第7章滑动轴承
《机械基础》第七章 支撑零部件解析
既支撑转动零件，又传递 机床主轴，减速器 动力：承受转矩和弯矩 中的轴
传动轴 传递动力，承受转矩
桥式起重机的传动 轴，汽车中连接变 速箱与后桥间的传 动轴
。
光轴
{ 2.根据外形不同 阶梯轴（应用最广泛）
二、转轴的结构
1、转轴正常工作结构上的要求：
（1）、轴上零件要有可靠的周向固定和轴向 固定。
4. 轴的加工方法、装配方法以及其它特殊要求
在选择轴的结构和形状时，
❖ 应使轴的形状接近于等强度条件； ❖ 避免各轴段剖面突然改变，以降低局构应便于加工与装配，形状力求简单，阶梯轴的级数
尽可能少，各段直径不能相差太大。
（1）轴上需磨削的轴段，应设置砂轮越程槽； （2）车制螺纹的轴段，应有螺尾退刀槽； （3）各圆角，倒角，砂轮越程槽及退刀槽等尺寸，尽可能
（7）零件装配时应尽量不接触其它零件的 配合表面；
（8）轴肩高度应考虑零件拆卸方便 。
5、提高轴承载能力的措 施
（1）结构设计方面（减少应力集中）
a、相邻轴段直径不宜相差太大； b、过渡圆角半径不能太小，或用凹切圆角或
中间环； c、尽量避免在轴上开横孔、凹槽等，合理选
择键槽(盘铣)； d、过盈配合轴段可采用一些特殊结构
（2）、轴应便于加工并尽量避免或减少应力 集中。
（3）、轴上零件便于安装和拆卸。
2、轴上零件的固定
（１）轴向固定 作用：保证零件在轴上有确定的轴向位置。 目的：防止零件作轴向移动，并能承受轴向 力 常用方法：轴肩、轴环、轴套、圆螺母、轴 端挡圈等。
①轴肩
轴肩：轴上截面突变的部位。 非定位轴肩：便于装拆、起过渡作用， h=(1~2)mm。 定位轴肩：起轴向定位作用。
⑥弹性挡圈固定
机械设计习题解答
机械设计习题解答第2章机械设计总论一、填空题1．当机械零件出现疲劳断裂时，应按 A 准则计算。
A．强度； B.刚度； C.寿命； D.振动稳定性2.零件的工作安全系数为 B 。
A．零件的极限应力比许用应力； B.零件的极限应力比工作应力C.零件的工作应力比许用应力；D.零件的工作应力比极限应力3.对大量生产、强度要求高、尺寸不大、形状不复杂的零件，应选择 D 。
A．铸造； B.冲压； C.自由锻造； D.模锻二、是非题1.当零件可能出现塑性变形时，应按刚性准则计算。
（×）2．调质钢的回火温度越高，其硬度和强度将越低，塑性越好。
（√）3.机器的设计阶段是决定机器好坏的关键。
（√）4.疲劳破坏是引起大部分机械零件破坏的主要原因。
（√）5.随着工作时间的延长，零件的可靠度总是不变。
（×）第3章机械零件的强度一、简答题1.弯曲疲劳极限的综合影响系数的含义是什么？它与那些因素有关？它对零件疲劳强度与静强度各有何影响？答：① 综合影响系数()D k σ的含义：在对称循环时，()D k σ是试件与零件疲劳极限的比值；在非对称循环时，()D k σ是试件与零件极限应力幅的比值。
② ()D k σ与零件的有效应力集中系数、尺寸系数、表面状态系数有关。
③ ()D k σ对零件的疲劳强度有影响，对零件的静强度没有影响。
2.零件的等寿命疲劳曲线与材料试件的等寿命疲劳曲线有何区别？零件和材料试件的失效形式是否总是相同的？为什么？答：① 零件的等寿命疲劳曲线相对于材料试件的等寿命疲劳曲线下移了一段距离。
② 在相同变应力作用下，两者的失效规律并不总是相同的，因为零件疲劳曲线中疲劳破坏的范围增大了。
3.试说明承受循环变应力的机械零件，在什么情况下可按静条件强度计算？在什么情况下按疲劳强度条件计算？答：承受循环变应力的机械零件，当应力循环次数310N ≤时，按静强度条件计算；当极限应力点与疲劳极限应力曲线中的屈服曲线相交时，也按静强度计算。
机械设计习题
机械设计习题第2章机械设计总论一、填空题1．当机械零件出现疲劳断裂时，应按准则计算A．强度 B.刚度 C.寿命 D.振动稳定性2.零件的工作安全系数为。
A．零件的极限应力比许用应力 B。
零件的极限应力比工作应力C。
零件的工作应力比许用应力 D。
零件的工作应力比极限应力3.对大量生产、强度要求高、尺寸不大、形状不复杂的零件，应选择A．铸造 B。
冲压 C。
自由锻造 D。
模锻二、是非题1.当零件可能出现塑性变形时，应按刚性准则计算。
2.零件的表面破坏主要是腐蚀、磨损和接触疲劳。
3．调制钢的回火温度越高，其硬度和强度将越低，塑性越好。
4.机器的设计阶段是决定机器好坏的关键。
5.疲劳破坏是引起大部分机械零件破坏的主要原因。
6.随着工作时间的延长，零件的可靠度总是不变。
第3章机械零件的强度一、简答题1.弯曲疲劳极限的综合影响系数的含义是什么？它与那些因素有关？它对零件疲劳强度与静强度各有何影响？2.零件的等寿命疲劳曲线与材料试件的等寿命疲劳曲线有何区别？零件和材料试件的失效形式是否总是相同的？为什么？3.试说明承受循环变应力的机械零件，在什么情况下可按静条件强度计算？在什么情况下按疲劳条件强度计算？二、计算题1.某材料的对称循环弯曲疲劳极限1180M Paσ-=，取循环基数65109N,m=⨯=，试求循环次数N分别为7000，25000，620000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
2.某合金钢制的轴受弯曲稳定应力（应力循环特性r 为常数）作用。
已知该轴危险截面的25050max min M Pa ,M Pa ,σσ==-该轴材料的10450700800s M Pa ,M Pa ,M Pa σσσ-===，轴危险截面处的综合影响系数()20DK .σ=，寿命系数12N K .=。
试：（1）绘制该零件的简化疲劳极限应力图；（2）分别用图解法和解析法计算该轴的安全系数。
第6章螺纹连接和螺纹传动一、选择与填空题1.若螺纹的直径与螺旋副的摩擦系数一定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的 。
第7章--流体润滑理论
)
压力无量纲方程
p* h02 p , h* h
6UB
h0
K h1 h0
无量纲压力方程为:
P*
1 K
1
h
*
(K
K 1 2)h *2
1 K
2
最大无量纲压力p *
K
4(K 1)(K 2)
压力分布
0.04 0.03
K=1
0.02 0.01 0.00
1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0
p 3U dh ( y2 L2 )(当 L 0.25时, 计算结果比较准确.)
h3 dx
4B
四、流体静压润滑
• 流体静压润滑的油膜是由外界通入压力流体而 强制形成的.
• 优点: • 1．静压承轴利用外界供给压力油，形成承
载油膜密封于完全液体摩擦状态，f很小，起 动力矩小，效率高。 • 2．静压轴承不磨损，寿命长，长期保持精 度。 • 3．能在低速和重载下工作。
弹性变形形成流体动力油膜
流体润滑
楔形油膜
弹性流体润滑（EHL）
挤压油膜
润滑状态过程
STRIBECK根据滑动轴承与滚动轴承的实际测量，研 究了随着工况条件的改变，润滑状态的过度过程。 为了消除温度对粘度的影响，采用25℃ 作为计算摩 擦因数的依据，将润滑状态分为三个区域。
流体润滑: 油膜h>Rq，摩擦特性完全取决于液体的体 相性能，μ与流体的粘度有关。气体润滑、磁浮。
Qc p
1
5
4.11
06
189.5 8 8 01
03
1.8
8
0.7
4C
五、流体动压润滑
5.1推力轴承的设计
结构:瓦块固定, 转子旋转, 并承担载荷。瓦块开有油 槽, 斜表面, 转子运动将油 带入收敛楔形产生动压润 滑。
第7章 频谱分析-滚动轴承、齿轮和、流体故障、电气故障
评价滚动轴承状态是振动分析中最重要的工作。 不利的是,轴承损坏时 所产生的振动征兆变化很大。 但是, 轴承在恶化时通常有一些可预测的症状。 考虑到这项任务的重要性，并提高分析者预测轴承状态的可能性, 在处理过 程中尽可能使用各种分析方法是十分重要的。 包括:
速度或加速度频谱，频率范围在30,000 到 120,000 cpm。 包络频谱，如ESP, gSE, HFD****,等。 这些频谱对由轴承缺陷产生 的冲击能量十分敏感 (滚珠或滚动体撞击缺陷类似于汽车撞到马路的坑– 产生冲击能量)。 时域图将比频谱具有更强的诊断能力- 尤其是对低速旋转的设备。 因为大多数分析者使用速度频谱分析数据, 我们将主要讨论有关速度频 谱上的 一些应用情况。 使用加速度频谱的优点是一些特殊的频率能更清楚 的显现 (相对于低-中频率范围振幅它的振幅更大)。
2) 回到 gSE 频谱，将振幅单位定为dB。 然后把这个故障频率峰值振幅 和附近的背景噪声比较 (周围的)。 如果差值为 12 - 18 dB, 说明发生了相 当明显的冲击。 如果差值为18+ dB, 说明有大量的冲击发生。 冲击等级 越高, 轴承破坏就越快。 注意 – 有两个主要原因: 如果你使用“过载” 或“幅度” (趋势) 值 而不分析包络频谱，你必须 意识到会有很多不同因素能引起冲击，而这些检测到的信号很多并不是 来自轴承故障。
图 1 – 具有高叶片通过频率时的典型频谱 (“VPF” = 叶片数x RPM)。
症状通常出现在径向，但轴向上也可能有。
与流动和倒流有关的故障的征兆(包括部件问题):
（1）高振幅 VPF或BPF, 经常伴随了 VPF或BPF谐波。 （2）在 1x RPM处的VPF和 2x VPF附近可能存在边频，如果存在, 说明转子 有问题- 如偏心，这将引起VPF 在1x rpm调制。 重要的是一定数量的 VPF / BPF 是正常的。 （3）在与流体强相关的故障情况下, 流体不稳定并产生振动从而激发泵叶轮 共振，正如在共振频率（临界速度）下滑动轴承转子（透平）油膜振荡一样。
作业及思考题机械设计
第6章螺纹联接1、图所示螺栓连接中采用2个M 20的螺栓，其许用拉应力为[σ]=160MPa ，被联接件结合面的摩擦系数μ=0.2，若考虑摩擦传力的可靠系数f k =1.2，试计算该连接允许传递的静载荷Q F 。
2、 题2图所示，凸缘联轴器由HT 200制成，用8个受拉螺栓联接，螺栓中心圆直径D ＝220mm ，联轴器传递的转矩T ＝5000N.m ，摩擦系数μ=0.15，可靠性系数f k =1.2，试确定螺栓直径。
3、题3图所示两根钢梁，由两块钢盖板用8个M 16的受拉螺栓联接，作用在梁上的横向外力F R =1800N ，钢梁与盖板接合面之间的摩擦系数μs ＝0.15，为使联接可靠，取摩擦力大于外载的20%，螺栓的许用应力[σ]＝160MPa ，问此联接方案是否可行？题1图题2图4、题4图所示的气缸盖连接中，已知：气缸中的压力在0到1.5MPa 间变化，气缸内径D =250mm ，螺栓分布圆直径0D =346mm ，凸缘与垫片厚度之和为50mm 。
为保证气密性要求，螺栓间距不得大于120mm 。
试选择螺栓材料，并确定螺栓数目和尺寸。
5、题5图所示有一支架用一组螺栓与机座联接如图示，所受外载为F =10000N ，45=α。
结合面的摩擦系数为0.15，摩擦传力可靠系数2.1=f K ，螺栓的许用应力[]400=σMPa 。
试求螺栓的计算直径。
第7章 键、花键、销、成形联接三、题1图所示为在直径d =80mm 的轴端安装一钢制直齿圆柱齿轮，轮毂长L =1.5d ，工作时有轻微冲击。
试确定平键联接尺寸，并计算其能传递的最大转矩。
题5图第11章 带传动1、已知某单根普通V 带能传递的最大功率P ＝4.7kW,主动轮直径D 1=100mm ，主动轮转速n 1＝1800r/min,小带轮包角α＝ 1350，带与带轮间的当量摩擦系数25.0=v μ。
求带的紧边拉力1F 、松边拉力及有效拉力F （忽略离心拉力）。
机械设计基础 07轴承
●7.3
滚动轴承的承载能力计算 ● 7.3.1 滚动轴承的失效形式 ● 7.3.2 6个基本概念 ● 7.3.3 三个基本计算 ● 7.3.4 两个设计准则 ● 7.4 滚动轴承的组合设计 ● 7.4.1 轴系的固定 ● 7.4.2 滚动轴承的配合 ● 7.4.3 滚动轴承组合结构的调整 ● 7.4.4 滚动轴承的装拆 ● 7.4.5 滚动轴承的润滑 ● 7.4.6 滚动轴承的密封 ●习 题
F ≤[p] MPa p bd 式中：
(7.1)
F——轴承承受的径向载荷(N)； b——轴承宽度(mm)； d——轴颈直径(mm)； [p]——轴承材料的许用平均压强(MPa)，见表7-1 。
② 验算轴承的pv值 轴承温度对边界膜的影响很大。而轴承内各点的温度 不同，目前尚无适用的温度计算公式。但轴承温度的升高 是由摩擦功耗引起的，设平均压强为，线速度为，摩擦系 数为，则单位时间内单位面积上的摩擦功可视为，因此， 在摩擦系数一定的情况下可以用限制表征摩擦功的特征值 来限制摩擦功耗。
常用的轴承材料有以下几种： 1) 轴承合金(巴氏合金)
轴承合金有锡锑轴承合金和铅锑轴承合金两类。这两 类合金分别以锡、铅作为基体，加入适量的锑、铜制成。 基体较软，使材料获得塑性，硬的锑、铜晶粒起抗磨作用。 因此，这两类材料减摩性、跑合性好，抗胶合能力强，适 用于高速和重载轴承。但合金的机械强度较低，价格较贵， 故只用于作轴承衬材料。
图7.5所示为调心式滑动轴承，它利用轴瓦与轴承座 间的球面配合使轴瓦可在一定角度范围内摆动，以适应轴 受力后产生的弯曲变形，避免图7.6所示轴与轴承两端局 部接触和局部磨损。但球面不易加工，故只用于轴承宽径 比b/d＞1.5～1.75的轴承。
2) 推力滑动轴承的结构 工作时主要承受轴向载荷的滑动轴承称为推 力滑动轴承。 轴颈端面与止推轴瓦组成摩擦副。由于工作 面上相对滑动速度不等，靠近边缘处，相对滑动 速度大，磨损严重，易造成工作面上压强分布不 均。所以常设计成如图7.7(a)所示的空心轴颈或图 7.7(b)所示的单环轴颈。当载荷较大时，可采用多 环轴颈，如图7.5(c)，这种结构的轴承能承受双向 载荷。轴向接触环数目不宜过多，一般为2～5个， 否则载荷分布不均现象更为严重。 上述结构形式的轴向接触轴承不易形成液体 动力润滑，通常处在非液体摩擦状态。故多用于 低速、轻载的场合。
滑动轴承及轴
油雾润滑
当轴承滚动体的线速度很高时(如dn值大于 6×105mm· r/min)时，常用油雾润滑，以避
免其它润滑方法供油过多，油的内摩擦增大而增 高轴承的工作温度。润滑油在油雾发生器中变
成油雾，温度比液体润滑方法的油温低， 对于轴承的冷却更加有利。但润滑轴承的 油雾会随空气飘散，进而污染环境，故在 必要时要采用油气分离器来收集油雾
失效
滑动轴承在工作时由于轴颈与轴瓦的接触会产生 摩擦，导致表面发热、磨损甚而“咬死”，所以 在设计轴承时，应选用减摩性好的滑动轴承材料 制造轴瓦，合适的润滑剂并采用合适的供应方法， 改善轴承的结构以获得厚膜润滑等。 常；谱中出现了许多有色金属成分的亚微米级磨 损颗粒；润滑油水分超标、酸值超标。
1、瓦面腐蚀：光谱分析发现有色金属元素浓度异
2、轴颈表面腐蚀：光谱分析发现铁元素浓度 异常，铁谱中有许多铁成分的亚微米颗粒， 润滑油水分超标或酸值超标。 3、轴颈表面拉伤：铁谱中有铁系切削磨粒或 黑色氧化物颗粒，金属表面存在回火色。 4、瓦背微动磨损：光谱分析发现铁浓度异常， 铁谱中有许多铁成分亚微米磨损颗粒， 润 滑油水分及酸值异常。 5、轴承表面拉伤：铁谱中发现有切削磨粒， 磨粒成分为有色金属。
滑动轴承及轴承安装 与润滑
本章重点：液体动压滑动轴承，动压形成机 理，最小油膜厚度，雷诺方程 滑动轴承类型
按照其承受载荷方向的不同，可以分为径向轴承(承 受径向载荷)和止推轴承(承受轴向载荷)。 根据其滑动表面间的润滑状态的不同，则可分为液 体润滑轴承、不完全液体润滑轴承(指滑动表面间 处于边界润滑或者混合润滑状态)和自润滑轴承 (即工作时不需要加润滑剂)。 根据液体润滑承载机理的不同，滑动轴承又可以分 成液体动力润滑轴承(简称液体动压轴承)和液体 静压润滑轴承(简称液体静压轴承)。
机械设计习题31323
机械设计习题第2章机械设计总论一、填空题1．当机械零件出现疲劳断裂时，应按准则计算A．强度 B.刚度 C.寿命 D.振动稳定性2.零件的工作安全系数为。
A．零件的极限应力比许用应力 B。
零件的极限应力比工作应力C。
零件的工作应力比许用应力 D。
零件的工作应力比极限应力3.对大量生产、强度要求高、尺寸不大、形状不复杂的零件，应选择A．铸造 B。
冲压 C。
自由锻造 D。
模锻二、是非题1.当零件可能出现塑性变形时，应按刚性准则计算。
2.零件的表面破坏主要是腐蚀、磨损和接触疲劳。
3．调制钢的回火温度越高，其硬度和强度将越低，塑性越好。
GAGGAGAGGAFFFFAFAFGAGGAGAGGAFFFFAFAF4.机器的设计阶段是决定机器好坏的关键。
5.疲劳破坏是引起大部分机械零件破坏的主要原因。
6.随着工作时间的延长，零件的可靠度总是不变。
第3章 机械零件的强度一、简答题1.弯曲疲劳极限的综合影响系数的含义是什么？它与那些因素有关？它对零件疲劳强度与静强度各有何影响？2.零件的等寿命疲劳曲线与材料试件的等寿命疲劳曲线有何区别？零件和材料试件的失效形式是否总是相同的？为什么？3.试说明承受循环变应力的机械零件，在什么情况下可按静条件强度计算？在什么情况下按疲劳条件强度计算？二、计算题1.某材料的对称循环弯曲疲劳极限1180MPa σ-=，取循环基数605109N ,m =⨯=，试求循环次数N 分别为7000，25000，620000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
GAGGAGAGGAFFFFAFAF2.某合金钢制的轴受弯曲稳定应力（应力循环特性r 为常数）作用。
已知该轴危险截面的25050max min MPa,MPa,σσ==-该轴材料的10450700800s MPa,MPa,MPa σσσ-===，轴危险截面处的综合影响系数()20D K .σ=，寿命系数12N K .=。
试：（1）绘制该零件的简化疲劳极限应力图；（2）分别用图解法和解析法计算该轴的安全系数。
第7章 滑动轴承润滑理论
2
Di, j
= ⎜⎛ d ⎝L
Δϕ Δλ
⎟⎞ 2 ⎠
H
3 i,
j −1
2
Ei, j = Ai, j + Bi, j + Ci, j + Di, j
( ) Fi, j = Δϕ H i+1 2, j − H i−1 2, j
=
ηUr 2 L
c2
−12ε 2 (2 + ε 2 )(1 − ε 2 )
Wy
=
ηUr 2 L
c2
6πε (2 + ε 2 )(1 − ε 2 )1/ 2
矛盾：不能满足流体的连续性流动条件
在 φ = φ * 及 φ = π 处，dp
剪切流，但
h* > hmin
dφ
=
0
，均只有
W=
Wx2
+
W
2 y
W
=
第7章 滑动轴承润滑理论
滑动轴承的分类： 按受力方向：向心滑动轴承，推力滑动轴承 按结构：全周滑动轴承，半瓦滑动轴承，多油楔滑动轴承，可倾
瓦滑动轴承，固定瓦滑动轴承
可倾瓦滑动轴承
多油楔滑动轴承
推力滑动轴承 滑动轴承结构
油沟
油室
滑动轴承的启动过程：静止——启动——正常运转形式油膜
(1) 滑动轴承油膜压力分布 略去侧泄影响（无限宽轴承）， 直接应用一维Reynolds方程： 引入轴坐标系统
如在供油处压力为p0 则上式可写作：
p
=
p0
+
6ηUr
c2
ε sin φ (2 + ε (2 + ε 2 )(1 + ε
cosφ ) cosφ )2
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记为 Pa.s 1 Pa s 1 N s / m2
运动粘度 (润滑油的粘度)
动力粘度 与同温下该流体密度 的比值 国际单位制 m2 / s 单位换算 物理单位 cm2 / s 称为 St (斯) 常用单位 mm2 / s cSt(厘斯)
[h] (2 ~ 3)(RZ1 RZ2)
五、液体摩擦动压向心滑动轴承的设计
1. 压力油膜形成的原理
轴颈和轴瓦同心时
两平行板的摩擦状况
轴颈和轴瓦偏心时
两倾斜板的摩擦状况
(1) 两平行板 (2) 两倾斜板
层与层间靠内摩擦阻力(粘性)带动前进
y v 沿 方向按线性变化
1
QIN
QOUT
vh 2
油层间压力无变化，平行板间润滑油不产生压力
润滑油不可压缩 “拥挤”形成压力
流体抵抗变形的能力称为粘度，以流体内摩擦阻力表示
平行板间油的层流流动
贴近移动扳的油层速度 u v
贴近静止扳的油层速度 u 0
各油层以不同速度 u 移动
油层间剪应力 与油层速度梯度 du 成正比
dy
du
( 粘性流体粘性定律)
dy
比例常数，即动力粘度
动力粘度 ( 用于流体动力学计算 )
d
2 2
)k
油沟引起接触 面积减小系数
向心轴承 v dn
60 1000
速度
(d1 d2 )n
推力轴承
vm
2 60 1000
2. 设计步骤
(1) 选择轴承结构型式及材料 (2) 初定轴承基本型式和参数
选择宽径比 l 0.5 ~ 1.5 d
l
承载
d
散热性
油温
(3) 校核计算 (4) 选择轴承的配合 (5) 选择润滑剂和润滑装置
滚动轴承
推力轴承
滑动轴承的摩擦状态
完全液体摩擦
润滑油膜将摩擦表面完全隔开，只存 在液体分子间的摩擦
f 0.001 ~ 0.008
边界摩擦
润滑油膜部分地将摩擦表面隔开，部 分摩擦表面仍可直接接触
干摩擦
边界摩擦常与半液体摩擦、半干摩擦并
存，通称非液体摩擦 f 0.01 ~ 0.1
摩擦表面间没有任何物质的摩擦
(4) n 为工作转速
油膜压力将轴 颈完全托起 其合力与外载
平衡
3. 承载能力计算
(1) 转换为极坐标系
取 O1O2 连线为极坐标轴 dx r d
O1O2 e
偏心距 R r
e
偏心率 R r
r
任意 处( M 点 )的油膜厚度
间隙 相对间隙
h O2M NC O2N R r cos e cos(180 0 ) e cos (1 cos)
2. 结构型式
向心轴承
整体式 结构简单
安装困难
间隙不可调
剖分式 结构较繁 间隙可调 广泛采用
水平剖分
斜剖分
间隙可调式 自动调心式
推力轴承
多油楔推力轴承
对于尺寸较大的平面推力轴承，为了改善 轴承的性能，便于形成液体摩擦状态。可 设计成多油楔形状结构
实心式
中间比压大
空心式
单环式
多环式
二、轴瓦的材料和结构
dy
dp d 2u dx dy2
对 y 积分：
u
1
2
dp dx
y2
C1 y
C2
边界条件：
yo
y
h
u v u o
u 1 dp ( y h) y v (h y)
2 dx
h
u 1 dp ( y h) y v (h y)
2 dx
2）钠基润滑脂 可用于115～145°C以下，但不耐水。
3）锂基润滑脂 性能优良，耐水，适用在-20～150°C范围内 工作，并可代替钙基、钠基润滑脂。
固体润滑剂
•分类：
1）石墨 性能稳定，在350°C以上才开始氧化，并可在水中工 作。
2）聚四氟乙稀 摩擦系数低，只有石墨的一半。
3）二硫化钼 与金属表面吸附性强，摩擦系数低，使用温度 范围也广（-60～300°C），但遇水则性能下降。
u 沿 y 方向线性分布
u 1 dp ( y h) y v (h y)
2 dx
h
dp 0 dx dp 0 dx
讨论之二：
液体摩擦形成的条件
由
dp 6v h h0
dx
h3
(1) 两工作表面必须形成收敛的楔形间隙
若 h h0
则 dp 0 dx
(2) 两工作表面必须有一定的相对运动，
QIN
1 2
ab
v
QOUT
1 cd 2
v
QIN QOUT
油的粘性和压力的 作用，改变了油层 速度变化规律
2. 液体动压润滑的基本方程
dxdz
( p dp)dydz
( d )dxdz
假设
油按层状流动 油不可压缩 忽略压力、温度的影响
pdydz
油层在Z方向无流动
dp d dx dy du
2
沿 z 方向单位宽度上油膜压力的合力 py p y d 1
考虑端泄
p
' y
pykb (1
2z )2 l
l
2
油膜总压力与外载 F 平衡
F
p
' y
dz
l
2 v l
2
F 2 CP
公式Leabharlann F2 v l 2
CP 的用途
承载量系数
当轴承结构 (d, l, , , , v) 确定
1. 失效形式及计算准则
失效形式 磨损
发热引起胶合
设计准则 防止过度磨损 防止胶合
p [ p] v [v] pv [ pv]
比压 p 小、油难挤出、润滑好
速度 v 大、磨损大
单位面积摩擦功率
fFv f pv
dl
向心轴承 p Fr dl
压强
推力轴承 p
Fa
z
4
(d12
1. 轴瓦的材料
(1) 基本要求
耐磨性 减摩性
磨损少 摩擦系数小
其他要求： 抗胶合性 跑合性 耐腐蚀性
强度 ……
(2) 常用材料
铸铁 轻载、低速的轴瓦材料
轴承合金 (巴氏合金) 综合性能好
锡基 铅基
机械强度较低 轴承合金浇铸在钢或
价昂
铸铁的轴瓦基体上
铜合金
锡青铜 中速、中载或重载 铝青铜 低速重载
锑、铜硷金属硬粒 锡基体或铅基体
三 润滑剂和润滑装置
1 润滑剂 •润滑剂的功用 ：降低摩擦功耗、减少磨损、冷却、吸振
和防锈等。
•润滑剂分类：液体润滑剂——润滑油、半固体润滑剂—
— 润滑脂和固体润滑剂等。
润滑油
•粘度——表征液体流动的内摩擦性能。它是液体流动时内
摩擦阻力的量度。润滑油的粘度越大，内摩擦阻力越大，流 动性越差，因此，在压力作用下，油不易被挤出，易形成油 膜，承载能力强，但摩擦系数大，效率较低。
1）压配式注油杯 2）旋套式注油杯 3）旋盖式油脂杯
连续润滑
1）滴油润滑 ①针阀油杯；②油芯油杯
2）油环润滑
60 ~ 100 rpm n 1 500 ~ 2 000 rpm
3）飞溅润滑
4）压力循环润滑
四、非液体摩擦滑动轴承的设计
非液体摩擦滑动轴承工作时，因其摩擦表面不能被润滑油完全隔开，只能形 成边界油膜，存在局部金属表面的直接接触。因此，轴承工作表面的磨损和因边 界油膜的破裂导致的工作表面胶合或烧瓦是其主要失效形式。设计时，约束条件 是：维持边界油膜不遭破裂。
89规定采用润滑油在40ºC时的运动粘度中心值作为润滑油的牌号
•选用润滑油的原则
外载大 — 难形成油膜 — 选粘度高的油 速度高 — 摩擦大 — 选粘度低的油 温度高 — 油变稀 — 选粘度高的油 比压大 — 油易挤出 — 选粘度高的油
润滑脂
由润滑油和各种稠化剂（如钙、钠、铝、锂等金属皂）混合 稠化而成。
h
任意截面上单位宽度( z方向)的流量
q X
h
udy
1
0
12
dp h3 dx
vh 2
设油膜压力最大处( 此截面 dp 0 )的间隙为 h0
dx
则
qX
max
1 2
vh0
流体是连续的 qX qX max
一维雷诺方程
dp 6v h h0
dx
h3
讨论之一：
对平行板
油膜压力沿 x 方向变化规律
第七章 滑动轴承设计
主要内容 1、滑动轴承的结构、类型、特点及轴瓦的材料和选用原则。 2、非液体摩擦和液体摩擦径向滑动轴承的设计准则和设计方
法。 3、液体摩擦动压润滑单油楔径向滑动轴承的参数对轴承承载
能力的影响。
重点 1、轴瓦材料及其应用。 2、轴承的设计准则及设计方法。 3、液体动压润滑的基本方程式。 4、液体摩擦动压径向滑动轴承的设计及主要参数的选择。
•应用：一般在超出润滑油和润滑脂使用范围才使用。常将固体
润滑剂调合在润滑油中使用，也可以涂覆、烧结在摩擦表面形成 覆盖膜，或者用固结成型的固体润滑剂嵌装在轴承中使用，或者 混入金属或塑料粉末中烧结成型。
2 润滑装置