须要求：p≤[p]，pv≤[pv]，v≤[v]限制轴承的压强p，是为了保证润滑油不被过大的压力挤出，使轴瓦产生过度磨损；限制轴承的pv值，是为了限制轴承的温升，从而保证油膜不破裂，因为pv值是与摩擦功率损耗成正比的；在p及pv值经验算都符合要求的情况下，由于轴发生弯曲或不同心等引起轴承边缘局部压强相当高，当滑动速度高时，局部区域的pv值可能超出许用值，所以在p较小的情况下还应该限制轴颈的圆周速度v。
8.1.3液体动力润滑径向滑动轴承设计计算液体动力润滑的基本方程和形成液体动力润滑（即形成动压油膜）的条件已在第一章给出，这里不再累述。
1．径向滑动轴承形成动压油膜的过程径向滑动轴承形成动压油膜的过程可分为三个阶段：（1）起动前阶段，见图8-1a；（2）起动阶段，见图8-1b；（3）液体动力润滑阶段，见图8-1c；图8-1 径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程对于这一形成过程应掌握如下要点：（1）从轴颈开始转动到轴颈中心达到静态平衡点的过程分析；（2）在给定载荷、轴颈转动方向及偏心距e的大小时，如何确定轴颈的平衡位置；（3）确定轴颈平衡位置后，油膜压力分布的大致情况以及最小油膜厚度h min的位置；（4）影响轴颈静态平衡点位置的主要因素有外载荷F，润滑油粘度η和轴颈转速n。
液体动力润滑径向滑动轴承设计计算
液体动力润滑径向滑动轴承设计计算流体动力润滑的楔效应承载机理已在第四章作过简要说明，本章将讨论流体动力润滑理论的基本方程（即雷诺方程）及其在液体动力润滑径向滑动轴承设计计算中的应用。
（一）流体动力润滑的基本方程流体动力润滑理论的基本方程是流体膜压力分布的微分方程。
它是从粘性流体动力学的基本方程出发，作了一些假设条件后得出的。
假设条件：流体为牛顿流体；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不变。
图12－12中，两平板被润滑油隔开，设板A 沿x 轴方向以速度v 移动；另一板B 为静止。
再假定油在两平板间沿 z 轴方向没有流动(可视此运动副在z 轴方向的尺寸为无限大)。
现从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析。
作用在此微单元体右面和左面的压力分别为p 及p p dx x ∂⎛⎞+⎜∂⎝⎠⎟，作用在单元体上、下两面的切应力分别为τ及dy y ττ⎛⎞∂+⎜⎟∂⎝⎠。
根据x 方向的平衡条件,得：整理后得根据牛顿流体摩擦定律,得，代入上式得 该式表示了压力沿x 轴方向的变化与速度沿y 轴方向的变化关系。
下面进一步介绍流体动力润滑理论的基本方程。
1．油层的速度分布将上式改写成（a）对y 积分后得（c）根据边界条件决定积分常数C1及C2:当y=0时,v= V；y=h(h为相应于所取单元体处的油膜厚度)时,v=0,则得：代入（c）式后,即得 （d）由上可见,v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：将式(d)代入式(e)并积分后,得（f）设在 p=p max处的油膜厚度为h0(即时当润滑油连续流动时,各截面的流量相等,由此得 ：整理后得该式为一维雷诺方程。
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
精品资料推荐液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线(二) HZS —I型试验台一.实验目的1. 观察滑动轴承液体动压油膜形成过程。
2. 掌握油膜压力、摩擦系数的测量方法。
3. 按油压分布曲线求轴承油膜的承载能力。
二.实验要求1. 绘制轴承周向油膜压力分布曲线及承载量曲线，求出实际承载量。
2. 绘制摩擦系f与轴承特性的关系曲线。
3. 绘制轴向油膜压力分布曲线三•液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理当轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，由于油的粘性作用，当达到足够高的旋转速度时，油就被带入轴和轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，即在承载区内的油层中产生压力。
当压力与外载荷平衡时，轴与轴瓦之间形成稳定的油膜。
这时轴的中心相对轴瓦的中心处于偏心位置，轴与轴瓦之间处于液体摩擦润滑状态。
因此这种轴承摩擦小，寿命长，具有一定吸震能力。
液体动压润滑油膜形成过程及油膜压力分布形状如图8-1所示。
滑动轴承的摩擦系数f是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度(Pas)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MPi)有关，令nP (7)式中：一轴承特性数观察滑动轴承形成液体动压润滑的过程，摩擦系数f随轴承特性数的变化如图8-2所示。
图中相应于f值最低点的轴承特性数c称为临界特性数，且c以右为液体摩擦润滑区，c以左为非液体摩擦润滑区，轴与轴瓦之间为边界润滑并有局部金属接触。
因此f值随减小而急剧增加。
不同的轴颈和轴瓦材料、加工情况、轴承相对间隙等，f—曲线不同，c也随之不同。
四.HZS-1型试验台结构和工作原理1•传动装置如图8-7所示，被试验的轴承2和轴1支承于滚动轴承3上，由调速电机6通过V带5 带动变速箱4，从而驱动轴1逆时针旋转并可获得不同的转速。
精品资料推荐(9)21 —轴2—试验轴承3—滚动轴承 4 —变速箱5 — V 带传动6—调速电机图8-7传动装置示意图2.加载装置该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。
滑动轴承
特
点： 有良好的流动性，可形成动压、静压或边膜界润滑膜。
适用场合：不完全液体滑动轴承和完全液体润滑滑动轴承。 选择原则：主要考虑润滑油的粘度。 转速高、压力小时，油的粘度应低一些；反之，粘度应高一些。 高温时，粘度应高一些；低温时，粘度可低一些。
三、固体润滑剂及其选择
◆
特
点：可在滑动表面形成固体膜。
③ 验算轴承的工作能力 1、平均压力p的验算
F p p Bd
F— 径向载荷, N； B— 轴瓦有效宽度,mm； d— 轴颈直径, mm； [p]— 许用压强,Mpa。 目的：防止p过高，油被挤出，产生 “过度磨损”。 2、 pv的验算 ≧ 轴承发热量∝单位面积摩擦功耗fpv ≨ pv↑→摩擦功耗↑→发热量↑→易胶合 F dn Fn pv [ pv ] MPa· m/s
衬的剥离有些相似，但疲劳剥落周边不规则，结合不良造成的 剥离则周边比较光滑。
4
腐蚀 润滑剂在使用中不断氧化，所生成的酸性物质对轴承材料
有腐蚀性，特别是对铸造铜铅合金中的铅，易受腐蚀而形成点
状的脱落。氧对锡基巴氏合金的腐蚀，会使轴承表面形成一层 由SnO2和SnO混合组成的黑色硬质覆盖层，它能擦伤轴颈表面， 并使轴承间隙变小。此外，硫对含银或含铜的轴承材料的腐蚀， 润滑油中水分对铜铅合金的腐蚀，都应予以注意。
3．根据液体润滑承载机理
液体动力润滑轴承（液体动压轴承）：无外部压力源，油 膜靠摩擦面的相对运动而自动形成。
液体静压润滑轴承：外部一定压力的流体进入摩擦面，建 立压力油膜。 本章主要讨论液体动压润滑轴承，工程中一般设计成①或②。
三、滑动轴承的特点和应用
1．优点
①轴颈与轴瓦靠面接触，可用于承受载荷特殊的 情况（重载、振动载荷、冲击载荷等）：内燃机、 汽轮机等 ②用于支承刚度要求高的情况：机床 ③用于旋转运动精度高的场合：仪表 ④用于转速特别高的场合：电机
机械设计-滑动轴承PPT课件精选全文
4．调心式径向滑动轴承（自位轴承）
特点：轴瓦能自动调整位置，以适应轴的偏斜。
注：调心式轴承必须成对使用。
当轴倾斜时，可保证轴颈与轴承配合表面接触良好，从而避免产生偏载。
主要用于轴的刚度较小，轴承宽度较大的场合。
滑动轴承的结构
观看动画
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二、止推滑动轴承的结构
止推滑动轴承由轴承座和止推轴颈组成。常用的轴颈结构形式有：
◆设计准则 ：维持边界膜不破裂。
◆条件性计算内容：限制压强 p 、pv 值、滑动速度v不超过许用值
失效形式：
磨损胶合
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§12-6 滑动轴承的条件性计算
一、径向滑动轴承的计算
已知条件：径向载荷F (N)、 轴颈转速n (r/mm)轴颈直径d (mm)
１．限制轴承的平均压强 p
2．工作平稳，噪音低；
3．结构简单，径向尺寸小。
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§12-2 滑动轴承的主要结构形式
一、径向滑动轴承的结构
１．整体式径向滑动轴承
特点：结构简单，成本低廉。
应用：低速、轻载或间歇性工作的机器中
磨损后间隙无法调整；只能沿轴向装拆。
常用的滑动轴承已经标准化，可根据使用要求从有关手册中合理选用。
－考虑油槽使承载面积减小的系数，其值＝0.85～0.95。
Z－止推环数。
滑动轴承的条件性计算
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注意：设计时液体动压润滑轴承，常按上述条件性计算进行初步计算。（动压润滑轴承在起动和停车阶段，往往也处于混合润滑状态）
2．限制 值
vm－止推环平均直径dm=(d2+d1)/2 处的圆周速度。
1）油槽沿轴向不能开通，以防止润滑油从端部大量流失。
形成流体动压润滑的必要条件和向心滑动轴承形成动压润滑的过程。
形成流体动压润滑的必要条件和向心滑动轴承形成动压
润滑的过程。
形成流体动压润滑的必要条件：
1. 必须有一定的相对运动速度。
在流体动压润滑中，油膜的支撑力来源于两表面间的速度差所引起的动压力。
因此，润滑剂必须具有必要的流动性以形成一定的相对运动速度。
2. 必须具备一定的流体润滑剂。
润滑剂应具备一定的粘度，且能形成流体动力润滑油膜。
3. 两表面必须具备一定的平行度和平直度。
当两表面平行时，润滑剂可沿轴向顺利流动，并具有良好的润滑效果；而当两表面不平直时，润滑剂则难以在表面间保持一定的油膜厚度，从而影响润滑效果。
4. 必须具备一定的温度和压力。
适当的温度和压力有助于提高润滑剂的流动性，并促进润滑剂在摩擦表面上的均匀分布。
向心滑动轴承形成动压润滑的过程：
1. 当轴承在一定转速下工作时，轴颈与轴承之间的润滑油由于受到剪切作用而产生一定的粘性阻力。
2. 随着转速的增加，轴颈与轴承之间的相对运动速度也增加，导致润滑油被轴颈携带的旋转作用加强。
3. 随着转速和携带旋转作用的增加，润滑油被挤向轴承的两端边缘，从而产生压力升高。
4. 当轴承两端边缘的压力升高到一定程度时，会形成足够强度的油膜支撑力，将轴颈与轴承顶起，从而实现流体动压润滑。
5. 在流体动压润滑状态下，轴承与轴颈之间的摩擦阻力大幅度下降，减小了磨损，提高了轴承的使用寿命和工作稳定性。
以上内容仅供参考，建议查阅关于向心滑动轴承的书籍文献获取更全面和准确的信息。
机械设计滑动轴承
3）铝基合金 —— 耐腐蚀性好，疲劳强度较高摩擦性较好 4）灰铸铁及耐磨铸铁 —— 具有减磨性、耐磨性，性脆、磨合性差， 轻载、低速 5）多孔质金属材料 —— 不同金属粉末压制、烧结而成 —— 吸油 （自润滑性）——含油轴承 韧性小，平稳、无冲击 中低速 6）非金属材料 塑料、碳— 石墨、橡胶、木材等
p 6ηV = 3 (h h0 ) x h
A< 0
不能承载
4、形成流体动力润滑的必要条件 1）两运动表面间具有楔形间隙； 2）两表面应有相对速度，速度的方向是将油 由大口带向小口； 3）润滑油应有一定的粘度，且要充分
二、径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程 F F F n n
n=0
n≈0 Ff与 n反相
4、润滑油的粘－温特性
粘 -温 曲 线
5、零件润滑方法 旋 套 式
油 环 润 滑
油 芯 油 杯 旋 盖 式 油 脂 杯
针 阀 油 杯
§2 滑动轴承类型、轴瓦结构及材料
一、 滑动轴承类型
承载形式: 径向轴承(承受径向载荷)
止推轴承(承受轴向载荷)
滑 动 轴 承
润滑状态：不完全液体润滑轴承（不许干摩擦）
2、失效形式与设计准则 失效形式： 承载油膜破裂。 设计准则： 保证液体润滑，hmin≥[h] 同时，因Δt↑→η↓→油膜破裂：限制Δt 3、承载能力计算 推导思路 1）将直角坐标系的雷诺方程转换极坐标系 2）求任意位置的油膜压力 3）pφ 在 F 方向上的分量 pφy 4）求单位宽度上的油膜承载能力 5）考虑轴承端泄，进行修正 承载能力
y
η——动力粘度 y 长、宽、高各1米的液体，上下板相对滑动速度 1 m/s ，需要的切向力为 1 N 时，即 η=1 Ns/m2 （1Pa s — 帕 秒） 动力粘度国际制单位（SI）：
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第12章滑动轴承12.1 复习笔记【知识框架】【通关提要】本章主要介绍了滑动轴承的失效形式及材料、不完全流体润滑滑动轴承的设计计算以及流体动力润滑的形成条件。
学习时需要重点掌握以上内容。
本章主要以选择题、填空题和简答题的形式考查，判断题和计算题较少。
复习本章时以理解记忆为主，计算为辅。
【重点难点归纳】一、概述（见表12-1-1）表12-1-1 滑动轴承的类型及主要内容二、滑动轴承的主要结构形式、失效形式及常用材料（见表12-1-2）表12-1-2 滑动轴承的主要结构形式、失效形式及常用材料三、轴瓦结构（见表12-1-3）表12-1-3 轴瓦结构四、滑动轴承润滑剂的选用1．润滑脂及其选择润滑脂常用在要求较低、难以经常供油，或者低速重载以及作摆动运动之处的轴承中。
选择润滑脂品种的一般原则为：①当压力高和滑动速度低时，选择针入度小的。
②所用润滑脂的滴点，一般应比轴承的工作温度高约20～30℃。
③不同工作环境选用合适的润滑脂，如在潮湿的环境下，应选择防水性强的钙基或铝基润滑脂。
2．润滑油及其选择当液体动压轴承转速高、压力小时，应选粘度较低的油，在高温条件下工作的轴承，润滑油的粘度应比常温轴承的高一些。
3．固体润滑剂固体润滑剂可以在接触面上形成固体膜以减小摩擦阻力，通常只用于一些有特殊要求的场合。
五、不完全流体润滑滑动轴承设计计算（见表12-1-4）表12-1-4 不完全流体润滑滑动轴承设计计算六、流体动力润滑径向滑动轴承设计计算1．流体动力润滑的基本方程流体动力润滑滑动轴承的基本方程（一维雷诺方程）∂p/∂x＝6ηυ（h－h0）/h3式中，p为两板间油膜压力；η为润滑油的动力粘度；v为表面滑动速度；h为油膜厚度；h0为∂p/∂x＝0时的油膜厚度。
从上式中可以得知，形成动压油膜的必要条件如下：（1）两工件之间的间隙必须有楔形间隙。
（2）两工件表面之间必须连续充满润滑油或其他液体。
（3）两工件表面必须有相对滑动速度。
液体动力润滑径向滑动轴承设计计算
y2 x
h
2 x
直线
抛物线
2.润滑油流量
Q
h
udy
vh
h3
p
0
2 12 x
p pmax处油膜厚为h0，即h h0
p 0 Q vh0
x
2
各截面流量相等
vh0 vh h3 p
2 2 12 x
雷诺方程：
p x
6v
h3
h
h0
p
当h＞h0时，x ＞0，p沿x方向
增大
当 h＜h0时，px＜ 0，p沿x方向
减少
流体动力润滑的必要条件：
⑴ 流体必须有粘度，供应充分
⑵ 两表面必须有相对速度，油从大口进，小口出
⑶ 相对滑动两表面必须现成收敛的楔形油隙
四 径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程
n=0
n≥0
n＞＞0
五 径向滑动轴承的几何关系和承载量系数
1 几何关系
⑴直径、半径间隙：△=D－d，δ=R－r= △／2
结果：
F
Bd 2
Cp
承载量系数Cp
Cp
3
B/2 B/2
2 1
1
cos cos0 B1 cos 3
d
cos a
d C1
2z B
2
dz
B—轴承宽度 d—轴承直径 ω—轴承角速度
η—油的粘度 C′—与B/d和 有关的系数
Cp
F 2 Bd
F 2 2vB
讨论：
Cp (, B / d) 表12—7
八 参数选择 1 宽径比 B/d=0.3~1.5
B/d↓ 运转稳定性↑，承载能力↓ 端泄↑,△t↓
高速重载取小值 低速重载取大值
12-07 液体动力润滑径向滑动轴承设计计算
12.7.8 参数选择
被油膜隔开的两平板的相对运动情况
p
x h 该式为一维雷诺方程，它是计算流体动力润滑滑动轴 承的基本方程，由方程可以看出，油膜压力的变化与润滑 油的粘度、表面滑动速度和厚度及其变化有关。
3
6v
(h h0 )
形成液体动力润滑的必要条件
（1）相对运动的两表面必须形成收敛的楔形间隙；
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。
式中：Rz1、Rz2－－分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度；
S－－安全系数，常取S≥2。
轴承的热平衡计算
热平衡条件： 轴承单位时间产生的热量： 由流出的油带走的热量： Q=Q1+Q2 Q=fpv Q1=qρc ( t0-ti )
直径间隙
半径间隙
相对间隙 偏心距e
偏心率
最小油膜厚度
（四）径向滑动轴承工作能力计算简介
不同宽径比时沿轴承周向和轴向的压力分布：
有限宽轴承的承载量系数 Cp
对于有限宽轴承，油膜的总承载能力为：
承载量系数：
当轴承的包角一定时，经过一系列的换算，Cp可以表示为：
有限宽轴承的承载量系数 Cp
最小油膜厚度hmin
（2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度， 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，供油要充分。
（二）径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程
停车
刚启动
转速不高
径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程
转速达到一定值
转速趋于无穷大
（三）径向滑动轴承的几何参数和油压分布
12-7 液体动力润滑径向滑动轴承设计
机械设计第十二章滑动轴承
摩擦：滚动摩擦滚动摩擦轴承滚动轴承滑动摩擦滑动摩擦轴承滑动轴承第十二章滑动轴承第一节概述1、滑动轴承应用场合：1）工作转速特高轴承，如汽轮发电机；2）要求对轴的支撑位置特别精确的轴承，如精密磨床；3）特重型的轴承，如水轮发电机；4）承受巨大的冲击和振动，如轧钢机；5）根据工作要求必须做成剖分式的轴承，如曲轴轴承；6）在特殊的工作条件下（如在水中或腐蚀性介质中）工作的轴承，如军舰推进器的轴承；7）在安装轴承处的径向空间尺寸受到限制时，也常采用滑动轴承，如多辊轧钢机。
2、分类①按载荷方向：径向（向心）轴承、止推轴承、向心止推②按接触表面之间润滑情况：液体滑动轴承、非液体滑动轴承液体滑动轴承：完全是液体非液体滑动轴承：不完全液体润滑轴承、无润滑轴承不完全液体润滑轴承（表面间处于边界润滑或混合润滑状态）无润滑轴承（工作前和工作时不加润滑剂）③液体润滑承载机理：液体动力润滑轴承（即动压轴承）液体静压润滑轴承（即液体静压轴承）3、如何设计滑动轴承（设计内容）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4.特点：承载能力大，工作平稳可靠，噪声小，耐冲击，吸振，可剖分等特点。
第二节滑动轴承的典型结构一、整体式径向滑动轴承：特点：结构简单，易于制造，端部装入，装拆不便，轴承磨损后无法调整。
应用：低速、轻载或间歇性工作的机器中。
二、对开式径向滑动轴承：装拆方便，间隙可调，应用广泛。
特点：结构复杂、可以调整磨损而造成的间隙、安装方便。
应用场合：低速、轻载或间歇性工作的机器中。
三、止推式滑动轴承：多环式结构，可承受双向轴向载荷。
第三节滑动轴承的失效形式及常用材料一、失效形式1、磨粒磨损：硬颗粒对轴颈和轴承表面起研磨作用。
2、刮伤：硬颗粒划出伤痕。
3、胶合：轴承温度过高，载荷过大，油膜破裂或供油不足时，轴颈和轴承相对运动表面材料发生粘附和迁移，从而造成轴承损坏。
机械设计简答题
1.如图所示，采用张紧轮将带张紧，小带轮为主动轮。
在图a、b、c、d、e、f、g和h所示的八种张紧轮的布置方式中，指出哪些是合理的，哪些是不合理的？为什么？（注：最小轮为张紧轮）答：（1）张紧轮一般应放在松边内侧，使带只受单向弯曲（避免了反向弯曲降低带的寿命）。
同时张紧轮还应尽量靠近大轮，以免过分影响带在小轮上的包角。
故图a、b、c、d四种布置中，图b最合理。
（2）此外，张紧轮也宜安装于松边外侧并靠近小带轮，这样可增大包角。
故图e、f、g、h 四种布置中，图e最合理。
1.简述带的弹性滑动现象及成因。
答：带传动中，由于皮带的弹性变形及紧边和松边的拉力差引起的带与带轮之间的相对滑动叫做弹性滑动。
带的弹性滑动是除同步带以外的带传动都具有的固有特性，原因是皮带的松边和紧边的拉力不同，而两个变形长度就不一样了，所以就会有弹性滑动来过渡。
会造成传动比不恒定的问题。
2.比较带的弹性滑动和打滑弹性滑动是皮带的固有性质，不可避免。
弹性滑动的负面影响，包括造成传动比不准确、传动效率较低、使带温升高、加速带的磨损等。
带传动中，存在弹性打滑，当工作载荷进一步加大时，弹性滑动的发生区域（即弹性弧）将扩大到整个接触弧，此时就会发生打滑。
在带传动中，应该尽量避免打滑的出现。
打滑现象的负面影响：导致皮带加剧磨损、使从动轮转速降低甚至工作失效。
打滑现象的好处在于：过载保护，即当高速端出现异常（比如异常增速），可以使低速端停止工作，保护相应的传动件及设备。
3.设计V带传动时，为什么要限制小带轮的？答：带的弯曲应力与带轮的直径成反比，带轮直径越小其弯曲应力越大，设计V带传动时，限制小带轮的是为了避免带工作过程中的弯曲应力过大。
4.什么是带传动的滑动率？滑动率如何计算？答：由于弹性滑动引起带传动中从动轮圆周速度低于主动轮轮圆速度，其相对降低率通常称为带传动滑动系数或滑动率，用表示。
〔2分〕其中：v1为主动轮转速；v2为从动轮转速。
〔2分〕5.什么是摩擦型带传动中的弹性滑动现象？可否避免？它对带传动有何影响？答：由带的弹性变形而引起带与带轮之间的相对滑动现象称为弹性滑动2分）。
机械设计练习(一)(答案)
机械设计练习（一）一、单项选择题（每题1分，共20分）。
1. 采用螺纹联接时，若被联接件总厚度较大，且材料较软，强度较低，需要经常拆装的情况下，一般宜采用。
( C )A. 普通螺栓联接B.铰制孔用螺栓联接C.双头螺柱联接2. 紧联接螺栓按拉伸强度计算时，考虑到拉伸和扭转的联合作用，应将拉伸载荷增至。
( B )A.0.3倍B.1.3倍C.1.7倍3. 在承受轴向变载荷的紧螺栓联接中，采用空心杆螺栓的作用是。
( B )A.减轻联接的重量B.减小螺栓刚度，降低应力幅C.增加联接的紧密性4. 螺纹的公称直径（管螺纹除外）是指它的。
( B )A.内径d1B.大径dC.中径d25. 在螺纹联接常用的防松方法中，当承受冲击或振动载荷时，无效的方法是 ( C )A.采用开口销与六角开槽螺母B.采用胶接或焊接的方法C.设计时使螺纹联接具有自锁性能6. 承受轴向拉伸工作载荷的紧螺栓联接，设预紧力为F0，工作载荷为F，则螺栓承受的总拉力F2。
( A )A.小于F0+FB.等于F0+FC.大于F0+F7. 在滑动螺旋是设计计算中，限制螺纹工作面上的压力p，主要是为了。
( C)A.使材料硬度低的螺母避免被压坏B.防止接触面上应力过大而产生疲劳点蚀C减轻工作面的磨损8. 常用螺纹的牙形有三角形、矩形、梯形和锯齿形等，其中用于联接和用于传动的牙形分别为。
( A )A.第一种和第三种B.第二种和第三种C.第三种和第一种9. 普通螺纹联接中的松联接和紧联接之间的主要区别是：松联接的螺纹部分不承受。
( B )A.拉伸作用B.扭转作用C.弯曲作用10. 用两个普通螺栓将两块钢板联接起来。
已知每块板所受横向力为F，接合面间的摩擦系数f=0.15，为使联接可靠，应使摩擦力比外载荷大20%，则每个螺栓需要的预紧力为( C ) A.0.5F B.2F C.4F11. 两摩擦表面被一层液体隔开，摩擦性质取决于液体内部分子间粘附阻力的摩擦状态称为（ C ）A.液体摩擦B.干摩擦C..混合摩擦D.边界摩擦12. 两摩擦表面间的膜厚比λ=0.4-3时，其摩擦状态为（C ）A.液体摩擦B.干摩擦C.混合摩擦D.边界摩擦13. 现在把研究有关摩擦、磨损与润滑的科学与技术称为（ D ）A.摩擦理论B.磨损理论C.润滑理论D.摩擦学14. 两摩擦表面间的膜厚比λ>3-5时，其摩擦状态为（A ）A.液体摩擦B.干摩擦C.混合摩擦D.边界摩擦15. 动力粘度η的c.g.s制（绝对单位制）单位为（A ）A.泊（P）B.厘斯（cSt）C.恩氏度（E）D.帕.秒（Pa.s）16. 两摩擦表面间的膜厚比λ<0.4时，其摩擦状态为（D ）A.液体摩擦B.干摩擦C.混合摩擦D.边界摩擦17. 两摩擦表面被一层液体隔开，摩擦性质取决于液体内部分子间粘附阻力的摩擦状态称为（ C ）A.液体摩擦B.干摩擦C.混合摩擦D.边界摩擦18. 动力粘度η的c.g.s制（绝对单位制）单位为（A ）A.泊（P）B.厘斯（cSt）C.恩氏度（E）D.帕.秒（Pa.s）19. 两摩擦表面间的膜厚比λ>3-5时，其摩擦状态为（ A ）A.液体摩擦B.干摩擦C.混合摩擦D.边界摩擦20. 两相对滑动的接触表面，依靠吸附的油膜进行润滑的摩擦状态称为（D）A.液体摩擦B.干摩擦C.混合摩擦D.边界摩擦21. 在下列传动中，平均传动比和瞬时传动比均不稳定的是。
滑动轴承
两工件之间的间隙必须有楔形间隙；
A
两工件表面必须有相对滑动速度。 其运动方向必须保证润滑油从大截面 流进，从小截面出来；
τ Bp
两工件表面之间必须连续充满润滑
油或其它液体。
.
y
x p+dp
τ+dτ
二、径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程
1、动压油膜的形成过程
∑ Fy =F
静止 →爬升 →将轴起抬
∑ Fx = 0 F
.
整体式 结构形式
对开式
一、轴瓦的形式和构造
整体轴套 单层材料 双层材料 多层材料 厚壁轴瓦 薄壁轴瓦
制造方法：铸造 内表面：可附有轴承衬 轴承衬材料：轴承合金 瓦背材料：铸.铁、钢或青铜
一、轴瓦的形式和构造
整体式
整体轴套 单层材料 双层材料
结构形式
多层材料
对开式
厚壁轴瓦 薄壁轴瓦
制造方法：双金属板连续轧制批量生产
§12-4 轴瓦结构
.
整体式 结构形式
对开式
一、轴瓦的形式和构造
整体轴套 单层材料 双层材料 多层材料 厚壁轴瓦 薄壁轴瓦
.
整体式 结构形式
对开式
一、轴瓦的形式和构造
整体轴套 单层材料 双层材料 多层材料 厚壁轴瓦 薄壁轴瓦
.
整体式 结构形式
对开式
一、轴瓦的形式和构造
整体轴套 单层材料 双层材料 多层材料 厚壁轴瓦 薄壁轴瓦
静压轴承
.
§12-2 滑动轴承的主要结构形式
.
一、整体式径向滑动轴承
1、作用：主要承受径向载荷。
2、组成： 轴承座
减摩材料制成
整体轴套
3、优点：
结构简单
机械原理期末试卷+答案1
解：Z2=iZ1=25X2=50；
计算 m3q 值： m=4.5， q=11， m3q=1002.375；
m=5， q=10， m3q=1250；
m=5， q=12， m3q=1500；
m=6， q=9， m3q=1944。
故选取：m=5， q=10， m3q=1250。从而：a=m(Z2+q)=5*(50+10)=300mm 蜗轮为右旋，其螺旋角为： arctan(Z1 q ) 111836
F
5 8
2Q 。
（b）所受横向力：
Q1
Fxo 4
2Q 8
，
Q1
Txoy 4(
• 2a 2a)2
Q 4
；
Q1x Q1 Q1cos 45
2Q 4
，
Q1y Q1sin 45
2 8
Q
。
Q1
Q12x Q12y
10 Q 。 8
四、简答下列问题（共 10 分）
1、简述径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程/必要条件。（5 分）
P2 1 (0.4 600 1.8 5444) 10039.2(N)
因为
P1P2，故轴承
1
寿命较短， Lh1
106
(1101000
3
)10
60 980 16000
7901.2(h)
4、（15 分）图示一支架，用四个地脚螺栓（1，2，3，4）固定。四个螺栓的相互距离如图所示。支架上受到与水
平面成 45的作用力 Q。Q 力作用点距离螺栓对称中心的水平距离为 2a，距支架接合面的铅垂距离为 2a，试指出
，
A2
5444N
； A1
描述滑动轴承流体动压油膜的形成过程。
描述滑动轴承流体动压油膜的形成过程。
滑动轴承流体动压油膜的形成过程是一个涉及流体动力学和摩擦学的复杂过程。
在滑动轴承中，为了减少摩擦力和磨损，通常会在摩擦表面之间形成一层流体动压油膜，使得轴承能够平稳运转，减少能量损失。
当轴承开始旋转时，摩擦表面之间会产生一定的摩擦力。
在这种情况下，如果在摩擦表面上注入一定压力下的润滑油，润滑油会填充在摩擦表面之间形成一层薄膜。
这时，随着轴承的旋转，润滑油会被带动形成一个旋转的流体动压油膜。
润滑油在轴承旋转时会受到离心力的作用，使得油膜中心区域的压力较高，边缘区域的压力较低。
这种压力梯度会使得油膜中的油流动起来，形成涡流。
涡流的形成有助于将轴承周围的油液带出，形成一个稳定的润滑油膜。
通过润滑油膜的形成，摩擦表面之间的接触面积减小，从而减少了摩擦力和磨损。
润滑油膜的形成还可以起到减震和冷却的作用，保护轴承不受过热损坏。
总的来说，滑动轴承流体动压油膜的形成过程是一个复杂的流体动力学过程，涉及到润滑油的流动、压力分布以及涡流的形成等多个因素。
通过形成流体动压油膜，可以有效减少摩擦力和磨损，提高轴承的运转效率和使用寿命。
滑动轴承
一、径向滑动轴承的计算
已知条件 外加径向载荷F (N)、 轴颈转速n(r/mm) 轴颈直径d (mm) 验算设计内容 验算轴承的平均压力 验算轴承pv值
验算滑动速度
一、径向滑动轴承的计算
1、验算轴承的平均压力p
目的：限制轴承压强p，以保证润滑油不被过大的压力 挤出，从而避免轴瓦产生过渡的磨损。
F p= ≤[p] Bd
塑料轴承
具有摩擦系数低、可塑性、跑合性良好、耐磨、耐腐蚀、 可用水、油及化学溶液等润滑的优点。 但导热性差、膨胀系数大、容易变形。 轴瓦常用材料有（ 轴承合金）、（ 青铜 ）、（ 黄铜 ） （ 铸铁 ）、（非金属材料 ）。
§12-4
轴瓦结构
一、轴瓦的形式和构造
整体轴套 整体式 结构形式 对开式 单层材料 双层材料 多层材料 厚壁轴瓦 薄壁轴瓦
F
单轴向油槽开在非承载区 （在最大油膜厚度处）
双轴向油槽开在非承载区 （在轴承剖分面上）
双斜向油槽 （用于不完全液体润滑轴承）
§12-5
滑动轴承润滑剂的选用
一、润滑脂及其选择
1、特点：
无流动性，可在滑动表面形成一层薄膜。
2、适用场合 ：
要求不高、难以经常供油，或者低速重载以及作摆动运动 的轴承中。
验算轴承的平均压力
验算轴承pv值
F
d1 d2
二、止推滑动轴承的计算
1、验算轴承的平均压力p
Fa Fa p ≤[p] 2 A z (d 2 d12 ) 4
F
F
d2
z----轴环数 2、 验算轴承的pv值 pvm≤[pv]
d1 d2
d1
对于多环止推轴承，考虑承载的不均匀性， [p]、[pv]应降低 50%
机械设计4[1].12#滑动轴承
![机械设计4[1].12#滑动轴承](https://img.taocdn.com/s3/m/fcef3f1ec5da50e2524d7fbc.png)
§4-4 流体润滑原理简介
(一)流体动力润滑:两相对运动的摩擦表面借助 流体动力润滑: 于相对速度而产生的粘性流体膜来平衡外载荷; 于相对速度而产生的粘性流体膜来平衡外载荷; (二)弹性流体动力润滑:高副接触中,接触应力 弹性流体动力润滑: 使表面产生局部弹性变形,在接触区形成弹性流 体动力润滑状态; (三)流体静力润滑:将加压后的流体送入摩擦表 流体静力润滑: 面之间,利用流体静压力来平衡外载荷;
du 即 : τ = η ( 4 6) dy
剪切 应力 动力 粘度 速度 梯度
Uh h u
x
y
u=0
13
b)运动粘度与动力粘度的换算关系: η 2 ν= m / s 粘—温曲线见 图4-9 密度 ρ
动力粘度η:主要用于流体动力计算.Pas 动力粘度 运动粘度ν:使用中便于测量.m2/s 运动粘度 2.油性(润滑性):润滑油在摩擦表面形成各种吸附膜 油性
23
径向轴承, 滑动轴承 :径向轴承,止推轴承
24
§12-2 径向滑动轴承的结构
整体式径向滑动轴承
对开式径向滑动轴承 对开式径向滑动轴承 径向
图15-18 斜剖 分式径向 径向滑动 分式径向滑动 轴承
25
26
27
28
29
§12-2 径向滑动轴承的结构
调心滑动轴承
可调间隙的滑动轴承
30
滑动轴承
MPa m / s
v=
πn ( d1 + d 2 )
60 × 1000 × 2
≤ [v ]
m/s
44
(上式中各参数见表12-6) 上式中各参数见表 )
中南大学考研试题
设计计算非液体滑动轴承时要验算: 设计计算非液体滑动轴承时要验算 1) ; 其目的是 p ≤ [ p] 2) 3)
径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程
径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程
径向滑动轴承的轴颈与轴孔间必须留有间隙，如下图a所示，当轴颈静止时，轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。此时，两表面间自然形成一收敛的楔形空间。当轴颈开始转动时，速度极低，带入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升(图b)。随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐加多。这时，右侧楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈向左浮起。当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳ห้องสมุดไป่ตู้在一定的偏心位置上(图c)。这时，轴承处于流体动力润滑状态，油膜产生的动压力与外载荷F相平衡。此时，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。