湖南大学机械设计课件第12章

第四篇轴系零部件第十二章滑动轴承（一）教学要求1、了解滑动轴承特点、分类和主要结构，滑动轴承的材料、润滑方式，了解非流体摩擦滑动轴承的计算方法2、解流体动压润滑滑动轴承计算，主要参数选择，了解其它型式滑动轴承（二）教学的重点与难点1、非流体摩擦滑动轴承的设计计算2、流体动压滑动轴承的承载能力及影响因素（三）教学内容§12-1 概述一、轴承：——支承轴及轴上零件。

二、轴承分类：滑动轴承——宜用在高速、高精度、重载、结构上要求剖分处。

滚动轴承——应用很广。

三、滑动轴承分类：按承受载荷方向分：径向轴承推力轴承按装拆方式分：整体式轴承剖分式轴承——又分为直剖和斜剖按摩擦状态分：液体摩擦滑动轴承非液体摩擦滑动轴承按油膜形成原理不同分：液体动压润滑轴承液体静压润滑轴承四、滑动轴承的特点优点：1）承载能力高；2）工作平稳可靠、噪声低；3）径向尺寸小；4）精度高；5）流体润滑时，摩擦、磨损较小；6）油膜有一定的吸振能力缺点：例如：汽轮机、离心式压缩机、内燃机、大型电机、水泥搅拌机、滚筒清砂机、破碎机等。

1）非流体摩擦滑动轴承、摩擦较大，磨损严重。

2）流体摩擦滑动轴承在起动、行车、载荷、转速比较大的情况下难于实现流体摩擦；3）流体摩擦、滑动轴承设计、制造、维护费用较高。

五、应用：1）n特高或特低；2）对回转精度要求特别高的轴；3）承受特大载荷；4）冲击、振动较大时；5）特殊工作条件下的轴承；6）径向尺寸受限制或轴承要做成剖分式的结构例：机床、汽轮机、发电机、轧钢机、大型电机、内燃机、铁路机车、仪表、天文望远镜等。

六、本章重点内容：1）、轴承型式与结构2）、轴瓦材料与结构3）、轴承结构参数4）、润滑剂选择5）、工作能力及热平衡计算§12-2 滑动轴承的结构型式一般由轴承座、轴瓦(套)、润滑装置、密封装置等组成一、径向滑动轴承：1、整体式——见右图►注意轴套上的油沟►磨损后无法调整间隙►用于间歇工作、轻速轻载的场合2、剖分式►有直剖和斜剖两种►注意定位止口►之间有垫片，磨损后可减薄垫片并刮瓦►应用广泛二、推力滑动轴承：——略注意： 常见的推力轴承的轴颈形状可产生动压油膜的推力滑动轴承§12-3 轴瓦结构及材料轴瓦直接与轴颈接触，因而要求特别：要求：1）、摩擦系数小2）、导热性好，热膨胀系数小3）、耐磨、耐蚀、抗胶合能力强4）、要有足够的机械强度和可塑性、嵌藏性。

失效形式：1）、磨粒磨损2）、刮伤 3）、胶合（咬粘） 4）、疲劳剥落5）、腐蚀——特别是铜铅易腐蚀合金中的铅，…………一、轴瓦结构整体式(又称轴套)——分为光滑轴套和带纵向油槽轴套对开式——分为厚壁轴瓦和薄壁轴瓦对薄壁轴瓦——常切去0.3～0.5mm,以便调整间隙。

轴瓦上要开出油沟——应开在非承载区思考：如何防止相对于轴承座移动注意1——轴承衬的问题。

有轴承衬则称为双金属轴瓦轴瓦内可附轴承衬；轴承衬可用离心浇铸法浇铸；注意制出榫头、凹沟或螺纹。

注意2——轴瓦上开油沟的问题。

轴瓦上要开油沟以便实施润滑。

油沟要开在非承载区（上方）！油沟有多种形式。

注意3——轴瓦的定位问题。

防止轴瓦相对于轴承座移动和转动。

防止沿轴向移动——端部制出凸缘。

防止在径向转动——冲出定位唇（凸耳）、用紧定螺钉、用销钉二、轴承材料——指轴瓦和轴承衬所用的材料。

1、常用材料1）、轴承合金（白合金、巴氏合金）——由锡、铅、锑、铜组成，减摩性、耐磨性、顺应性、嵌藏性、磨合性都很好，但价格贵、强度较低，故常作轴承衬材料，用于重载、中高速场合。

分为两类：锡锑轴承合金——较好些，在110℃开始软化。

例：ZChSnSb11-6铅锑轴承合金——较脆，故用于中速、中载处。

例：ZChPbSb16-16-22）、青铜——强度高、承载能力大、耐磨性与导热性优于轴承合金，可在250℃以下工作，但可塑性差，不易跑（磨）合。

青铜可单独做成轴瓦，或浇铸在钢或铸铁轴瓦内壁上。

可用：锡青铜——用于中速重载。

例如：ZCuSn10P1（10-1锡青铜）铅青铜——用于中速中载。

例如：ZAlPb30（30铅青铜）铝青铜——用于低速重载。

例如：ZCuAl10Fe3（10-3铝青铜）3）、其它材料铸铁(HT、QT等)——价廉、轻载、低速时可用。

粉末冶金材料——铜、铁石墨等粉末压制、烧结而成，多孔(又称含油轴承)，温度升高时，油的膨胀系数较大些，故自动进入摩擦表面，加一次油可用较长的时间。

适用于轻载、低速和加油不方便处。

非金属材料——如塑料、硬木、橡胶和石墨等。

§12-4 润滑剂与润滑方法仍为油润滑剂、脂润滑剂、固体润滑剂几类润滑方法同前——间歇式润滑、连续润滑、飞溅润滑、压力循环润滑等.§12—5 不完全液体润滑滑动轴承的计算大多数轴承实际处在混合润滑状态（边界润滑与液体润滑同时存在的状态）。

其可靠工作的条件是：维持边界油膜不受破坏，以减少发热和磨损（计算准则），并根据边界膜的机械强度和破裂温度来决定轴承的工作能力。

但影响边界膜的因素很复杂→∴采用简化的条件性计算。

一、径向滑动轴承1、限制平均比压P目的：避免在载荷作用下润滑油被完全挤出，而导致轴承过度磨损][p dBF p ≤= Mpa (12-1) [p]——许用比压Mpa, 查表12-2，与轴瓦材料有关d 、B ——轴颈直径和宽度（mm ）2、限制轴承的p 、v 值f 、pv ——反映单位面积上的摩擦功耗与发热，pv 越高，轴承温升越高，容易引起边界膜的破裂∴目的，——限制pv 是控制轴承温升，避免边界膜的破裂。

][19100100060v p BFn dn dB F v p ⋅≤≈⨯⨯=⋅π Mpa. m/s (12-2) 式中，n ——轴颈转速v ——轴颈圆周线速度m/s[p.v]——轴承材料许用pv 值，查表12-23、限制滑动速度v目的：当p 较小时，避免由于v 过高而引起轴瓦加速磨损。

∴][100060v dnv ≤⨯=π m/s[v]——轴承材料的许用v 值，见表12-2计算不满足时可采取的措施；1）选用较好的轴瓦或轴承衬材料；2）增大d 或B 。

滑动轴承的配合：H9/d9，H8/f7，H7/f6旋转精度要求高的轴承，选择较高的精度，较紧的配合反之， 选择较低的精度，较松的配合二、推力滑动轴承推力轴承实心端面由于跑合时中心与边缘磨损不均匀，愈近边缘部分磨损愈快，空心轴颈和环状轴颈可以克服此缺点。

载荷很大时可以采用多环轴颈。

1、限制轴承平均比压p][)(4202p d d Z Fa p ≤-=ξπMpa Fa ——轴向载荷（N ）；d 0，d ——止推环内、外直径（mm ）；Z ——轴环数；ξ——考虑油槽使支承面积减小的系数，通常取ξ=0.85~0.95；[P]——许用比压Mpa 。

查表12-6。

2、限制轴承的pv m 值][100060)(4202v p n d d d Z Fa v p m m ⋅≤⨯⋅⨯-=⋅πξπMpa.m/sn ——轴颈转速（r/min ）20d d d m +=——止推环平均直径（mm ） v m ——止推环平均直径处的圆周速度（m/s ）[pv]——p 、v m 的许用值，多环轴承，考虑受力不均，表12-6中[p 、v]降低50%。

动力润滑的滑动轴承，（初步计算时也要验算p 、pv 、v ）在起动和停车过程中往往处于混合润滑状态，因此，在设计液体动力润滑轴承时，常用以上条件性计算作为初步计算。

§12—6 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算一、流体动力润滑基本方程研究流体动力润滑的基础——雷诺方程根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后简化而得的。

假设条件是：1） 忽略压力对润滑油粘度的影响；2） 流体为粘性流体；3） 流体不可压缩，并作层流；4） 流体膜中压力沿膜厚方向是不变的；5） 略去惯性力和重力的影响。

如图12-12所示，两平板被润滑油隔开，移动件以速度v 沿x 方向滑动，另一平板静止不动，设平板正方向尺寸为无穷大（流体沿Z 方向无流动），从油层中取出长、宽、高分别为dx 、dy 、dz 的单元体进行力平衡分析单元体沿x 方向受四个力，两侧向压力：p 、dx x p p ∂∂+上下面剪切应力为：τ及（dy y∂∂+ττ） 由x 方向的力平衡条件，得 0)()(=∂∂+-∂∂+-+dxdz ydydz dx x p p dxdz pdydz τττ 化简得：yx p ∂∂-=∂∂τ （12-6） ∵牛顿粘性流体定律：y u ∂∂-=ητ代入上式得 22yu x p ∂∂=∂∂η （12-7） 积分后得：21221c y c y xp u ++∂∂=η （12-8） ∵y=0时，u=v(油层随移动件移动)；y=h(h ——为单元体处油膜厚度)时，u=0（油层随静止件不动）时，则得积分常数c 1、c 2。

积分常数：hv h x p h c -∂∂-=η21；v c =2 代入式（12-8）得 xp y h y h y h v u ∂∂⋅---=η2)()( （12-9） 由上式可见，u 由两部分组成，式中前一项表示速度沿y 成浅性分布，直接由剪切流引起，第二项表示速度沿y 成抛物浅分布，是由油压沿x 方向变化而引起的。

不计侧漏，润滑油沿x 方向通过任一截面单位宽度的流量为⎰⎰∂∂⋅-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡∂∂⋅---==h h x h x p h v dy x p y h y hy h v udy q 03012122)()(ηη （a ） 设在p=p max 处油膜厚度为h 0（p=p max 处，0=∂∂xp 时，h=h 0），在该截面处流量为 02h v q x = （b ） 由于连续流动时流量不变，故得3012122h xp h v h v ∂∂⋅-=η ∴306h h h v x p -=∂∂η （12-10） 一维雷诺流体动力润滑方程上式对x 取偏导数可得xh v x p h x ∂∂=∂∂⋅∂∂6)(3η （12-11） 若再考虑润滑油沿Z 方向的流动，则xh v z p h z x p h x ∂∂=∂∂⋅∂∂+∂∂⋅∂∂6)()(33ηη （12-12） 上式为二维雷诺流体动力润滑方程式——流体动力润滑轴承的基本公式。

二、油楔承载机理 由306hh h v x p -=∂∂η中可看出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，利用该式可求出油膜中各点的压力p ，全部油膜压力之和即为油膜的承载能力。

在油膜厚度h=h 0左边，h>h 0，0/>∂∂x p ，即油压随x 的增大而增大，右边，h<h 0，0/<∂∂x p ，即油压随x 的增大而减小∴油膜须呈收敛楔形，才能使油楔内各处油压都大于入口和出口处的压力，产生正压力以支承外载。