滑动轴承详解

此式说明压力沿x方 向的变化率与速度 梯度沿y方向的变化 率成正比。
流体动压力的形成和压力油膜承载原理
靠运动表面带动粘性流体以足够的速度流经收敛形间 隙时,流体内所产生压力叫流体动压力 间隙内具有动压力的油层称为流体动压油膜
3.形成流体动压的条件
形成流体动压的必要条件是:
(1)流体必须流经收敛间隙, 而且间隙倾角越大则产生的 油膜压力越大。 (2)流体必须有足够的速度
材料 材料
钢 轴承合 或 金或 铸 铅青铜 铁 轴承
合金 铸 轴承 铁 合金
应用场合
用于高速重载 有冲击的轴承
用于振动及冲击 载荷下的轴承 用于平稳载荷下 工作的轴承
轴承衬厚度
s = 0.01d
s = 0.01d s = 0.01d
青 轴承 铜 合金
用于高速重载的 重要轴承
s = 0.01d
沟槽形状
• 非液体摩擦滑动轴承： 结构简单，使用方便，但损耗较大。
• 液体摩擦轴承的特点有（与滚动轴承比）： （1）在高速重载下能正常工作，寿命长； （2）精度高，液体摩擦轴承磨损小（如葛洲坝电 站推力轴承最近拆卸后发现表面刀痕还
在）； （3）滑动轴承可做成剖分式的，能满足特殊 结构的需要；
（4）液体摩擦轴承具有很好的缓冲和阻尼作用， 可以吸收震动，缓和冲击；
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）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。
− cos cosϕ
ϕ0
)3
)
dϕ
微小面积上油膜力的垂直分量
pϕy = pϕ ⋅ rdϕ ⋅1⋅ cos π − (ϕa + ϕ )
单位长度上油膜力的垂直分量之和
∫ ∫ Py
=
6η ⋅V ψ2
ϕ2 ϕ1

ϕ ϕ1
ε
(cosϕ − cosϕ0 ) (1+ ε ⋅ cosϕ )3

dϕ
（5）滑动轴承的径向尺寸比滚动轴承的小（摩擦发 生在轴瓦和轴颈表面之间，而滚动轴承的摩擦 发生在套圈和滚动体之间）；
（6）但起动过程不易形成油膜，摩擦阻力较大。 • 在要求剖分结构（如发动机连杆与曲轴之间）、特
高速、特低速、特重载、无法润滑等场所
12.2 滑动轴承的结构形式
一、径向滑动轴承
1.整体式径向滑动轴承
(3)流体必须是粘性流 体
二、流体动压基本方程
将
dp dx
=η
d 2υ dy 2
变形并积分
得
dp dx
=
6η
⋅υ
h
− h0 h3
此式称为一维流体动压基本方程，也叫一维雷诺方程
12-6 液体动压径向滑动轴承的计算
一、径向滑动轴承的工作过程
二、径向滑动轴承的几何参数及其基本方程的形式
径向滑动轴承的几何参数如下
2.非液体摩擦轴承用润滑剂的选择
非液体摩擦轴承有的用润滑油,有的用润滑脂。这要用系数K来估计
当K ≤ 2
滑油润滑
K = p ⋅v3
时可选用润滑脂来K润>滑2,
时则需用润
二、润滑方式及润滑装置
润滑方式有连续润滑和间歇润滑
用润滑脂时，一般采用间歇式润滑。 用润滑油时，对于小型、低速或间歇 运动的机器也可采用间歇式润滑。
六、滑动轴承主要参数和选择
在液体摩擦滑动轴承设计中已知条件通常是：
作用在轴颈上的径向载荷 Fr ，轴颈直径d 数 ，以及轴承的工作条件等。
和轴的转n
轴承的设计计算就是选择合适的参数，使轴承的最小油膜
厚度（ hmin 定的范围
）满足式（12-12），使温升（∆t
）在规
1.轴承长颈比L/d的选择
L/d大时：轴瓦压强变小、最小油膜厚度增加、承载能力变大 油流量变小、温升高，边缘易接触。
二、常用的轴瓦材料及其性质
• 轴瓦材料可分为三类：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
• 主要失效形式：胶合和磨损，限制fpv
一、非液体摩擦径向滑动轴承的计算
1. 验算压强
压强P过大可能是轴瓦产生塑性变形破坏边界膜,
应保证压强不超过允许值[p],即
p = Fr ≤ [ p] Ld
MPa
2.验算pv 值
pv 值大表明摩擦功大,温升大,边界膜易破坏,其限制条件为:
pv
=
Fr π d n Ld 60 ×1000
• 滑动轴承材料指的是轴瓦材料
• 滑动轴承的失效形式主要是轴瓦的胶合和磨损
一、对轴瓦材料的要求
（1）有足够的疲劳强度 （2）有足够的抗压强度 （3）有良好的减摩性和耐磨性 （4）具有较好的抗胶合性 （5）对润滑油要有较好的吸附能力 （6）有较好的适应性和嵌藏性 （7）良好的导热性 （8）经济性、加工工艺性好
（4）流体的重力和流动过程中产生的惯性力可以略去;
（5）由于间隙很小，压力沿y方向大小不变;
（6）平板沿Z方向无限长，所以流体沿Z方向无流动。
2.流体动压力的形成及承载原理
从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析,可得
dp = − dτ dx dy
将 τ = −η dυ 代入 dy
得
dp dx
=η
d 2υ dy 2
h——沿圆周方向任一位置的间隙（油膜厚度），mm h=C+ecosφ
h0 ——对应最大压力处的油膜厚度,mm
h0=C+ecosφ0
hmin ——最小油膜厚度，mm
hmin=C-e
dx = rdϕ
将h、h0、dx代入
dp dx
=
6η
⋅V
h
− h0 h3
，整理得
dp dϕ
= 6ηV
1 rψ 2
ε (cosϕ − cosϕ0 ) (1 + ε cosϕ )3
D、d --分别为轴承孔和轴颈的直径,mm;
∆ = D − d ——直径间隙, mm C = R − r——半径间隙, mm R、r——分别为轴承孔和轴颈的半径，mm
L——轴承长度，mm L / d ——轴承长径比 ψ = C / r——相对间隙 e = OO ' ——偏心距，mm ε = e / C ——相对偏心距（偏心率）
三、非液体摩擦径向滑动轴承的配合
12-5 液体动压形成原理及基本方程
液体摩擦轴承分为:
径向轴承 流体动压轴承
推力轴承
流体静压轴承
轴颈和轴承两相 对运动表面间完 全被一层油膜所 分开
一、流体动压润滑形成原理
1.基本假设
(1)两板间流体作层流运动; (2)两板间流体是牛顿流体,其粘度只随温度的变化而改变, 忽略压力对粘度的影响,而且流体是不可压缩的; (3)与两板M、N相接触的流体层与板间无滑动出现;
=
π nFr 60 ×1000L
≤
[ pv]
MPa·m/s
3.验算速度υ
对于跨度较大的轴 υ = π ⋅ d ⋅ n ≤ [υ ] 60 ×1000
m/s
二、非液体摩擦推力滑动轴承的计算
1.验算压强 p
( ) p = Z π
2.验算 pυm 值4
Fa
d
2
−
d
2 0
≤ [p] ⋅k
MPa
pυm ≤ [ pυm ] MPa ⋅ m / s

⋅
cos
π
− (ϕa
+ ϕ ) ⋅ dϕ
沿垂直方向的总油膜力
∫ ∫ P
=
6η ⋅VL ψ2
ϕ2

ϕ1
ϕ ϕ1
ε
(cosϕ − cosϕ0 (1 + ε ⋅ cosϕ )3
)
dϕ

⋅ cos
π
−
(ϕa
+ϕ
) dϕ
⋅ kL
kL ——端泄系数，考虑端泄使油膜压力降低的系数
注油器
针阀式油杯
比较重要的轴承应当采用连续润滑方 式，常用的连续润滑有以下几种：
滴油润滑 油杯润滑 浸油润滑 飞溅润滑 压力循环润滑
δ1 ——轴瓦表面的不平度，µm δ2 ——轴颈表面的不平度，µm [hmin ]——保证液体摩擦的最小油膜厚度许用值，µm K ——考虑表面几何形状误差、轴的弯曲变形
和安装误差的可靠性系数，通常取K ≥ 2
四、滑动轴承的热平衡计算
在热平衡状态，对于非压力供油的径向滑动轴承有
fFrV = cρQ (t0 − ti ) + Ks ⋅ A(t0 − ti )
=f ψ
——轴承的摩擦系数
CQ
=
Q ψVdL
——轴承的流量系数
由温升∆t和平均温度tm可得
t0
=
tm
+
∆t 2
oC
一般取 tm=50oC
ti
=
tm
−
∆t 2
oC
t0=60~70 oC
ti=30~40 oC
五、耗油量和摩擦功率
（1）耗油量 （2）摩擦功率
Q = CQ ⋅ψ ⋅ L ⋅ d ⋅V , m3 / s Pf = f ⋅ Fr ⋅V W
（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。
三、轴瓦结构
轴瓦的瓦背和轴承衬的联接形式见下表
瓦背 轴承衬
整体式轴瓦
轴瓦和轴承座一般采用过盈配合
剖分式轴瓦
为了向摩擦表面间加注润滑剂,在轴承上方开设注油孔
整 体 式
为了向摩擦表面输送
和分布润滑剂,在轴瓦
剖
内面开有油沟
分
式
液体摩擦轴承的油沟应开在非承载区, 周向油沟应靠近轴承的两端。
对某些载荷较大的轴承,在轴瓦内开有油室
12.4 非液体摩擦轴承的计算
七、滑动轴承摩擦特性曲线
12-7 多油楔动压轴承简介
一、多油楔滑动轴承
当轴承具有一个压力区时称单油楔轴承
椭圆轴承
三油楔轴承 摆动瓦多油楔轴承
二、多油楔推力轴承
根据瓦块固定与否，分为固定瓦和摆动瓦推力轴承
12-8 润滑剂与润滑装置
一、滑动轴承用润滑剂的选择
1.液体摩擦轴承用润滑油的选择
(1)重载有冲击时的选择较高的粘度; (2)高速、轻载时选择较低的粘度
CF
=
Frψ 2 LηV
=
Frψ 2 ηV
CF叫作轴承的承载பைடு நூலகம்系数
（12-11）
设计时,根据长径比L/d´用式(12-11)计算CF ,然后由滑动轴承 图CF查−得ε ε再由下式计算得 。 hmin
hmin = C(1 − ε ) =ψ r(1 − ε )
最小油膜厚度必须满足
hmin ≥ [hmin ] = K (δ1 + δ 2 ), mm
（12-8）
此式即为动压径向滑动轴承的基本方程， 也就是压力沿圆周方向的变化率。
三、径向滑动轴承的承载系数和最小油膜厚度计算
影响最小油膜厚度的因素很多，可以用一个表示这些因素综 合影响的无量纲数——承载量系数来反映
压力沿圆周方向曲线方程
∫ pϕ
=
6η ⋅V rψ 2
ϕ ϕ1
ε
(cosϕ (1+ ε ⋅
• 轴颈+轴瓦+轴承座 • 结构简单；但磨损
后间隙过大时无法 调整;轴颈只能从轴 承端部安装和拆卸
2.剖分式径向滑动轴承（剖分位置十分重要）
垂直载荷用
倾斜载荷用
剖分式径向滑动轴承装拆方便,还可以通过增减 剖分面上的调整垫片的厚度来调整间隙。
二、推力滑动轴承 由轴承座和推力轴颈组成
12.3 轴瓦的材料和结构
Q——润滑油的流量
ρ ——润滑油的密度
c——润滑油的比热
Ks ——轴承体的散热系数 A——轴承体散热面积 t0 ——润滑油的出口温度
ti ——润滑油的入口温度
令∆t = t0 − ti ,由上式可得
f ⋅p
∆t= cρ
ψ Q
+ π Ks
ψVdL ψV
=
Cf ⋅ p
cρCQ
+
π Ks ψV
式中C f
第十二章 滑动轴承
12.1 概述
滑动轴承的基本 结构
•轴颈 •轴瓦：
一、滑动轴承的分类
• 按滑动轴承工作时轴瓦和轴颈表面间呈现的 摩擦状态，滑动轴承可分为:
液体摩擦轴承
液体动压润滑轴承 液体静压润滑轴承
非液体摩擦轴承
• 按滑动轴承承受载荷的方向可分为:
径向滑动轴承 推力滑动轴承
二、滑动轴承的特点和应用
轴承稳定工作时,外载荷Fr 和总油膜力和垂直分量P相平衡,即
Fr
=
η
⋅V ⋅ ψ2
L
CF
（12-10）
∫ ∫ CF
= 6kL
ϕ2 ϕ1
ϕ ϕ1
ε
⋅ (cosϕ − cosϕ0 (1 + ε cosϕ )3
)
dϕ

⋅ cosϕ
π
−
(ϕα
+ϕ
) dϕ
由式（12-10）可得
2.相对间隙ψ和轴承配合的选择
选择ψ的经验公式为
ψ = (0.6~1.0) ×10−3V 0.25
按最大间隙计算最小油膜厚度 按最小间隙进行热平衡计算
3.润滑油的选择及粘度的确定
粘度高：油膜厚度大、承载能力大，易发热。
载荷大：选高粘度油
速度高：选低粘度油
4.最小油膜厚度许用值的确定
由表面不平度来确定