机械设计章滑动轴承
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机械设计基础--第十一章(轴 承)
Fundamentals of Machine Design
（第十一章）
第十二章 轴 承
一、基本内容及学习要求 二、学习指导 三、典型实例分析 四、复习题 五、复习题参考答案
回目录
一、基本内容及学习要求
1．基本内容 ⑴ 滑动轴承的结构类型及特点； ⑵ 轴瓦的材料与结构； ⑶ 滑动轴承的润滑； ⑷ 非液体摩擦滑动轴承的计算； ⑸ 滚动轴承的类型及特点，滚动轴承的代号； ⑹ 滚动轴承的类型选择； ⑺ 滚动轴承的失效形式； ⑻ 滚动轴承的疲劳寿命计算和静强度计算。
二、学习指导
4. 轴瓦。 轴瓦是滑动轴承中的关键零件，其工作表面既是承载表面， 又是摩擦表面。因此，轴瓦的材料选取是否适当以及结构是否 合理，对滑动轴承的性能将产生很大的影响。
⑴ 轴瓦和轴承衬的材料
① 对轴承材料的基本要求是：要有足够的强度；良好的减 摩性和耐磨性；良好的塑性、顺应性和嵌入性；良好的导热性 和抗胶合性。
b) 钠基润滑脂：有较好的耐热性（使用温度可达 140oC ），但耐水性较差；
c) 锂基润滑脂：其耐热性和耐水性都较好，使用温 度在－20oC~150oC 。
二、学习指导
润滑脂常用于低速、重载和为避免润滑油流失或不易 加润滑油的场合。
润滑脂的主要性能指标是针入度和滴点。针入度表示 润滑脂的粘稠程度，它是用150g的标准圆锥体放于25oC的 润滑脂中，经5s后沉入的深度（单位为 0.1mm）表示。针 入度愈小，则润滑脂越粘稠。滴点是指润滑脂在滴点计中 受热后滴下第一点油时的温度，滴点标志润滑脂的耐高温 能力。选用时应使润滑脂的滴点高于工作温度20oC以上。
二、学习指导
③ 固体润滑剂。固体润滑剂有石墨、二硫化钼（MoS2）、 聚四氟乙烯等。它通常与润滑油或润滑脂混合使用，也可以单 独涂覆、烧结在摩擦表面形成覆盖膜，或者混入金属或塑料粉 末中烧结成形，制成各种耐磨零件。石墨性能稳定，在 350oC 以上才开始氧化 ，并可在水中工作。聚四氟乙烯摩擦因数低， 只有石墨的一半。二硫化钼吸附性强，摩擦因数低，适用温度 范围广（－60oC~300oC ），但遇水后性能会下降。
（第十一章）
第十二章 轴 承
一、基本内容及学习要求 二、学习指导 三、典型实例分析 四、复习题 五、复习题参考答案
回目录
一、基本内容及学习要求
1．基本内容 ⑴ 滑动轴承的结构类型及特点； ⑵ 轴瓦的材料与结构； ⑶ 滑动轴承的润滑； ⑷ 非液体摩擦滑动轴承的计算； ⑸ 滚动轴承的类型及特点，滚动轴承的代号； ⑹ 滚动轴承的类型选择； ⑺ 滚动轴承的失效形式； ⑻ 滚动轴承的疲劳寿命计算和静强度计算。
二、学习指导
4. 轴瓦。 轴瓦是滑动轴承中的关键零件，其工作表面既是承载表面， 又是摩擦表面。因此，轴瓦的材料选取是否适当以及结构是否 合理，对滑动轴承的性能将产生很大的影响。
⑴ 轴瓦和轴承衬的材料
① 对轴承材料的基本要求是：要有足够的强度；良好的减 摩性和耐磨性；良好的塑性、顺应性和嵌入性；良好的导热性 和抗胶合性。
b) 钠基润滑脂：有较好的耐热性（使用温度可达 140oC ），但耐水性较差；
c) 锂基润滑脂：其耐热性和耐水性都较好，使用温 度在－20oC~150oC 。
二、学习指导
润滑脂常用于低速、重载和为避免润滑油流失或不易 加润滑油的场合。
润滑脂的主要性能指标是针入度和滴点。针入度表示 润滑脂的粘稠程度，它是用150g的标准圆锥体放于25oC的 润滑脂中，经5s后沉入的深度（单位为 0.1mm）表示。针 入度愈小，则润滑脂越粘稠。滴点是指润滑脂在滴点计中 受热后滴下第一点油时的温度，滴点标志润滑脂的耐高温 能力。选用时应使润滑脂的滴点高于工作温度20oC以上。
二、学习指导
③ 固体润滑剂。固体润滑剂有石墨、二硫化钼（MoS2）、 聚四氟乙烯等。它通常与润滑油或润滑脂混合使用，也可以单 独涂覆、烧结在摩擦表面形成覆盖膜，或者混入金属或塑料粉 末中烧结成形，制成各种耐磨零件。石墨性能稳定，在 350oC 以上才开始氧化 ，并可在水中工作。聚四氟乙烯摩擦因数低， 只有石墨的一半。二硫化钼吸附性强，摩擦因数低，适用温度 范围广（－60oC~300oC ），但遇水后性能会下降。
已看 机械设计第5章 滑动轴承分解
CV Qz
4. 流体动压润滑向心轴承的设计 1）向心滑动轴承的性能参数 2）简化计算公式
相对系数： r 最小间隙：hmin = - e = e / (R - r) 体积流量：Q = d
功耗： Pu = uFR 平均温度：tm =½*(t1 + t2 ) = t1 + t/2 3）性能计算过程
由轴承座和减摩材料制成的轴瓦组成，轴承座上部开有螺纹孔，以 便安装润滑油杯。其特点是结构简单；但当滑动表面磨损后，轴颈 与轴套之间的间隙无法调整；装拆很不方便，甚至无法安装。另外 这种轴承只能从轴颈端部装拆，对于质量大的轴和具有中间轴颈的 轴装拆很不方便。所以这种轴承只能用于低速、轻载或间歇性工作 的机器中。如农业机械，手工机械等。
剖分式滑动轴承：
由轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦
和双头螺柱组成。
轴承的剖分面应与载荷方向近
于垂直，多数轴承的剖分面是
水平的，也有倾斜的。轴承盖 和轴承座剖分面常作成阶体形、
剖分式径向滑动轴承
以便对中和防止横向错动。在剖分面间放少量薄垫片。当轴瓦 磨损后用减少垫片的方法，或将剖面刮掉一层金属的办法，来 调整轴颈与轴套之间的间隙。Leabharlann 整体式轴瓦剖分式轴瓦
剖分式轴瓦的油沟形式
当轴瓦内表面浇注轴承衬时，为 了保证轴承衬与轴瓦结合牢固， 在轴瓦内表面应制出沟槽。
轴承衬的固定沟槽
5.2 滑动轴承的设计
5.2.1 混合摩擦状态滑动轴承的设计准则 1. 轴承承载面平均压强的设计计算
p = F/A [p] MPa
径向轴承： p F
DB
见p171例5-1
5.2.2 流体润滑状态滑动轴承的设计 1. 滑动轴承形成流体动力润滑的条件 流体润滑方式：
4. 流体动压润滑向心轴承的设计 1）向心滑动轴承的性能参数 2）简化计算公式
相对系数： r 最小间隙：hmin = - e = e / (R - r) 体积流量：Q = d
功耗： Pu = uFR 平均温度：tm =½*(t1 + t2 ) = t1 + t/2 3）性能计算过程
由轴承座和减摩材料制成的轴瓦组成，轴承座上部开有螺纹孔，以 便安装润滑油杯。其特点是结构简单；但当滑动表面磨损后，轴颈 与轴套之间的间隙无法调整；装拆很不方便，甚至无法安装。另外 这种轴承只能从轴颈端部装拆，对于质量大的轴和具有中间轴颈的 轴装拆很不方便。所以这种轴承只能用于低速、轻载或间歇性工作 的机器中。如农业机械，手工机械等。
剖分式滑动轴承：
由轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦
和双头螺柱组成。
轴承的剖分面应与载荷方向近
于垂直，多数轴承的剖分面是
水平的，也有倾斜的。轴承盖 和轴承座剖分面常作成阶体形、
剖分式径向滑动轴承
以便对中和防止横向错动。在剖分面间放少量薄垫片。当轴瓦 磨损后用减少垫片的方法，或将剖面刮掉一层金属的办法，来 调整轴颈与轴套之间的间隙。Leabharlann 整体式轴瓦剖分式轴瓦
剖分式轴瓦的油沟形式
当轴瓦内表面浇注轴承衬时，为 了保证轴承衬与轴瓦结合牢固， 在轴瓦内表面应制出沟槽。
轴承衬的固定沟槽
5.2 滑动轴承的设计
5.2.1 混合摩擦状态滑动轴承的设计准则 1. 轴承承载面平均压强的设计计算
p = F/A [p] MPa
径向轴承： p F
DB
见p171例5-1
5.2.2 流体润滑状态滑动轴承的设计 1. 滑动轴承形成流体动力润滑的条件 流体润滑方式：
机械设计最新课件第9-10章
➢ 优点：寿命长、适于高速；油膜能缓冲吸振，耐冲击、承载 能力大；回转精度高、运转平稳无噪音；结构简单、装拆方便、 成本低廉。
➢ 缺点：非液体摩擦轴承摩擦损失大，磨损严重；液体动压润 滑轴承当起动、停车、转速和载荷经常变化时，难于保持液体 润滑，且设计，制造、润滑和维护要求较高。
➢ 应用：高速、高精度、重载、特大冲击与振动、径向空间 尺寸受到限制或必须剖分安装(如曲轴的轴承)、以及需在水或 腐蚀性介质中工作等条件下的轴承。
摩擦表面上可能存在一层氧化膜和自然污染，因而在工程中， 只要是名义上无润滑剂又没有明显润滑现象的摩擦，都认为是 干摩擦。
特点：摩擦系数及摩擦阻力最大，发热多，磨损最严重， 零件使用寿命最短，应力求避免。
二、边界摩擦 当两摩擦表面间存在润滑油时，由于润滑油极性分子能
牢固地吸附在金属表面上而形成极薄的边界油膜，这种状态 称为边界摩擦。 特点：不能完全避免金属的直接接触，这时仍有微小的摩擦力 产生，其 摩擦系数通常约在0.1～0.3，同时摩擦面间的磨损也 是不可避免的。
三、液体摩擦
当两摩擦表面间有充足的润滑油，而且能满足一定的条件， 则摩擦面间可形成厚度达几十微米的压力油膜，它足以将两个 表面完全分开，形成液体摩擦。这时的液体分子已大都不受金 属表面吸附作用的支配而自由移动，摩擦是在液体内部的分子
特点：摩擦系数极小，通常约在0.001～0.01 ，而且不会有磨损 产生。
粘度——衡量润滑油内部摩擦力大小的最重要的性能指标。
（1）动力粘度
du
dy
——流体单位面积上的剪切阻力，
即切应力；
du——流体沿垂直于运动方向(即沿图中y轴方向或流体膜厚度 dy 方向)的速度梯度；“－”号表示u 随y 的增大而减小；
➢ 缺点：非液体摩擦轴承摩擦损失大，磨损严重；液体动压润 滑轴承当起动、停车、转速和载荷经常变化时，难于保持液体 润滑，且设计，制造、润滑和维护要求较高。
➢ 应用：高速、高精度、重载、特大冲击与振动、径向空间 尺寸受到限制或必须剖分安装(如曲轴的轴承)、以及需在水或 腐蚀性介质中工作等条件下的轴承。
摩擦表面上可能存在一层氧化膜和自然污染，因而在工程中， 只要是名义上无润滑剂又没有明显润滑现象的摩擦，都认为是 干摩擦。
特点：摩擦系数及摩擦阻力最大，发热多，磨损最严重， 零件使用寿命最短，应力求避免。
二、边界摩擦 当两摩擦表面间存在润滑油时，由于润滑油极性分子能
牢固地吸附在金属表面上而形成极薄的边界油膜，这种状态 称为边界摩擦。 特点：不能完全避免金属的直接接触，这时仍有微小的摩擦力 产生，其 摩擦系数通常约在0.1～0.3，同时摩擦面间的磨损也 是不可避免的。
三、液体摩擦
当两摩擦表面间有充足的润滑油，而且能满足一定的条件， 则摩擦面间可形成厚度达几十微米的压力油膜，它足以将两个 表面完全分开，形成液体摩擦。这时的液体分子已大都不受金 属表面吸附作用的支配而自由移动，摩擦是在液体内部的分子
特点：摩擦系数极小，通常约在0.001～0.01 ，而且不会有磨损 产生。
粘度——衡量润滑油内部摩擦力大小的最重要的性能指标。
（1）动力粘度
du
dy
——流体单位面积上的剪切阻力，
即切应力；
du——流体沿垂直于运动方向(即沿图中y轴方向或流体膜厚度 dy 方向)的速度梯度；“－”号表示u 随y 的增大而减小；
机械设计8—滑动轴承
3. 许用油膜厚度[h] ] 在其他条件不变的情况下， 在其他条件不变的情况下，外载荷 F↑，动压润滑轴承的 ↑ hmin↓ ，轴承、轴颈表面的微观凸峰可能直接接触，而不能实现 轴承、轴颈表面的微观凸峰可能直接接触， 液体润滑。 液体润滑。 显然，要想实现液体润滑，应满足如下条件： 显然，要想实现液体润滑，应满足如下条件： hmin ≥ [h]= S ( Rz1 + Rz2 ) ] 式中： 式中： S — 安全因数 ， S ≥2，一般可取 S=2 一般可取 RZ1，RZ2 —轴颈和轴承孔表面粗糙度，µm 轴颈和轴承孔表面粗糙度， 轴颈和轴承孔表面粗糙度
特点
应用
2．极大型的、极微型的、极简单的场合；如自动化办公设备等。 极大型的、极微型的、极简单的场合；如自动化办公设备等。 极大型的 3．结构上要求剖分的场合；如曲轴用轴承。 结构上要求剖分的场合； 结构上要求剖分的场合 如曲轴用轴承。 4．受冲击与振动的场合；如轧钢机。 受冲击与振动的场合；如轧钢机。 受冲击与振动的场合
ψ = δ /r → δ = ψ . r =0.001x60 = 0.06mm x χ = 1-[h]/δ = 1 -9.6x10-3/0.06 = 0.84 - ] x
查表12-7，B/d = 108/120=0.9 得到 ， / 查表 /
χ
Cp
0.80 3.067
0.85 4.459
插值计算：Cp = 4.181
§8-2 径向滑动轴承的主要类型
一、整体式 结构简单，成本低， 间隙无法 结构简单，成本低，但间隙无法 补偿，且只能从轴端装入， 补偿，且只能从轴端装入，适用 低速、轻载或间歇工作的场合。 低速、轻载或间歇工作的场合。 无法用于曲轴。 无法用于曲轴。 二、对开式（剖分式） 对开式（剖分式）
《机械设计》第8章 轴承
四 向心角接触轴承轴向力的计算
1 派生轴向力
R S0
P0 N0
1 派生轴向力
向心角接触轴承的派生轴向力
圆锥滚子轴 承
角接触球轴承
C型
AC型
B型
（α=15°) （α=25°) （α=40°)
S=R/(2Y)
S=eR S=0.68R S=1.14R
2 轴向力A的计算
R1
R2
2 轴向力A的计算
假设Fa+S1>S2,
滑动轴承的特点、应用及分类
在以下场合，则主要使用滑动轴承： １．工作转速很高，如汽轮发电机。 ２．要求对轴的支承位置特别精确，如精密磨床。 ３．承受巨大的冲击与振动载荷，如轧钢机。 ４．特重型的载荷，如水轮发电机。 ５．根据装配要求必须制成剖分式的轴承，如曲轴轴承。
６．径向尺寸受限制时，如多辊轧钢机。
S1
R1 1被放松
A1=S1
S2
ΔS
ΔS
R2
2被压紧
A2=S2+ΔS =S1+Fa
2 轴向力A的计算
假设Fa+S1<S2,
ΔS
S1
R1 1被压紧 A1=S1+ΔS =S2-Fa
S2 R2 2被放松
A2=S2
结论：——实际轴向力A的计算方法
1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被 “压紧”和“放松”的轴承。
1.基本概念
⑴轴承寿命
⑵基本额定寿命L10 ——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%
的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数L10（以106r 为单位）或一定转速下的工作时数 Lh ⑶基本额定动载荷C
L10=1时，轴承所能承受的载荷 由试验得到
机械设计第十二章滑动轴承
常用运动粘度来标定。
不完全液体润滑轴承润滑油牌号参看P285表12-4
液体动压轴承润滑油牌号参看P53表4-1
润滑油选择原则
1）外载大 — 难形成油膜 — 选粘度高的油 2）速度高 — 摩擦大 — 选粘度低的油 3）温度高 — 油变稀 — 选粘度高的油 4）比压大 — 油易挤出 — 选粘度高的油
三. 固体润滑剂 石墨、MoS2 、聚四氟乙烯树脂等。 f 小，用于特殊场合，如高温介质中、或低速重载条件下。
为了向摩擦表面间 加注润滑剂,在轴承 上方开设注油孔
二.轴瓦的结构要素 • 壁厚 • 定位唇：防止轴瓦在轴承中移动
• 油室（腔）：存油 • 油孔和油槽：将油引入轴承
油槽 油孔 油室 壁厚 定位唇
油槽的位置： 不要开在轴承的承载区内，否则将急剧降低轴承的承载能力。
油槽的 尺寸可 查相关 的手册
§12-5 滑动轴承润滑剂的选用
摩擦系数小、耐磨、耐腐蚀、承载低、热变形大
常用轴瓦及轴承材料的性能见P280表12-2
§12-4 轴瓦结构
一.轴瓦的形式和构造： 双金属轴瓦，三金属轴瓦，厚瓦，薄瓦。
双（三）金属轴瓦：节省贵重金属
单金属轴瓦：结构简单，成本低
双金属轴瓦的瓦背和轴承衬的联接形式见下表
瓦背 轴承衬 材料 材料
钢 轴承合 或 金或 铸 铅青铜 铁 轴承
钙基
钠基 锂基 铝基
抗水性好、耐热性差、价廉
润滑脂选择参
抗水性差、耐热性好、防腐性较好 看P284表12-3
抗水性和耐热性好
抗水性好、有防锈作用、耐热性差
选 择
1.压力高、速度低时，选针入度小一些的；反之…。 2.轴承的工作温度应低于滴点温度的 2030 ℃ 。
河南理工大学机械设计基础第12章 滑动轴承
38
第7节 其他形式滑动轴承简介
39
休 息 一 会 儿
2011年6月
……
40
[v]—材料的许用滑动速度 ４．选择配合 一般可选H9/d9或H8/f7、H7/f6
31
第6节 液体动压润滑径向滑动轴承的设计计算
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算1
一、流体动力润滑基本方程的建立 对流体平衡方程（Navier－Stokes方程）作如下假设，以便得到简 化形式的流体动力平衡方程。这些假设条件是 ：
2
第1节 概述
工作时轴承和轴颈的支撑面间形成直接或间接活动摩擦的 轴承，称为滑动轴承。
滚动轴承绝大多数都已标准化，故得到广泛的应用。但是在 以下场合，则主要使用滑动轴承：
１．工作转速很高，如汽轮发电机。
２．要求对轴的支承位置特别精确，如精密磨床。
３．承受巨大的冲击与振动载荷，如轧钢机。 ４．特重型的载荷，如水轮发电机。 ５．根据装配要求必须制成剖分式的轴承，如曲轴轴承。 ６．在特殊条件下工作的轴承，如军舰推进器的轴承。
◆ ◆
◆ ◆
流体为牛顿流体，即 (
u ) y
。
流体的流动是层流，即层与层之间没有物质和能量的交换；
忽略压力对流体粘度的影响，实际上粘度随压力的增高而增加；
略去惯性力及重力的影响，故所研究的单元体为静平衡状态或匀速直 线 运动，且只有表面力作用于单元体上；
◆ ◆
流体不可压缩，故流体中没有“洞”可以“吸收”流质；
四.润滑装置及润滑方法 常用的润滑方法有：
油润滑
1）间歇式供油
旋套式注油油杯
压配式压注油杯
26
第4节 滑动轴承的润滑剂和润滑方法
2）连续式供油
3）飞溅润滑
第7节 其他形式滑动轴承简介
39
休 息 一 会 儿
2011年6月
……
40
[v]—材料的许用滑动速度 ４．选择配合 一般可选H9/d9或H8/f7、H7/f6
31
第6节 液体动压润滑径向滑动轴承的设计计算
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算1
一、流体动力润滑基本方程的建立 对流体平衡方程（Navier－Stokes方程）作如下假设，以便得到简 化形式的流体动力平衡方程。这些假设条件是 ：
2
第1节 概述
工作时轴承和轴颈的支撑面间形成直接或间接活动摩擦的 轴承，称为滑动轴承。
滚动轴承绝大多数都已标准化，故得到广泛的应用。但是在 以下场合，则主要使用滑动轴承：
１．工作转速很高，如汽轮发电机。
２．要求对轴的支承位置特别精确，如精密磨床。
３．承受巨大的冲击与振动载荷，如轧钢机。 ４．特重型的载荷，如水轮发电机。 ５．根据装配要求必须制成剖分式的轴承，如曲轴轴承。 ６．在特殊条件下工作的轴承，如军舰推进器的轴承。
◆ ◆
◆ ◆
流体为牛顿流体，即 (
u ) y
。
流体的流动是层流，即层与层之间没有物质和能量的交换；
忽略压力对流体粘度的影响，实际上粘度随压力的增高而增加；
略去惯性力及重力的影响，故所研究的单元体为静平衡状态或匀速直 线 运动，且只有表面力作用于单元体上；
◆ ◆
流体不可压缩，故流体中没有“洞”可以“吸收”流质；
四.润滑装置及润滑方法 常用的润滑方法有：
油润滑
1）间歇式供油
旋套式注油油杯
压配式压注油杯
26
第4节 滑动轴承的润滑剂和润滑方法
2）连续式供油
3）飞溅润滑
《机械设计基础》第15章 滑动轴承
τ
P＋dp τ＋dτ
雷诺耳实验（1883年）——层流与湍流的现象
雷诺方程：
h0 - h dp = 6ηv dx h3
其中：p——油膜压力 η——润滑油粘度 V——速度 h——间隙厚度（油膜厚度） h0——油膜压力为极限值时的间隙厚度
分析雷诺方程：
（1）当相对运动的两表面 形成收敛油楔时。即能保 证移动件带着油从大口走 u 向小口。 o
形成动压润滑的条件： （1）相对运动的两表面形成收敛油楔时。 （2）两表面必须有一定的相对速度。
（3）润滑油必须有一定的粘度，并供油充分。
（4）油膜的最小厚度应大于两表面不平度之和。
例：试判断下列图形能否建立动压润滑油膜？
v v v v
向心滑动轴承形成动压油膜的过程：
F F FF F
o
o1 o1 o o1 1 o1
润滑脂 （黄油） 固体润滑剂
钙基、钠基、铅基、锂基等。
石墨、二流化钼、聚氟乙烯树脂等 （用于高温下的轴承）。
空气、氢气等（只用于高速、高 温以及原子能工业等特殊场合）
气体润滑剂
●润滑剂的主要指标：
（1） 粘度——是润滑油最重要的物理性能指标，是选择润滑 油的主要依据，它标志着流体流动时内摩擦阻 力的大小。粘度越大，内摩擦阻力越大，即流 动性越差。 （2）凝点——是润滑油冷却到不能流动时的温度。凝点越低越好。 （3） 闪点——是润滑油在靠近试验火焰发生闪燃时的温度。 闪点是鉴定润滑油耐火性能的指标。在工作温度 较高和易燃环境中，应选用闪点高于工作温度 20°~30°C的润滑油。 （4） 油性——是指润滑油湿润或吸附在表面的能力。吸附能力 越强，油性越好。 （5） 滴点——是指润滑脂受热后开始滴落时的温度。润滑脂使 用工作温度应低于滴点20°~30°C，低于40°~ 60°更好。 （6）针入度（稠度）——是表征指润脂稀稠度的指标。针入度越 小，表示润滑脂越稠；反之，流动性越大。
机械设计课件 第17章滑动轴承1
Fn pv [ pv ] 20000 B
MPa
3) 限制滑动速度v
v
dn
60 1000
[v ]
轴承材料的最高许用〔p〕、〔v〕、〔pv〕 值见表17.1、17.2。常用机器径向轴承的 〔p〕、〔v〕，〔pv〕见表17.4。
17.7.2
推力轴承
结构如图17.12所示。用来承受轴向载荷。
润滑方式的选择：根据系数k选定。k
pv
3
p F /(dB) k 2 －用润滑脂，油杯润滑；
k＝2~16－针阀式注油油杯润滑； k＝16～32－油环或飞溅润滑； k>32－压力循环润滑。
17.7 滑动轴承的条件性计算
对于工作要求不高、v较低，载荷不大，难以 维护等条件下工作的轴承，往往设计成非流体摩
17.2.3 自动调心轴承 轴瓦可自动调位 适应轴颈在轴弯曲 时所产生的倾斜。
球
17.3 滑动轴承的材料
轴承材料：轴瓦和轴承衬的材料。
选用何种材料，取决于失效形式。
主要失效形式是轴瓦磨损、疲劳损坏及轴承 衬脱落。 17.3.1 对轴承材料的要求
1）强度、塑性、顺应性和嵌藏性；2）磨合性、 耐磨性、减摩性好；3）耐腐蚀；4）润滑性能 和热化学性；5）工艺性；6）经济性。
17.6.1
油润滑
间歇供油：用油壶或油杯供油，见图17.9。 连续：供油比较可靠，连续供油方法见图 17.10。
17.6.2 脂润滑 润滑脂只能间歇供油。润滑杯（黄油杯） 是应用最广的脂润滑装置。也常用黄油枪向轴 承补充润滑脂。
17.6.2 脂润滑
润滑杯（黄油杯）是应用最广的脂润滑装置。也
常用黄油枪向轴承补充润滑脂。
（17.6）
17.7.2
MPa
3) 限制滑动速度v
v
dn
60 1000
[v ]
轴承材料的最高许用〔p〕、〔v〕、〔pv〕 值见表17.1、17.2。常用机器径向轴承的 〔p〕、〔v〕，〔pv〕见表17.4。
17.7.2
推力轴承
结构如图17.12所示。用来承受轴向载荷。
润滑方式的选择：根据系数k选定。k
pv
3
p F /(dB) k 2 －用润滑脂，油杯润滑；
k＝2~16－针阀式注油油杯润滑； k＝16～32－油环或飞溅润滑； k>32－压力循环润滑。
17.7 滑动轴承的条件性计算
对于工作要求不高、v较低，载荷不大，难以 维护等条件下工作的轴承，往往设计成非流体摩
17.2.3 自动调心轴承 轴瓦可自动调位 适应轴颈在轴弯曲 时所产生的倾斜。
球
17.3 滑动轴承的材料
轴承材料：轴瓦和轴承衬的材料。
选用何种材料，取决于失效形式。
主要失效形式是轴瓦磨损、疲劳损坏及轴承 衬脱落。 17.3.1 对轴承材料的要求
1）强度、塑性、顺应性和嵌藏性；2）磨合性、 耐磨性、减摩性好；3）耐腐蚀；4）润滑性能 和热化学性；5）工艺性；6）经济性。
17.6.1
油润滑
间歇供油：用油壶或油杯供油，见图17.9。 连续：供油比较可靠，连续供油方法见图 17.10。
17.6.2 脂润滑 润滑脂只能间歇供油。润滑杯（黄油杯） 是应用最广的脂润滑装置。也常用黄油枪向轴 承补充润滑脂。
17.6.2 脂润滑
润滑杯（黄油杯）是应用最广的脂润滑装置。也
常用黄油枪向轴承补充润滑脂。
（17.6）
17.7.2
机械设计教程 第3版 第十章 滑动轴承设计
机械设计教程
第3版
第十章 滑动轴承设计
第一节 滑动轴承的主要类型和特点 第二节 滑动轴承的常用材料和结构 第三节 混合润滑滑动轴承的工作能力设计 第四节 流体动压润滑滑动轴承的工作能力设计
第十章 滑动轴承设计
滑动轴承通过润滑剂作为中间介质将旋转的轴与固定的机架(座)分隔开,以达 到减少摩擦的目的,这是一种工作在滑动摩擦状态下的轴承。滑动轴承主要用于 滚动轴承难以满足工作要求的场合,如高转速、长寿命、低摩擦阻力、承受大的 冲击载荷、低噪声和无污染等条件。另外,为降低成本,一些极简单的回转支撑也 常采用滑动轴承。 滑动轴承设计的主要内容是:轴承材料的选择,轴承的结构设计,润滑剂与润滑方 式的选择,轴承工作能力设计计算等。
第二节 滑动轴承的常用材料和结构
三、推力滑动轴承结构
推力滑动轴承的承载面与轴线垂直,用以承受轴向载荷。 图10-6所示为常用的推力滑动轴承承载面的情况。图10-6a所示为实心端面推力滑动轴 承,这种轴承结构简单,但是承载面沿直径方向速度变化大,产生不均匀的磨损以后,导致压 强分布不均匀;图10-6b所示为空心端面推力滑动轴承,靠近中心处不承载,避免了实心式 结构的缺点;图10-6c所示为单环式推力滑动轴承,可承受单向轴向载荷,承载面可利用径向 滑动轴承(图10-2)的端面;图10-6d所示为多环式推力滑动轴承,承载面积增大,承载能力提 高,可承受双向轴向载荷,但是各环之间载荷分布不均匀,承载能力受各环加工误差的影响 较大。
图10-2所示为剖分式径向滑动轴承结构,轴承座沿轴线剖开,使轴系的装配与拆卸都很 方便。在剖开的轴承座与轴承盖之间设有止口结构,保证装配时轴承座与轴承盖的准确 定位。双头螺柱和螺母用于轴承座与轴承盖的连接。为便于轴承的润滑,轴承盖顶部设 有注油孔。
第3版
第十章 滑动轴承设计
第一节 滑动轴承的主要类型和特点 第二节 滑动轴承的常用材料和结构 第三节 混合润滑滑动轴承的工作能力设计 第四节 流体动压润滑滑动轴承的工作能力设计
第十章 滑动轴承设计
滑动轴承通过润滑剂作为中间介质将旋转的轴与固定的机架(座)分隔开,以达 到减少摩擦的目的,这是一种工作在滑动摩擦状态下的轴承。滑动轴承主要用于 滚动轴承难以满足工作要求的场合,如高转速、长寿命、低摩擦阻力、承受大的 冲击载荷、低噪声和无污染等条件。另外,为降低成本,一些极简单的回转支撑也 常采用滑动轴承。 滑动轴承设计的主要内容是:轴承材料的选择,轴承的结构设计,润滑剂与润滑方 式的选择,轴承工作能力设计计算等。
第二节 滑动轴承的常用材料和结构
三、推力滑动轴承结构
推力滑动轴承的承载面与轴线垂直,用以承受轴向载荷。 图10-6所示为常用的推力滑动轴承承载面的情况。图10-6a所示为实心端面推力滑动轴 承,这种轴承结构简单,但是承载面沿直径方向速度变化大,产生不均匀的磨损以后,导致压 强分布不均匀;图10-6b所示为空心端面推力滑动轴承,靠近中心处不承载,避免了实心式 结构的缺点;图10-6c所示为单环式推力滑动轴承,可承受单向轴向载荷,承载面可利用径向 滑动轴承(图10-2)的端面;图10-6d所示为多环式推力滑动轴承,承载面积增大,承载能力提 高,可承受双向轴向载荷,但是各环之间载荷分布不均匀,承载能力受各环加工误差的影响 较大。
图10-2所示为剖分式径向滑动轴承结构,轴承座沿轴线剖开,使轴系的装配与拆卸都很 方便。在剖开的轴承座与轴承盖之间设有止口结构,保证装配时轴承座与轴承盖的准确 定位。双头螺柱和螺母用于轴承座与轴承盖的连接。为便于轴承的润滑,轴承盖顶部设 有注油孔。
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└不降低油膜承载力 ②油沟开在轴瓦内表面→以油 口为中心纵向、斜向或横向
35o 35o
3.轴瓦定位配合 4.必要时开油室 5.轴瓦
③油沟形式→
－贮油和稳定供油
④油沟与轴瓦端面保持一定距离，防止漏油
⑤宽径比：轴瓦宽度与轴颈直径之比B/d
液体摩擦滑动轴承：B/d=0.5-1； 非液体摩擦的滑动轴承：B/d=0.8-1.5
3.液体摩擦－ 两摩擦面完全由液体隔开的摩擦→理想 →ｆ≈0.001～0.01
4.混合摩擦－ 干、边界、液体摩擦并存→实际 →非液体摩擦
§15-2 滑动轴承的结构 p.238
(一)向心滑动轴承→主要承受径向载荷FR 1.整体式→ 轴承座、轴瓦(轴套) 2.剖分式→ 轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦(两边)、
dB 2
CP
承载量系数
二. 最小油膜厚度 hmin e (1 ) r (1 )
轴其承他承条载件能不力变也，愈hm大in越。小，则偏心率越大，Cp也越大， 但受粗糙度、轴刚度、几何形状误差等影响，油膜厚度 不能无限减小，需要加以限制。
hmin r (1 ) [h]
[h] S(Rz1 Rz2 )
2.铅锑轴承和金
较脆，中速、中载轴承
轴承衬
二. 青铜
强度高、承载能力大，耐磨性和导热性都优于轴承合 金，可在较高温度下工作，但可塑性差，不宜跑合， 与之相配的轴颈必须淬硬。 三. 具有特殊性能的轴承材料：
粉未治金（含油轴承、陶质金属）
铁（铜）粉＋石墨→压型→烧结； 多孔性组织，空隙内可储存润滑油 灰铸铁、耐磨铸铁 →轻载、低速
2.特点: →润滑效果好，具冷却、清洗作用。 供油、 密封麻烦。
3.润滑方法:→┌间歇润滑:油孔、油杯 └连续润滑:油杯、油环、飞溅、压力
4.牛顿粘性定律 －润滑油作层流流动时, 各油层间 的剪应力与速度梯度成正比。
→沿 y 坐标各油层速度呈线性分布→剪切流。
η－动力粘度 Pa·S(N·s/m2)(国际) ν－运动粘度(m2/s)
二. 形成动压润滑的必要条件:
两工 作平面 间必须
1.有楔形间隙 2.连续充满粘性流体 3.有相对运动(由大截面→小截面)
三. 向心滑动轴承形成动压润滑的过程：
e
n=0,形成 轴瓦对轴颈摩擦力 开始形成动压
弯曲的楔 →轴颈向右滚动而 润滑，轴颈受 形成动压润滑
形空间 偏移
力向左移动 ，并稳定运转
四.液体动压润滑的基本方程
塑料、橡胶
§15-4 润滑剂和润滑装置 p.242
一.润滑目的： 摩擦功耗↓磨损↓, 冷却、吸振、防锈 润┌液体润滑剂：润滑油 滑│半固体润滑剂：润滑脂 剂└固体润滑剂→石墨、ＭoS2、聚四氟乙稀
二. 润滑油： 1.主要性能指标: 粘度→液体流动的内摩擦性能→内部剪应力
温度↑→粘度↓（粘温图）。
压力↑→粘度↑，变化极微，可忽略。
dp 6v h h0
dx
h3
(15-10)
h = h0 →dp/dx = 0 →油压最大
§15-7 向心动压轴承的几何关系和承载量的计算
一. 向心动压轴承的几何系数
直径间隙 D d
半径间隙
相对间隙
dr
2
偏心率 e
最小油膜 厚度
hmin e (1 ) r (1 )
F
三. 向成心动滑压动润轴滑承形成动压润滑的过程
四(两.液板体间动液压体润)层滑流的→基本方程
流量相等→
油膜无承载能力
2. 两板相互倾斜:
当两 板 间
楔形间隙 相对运动(由大→小) 连续流体
两端速度若按虚线三角形→带 入油量＞带出油量→间隙内油 压↑→油膜具承载力→流体由中 向两端流动→压力流。
→压力油膜→起始于入口处， 进口流速→凹形 终止于最小油膜厚度处。 → 出口流速→凸形
1.基本方程建立的假设:
1)Z向无限长 ,润滑油在Z向没有流动 2)压力p不随y值的大小而变化 , 即同一油膜截面上压力为常数 2.公式的建立: 3)润滑油的粘度η不随压
力而变化,并且忽略油 层的重力和惯性 4)润滑油处于层流状态。
2.公式的建立: －AB板间形成动压润滑
→取一微单元体(dx,dy,dz)→它承受油压p、内摩擦切
Rz1、Rz2：轴颈、轴瓦孔表面微观不平度的十点平均高度 S：安全系数，常取≥2。
§15-8 液体动压多油楔轴承与静压轴承简介
在多油楔滑动轴承中，轴瓦的内孔制成特殊形状，目的是在 工作中产生多个油楔，形成多个动压油膜，借以提高轴承的 工作稳定性加旋转精度。
椭圆轴承，它的项隙和侧隙之比常制成1：2，减小了顶隙而扩 大了侧隙。顶隙减小，在顶部也可形成动压油膜；侧隙扩大， 增加端泄油量，降低轴承温升。工作时，椭圆轴承中形成上 下两个动压油膜，有助于提高稳定性。但其摩擦损耗将会有 所增加，而且供油量增大，承载量降低。
静压轴承与空气轴承简介
静压轴承是依靠给油装置，将高压油压入轴承的间隙中，强制形成 油膜，保证轴承在液体摩擦状态下工作。油膜的形成与相对滑动速度 无关，承载能力主要取决于油泵的给油压力，因此静压轴承对高速、 低速、轻载、重载下都能胜任工作。
在启动、停止和正常运转时期内，轴与轴承之间均无直接接触，理 论上轴瓦没有磨损，轴承寿命长，可以长时期保持精度。而且正由于 任何时期内轴承间隙中均有一层压力油膜，故对轴和轴瓦的制造精度 可适当降低，对轴瓦的材料要求也较低。
FA2 FR2
按载荷的方向
向心轴承－ 主要承受径向载荷FＲ （与轴心线垂直）
推力轴承－ 主要承受轴向载荷FA (与轴心线一致)
§15-1 摩擦状态
1.干摩擦－ 两摩擦面间无任何润滑剂→固体表面直 接接触→摩擦、磨损大→强烈温升→不允许
2.边界摩擦－ 两摩擦面由吸附着的很簿的边界膜隔 开的摩擦→ｆ≈0. 1～0.3
du dy (15-1)
ρ－液体密度
(kg/m3)
三. 润滑脂:
润滑油+稠化剂(金属皂 ←氢氧化物+硬脂酸)
特点:
→不易流失，易密封、不需经常添加 对速度和载荷的变化有较大的适应范围， 受温度影响不大； 但摩擦磨损大，效率低，不宜于高速，易 变质
四. 固体润滑剂:
石墨、二硫化钼、聚氟乙烯树脂
润滑油不能膜厚度
h (1 cos) r (1 cos)
油膜压力 最大处的
h0 (1 cos0 )
油膜厚度
dp 6v h h0
dx
h3
(15-10)
dp
d
6
w
2
(cos cos0 ) (1 cos)3
p
6 w 2
(cos cos0 ) d 1 (1 cos)3
F
应力τ →根据平衡条件,沿x方向:
p dydz ( d ) dxdz ( p dp) dydz dxdz 0
z
dp dx
d
dy
沿x方向单位压力变化率
→由 牛 顿粘d性u 定律
dy
123=)))油润液沿层滑体y方的油动向速流压τ 切度量润应分 滑力布 的变基化本率方。程x p
p+dp
§15-5非液体摩擦滑动轴承的计算
┌液体润滑滑动轴承 └非液体润滑滑动轴承
(一)失效形式及设计准则:
1.主要失效形式:
→磨损→间隙↑→运动精度↓ →耗功→温度↑→粘度↓润滑恶化→烧瓦、胶合
2.设计准则: →维持边界油膜不遭破裂
在润滑剂中加少量石墨或MOS2→边界油膜较坚韧
p p
pV pV
(二)设计计算： →维持边界油膜不遭破裂
τ +d τ
dp dx
d 2u dy 2
(15-8)
y
油膜压力变化率与速度梯度的导数有关。
dp dx
d 2u dy 2
(15-8)
1)油层的速度分布: (式15-7对y积分)
u
1
2
dp dx
y2
C1 y C2
→由边界条件: 当y=0 ,u=v 当y=h ,u=0
u 1 dp ( y2 hy) y h v (15-9)
第十五章 滑 动 轴 承 p.253
前言 摩擦状态 滑动轴承的结构 滑动轴承的材料 非液体摩擦滑动轴承的计算 润滑剂和润滑装置 动压润滑基本原理
前
言
一. 轴承功用 : 支承轴及轴上零件,并保证旋转精 度；减少轴与支承间的摩擦与磨损。
二. 轴承的分类：
按摩擦性质
滑动轴承 滚动轴承
FA1 FR1
Fr Fa
– 应用节流器能随外载荷的变化而自动调节各油腔内的压 力，节流器选择得恰当，可使主轴的位移e达到最小值。
– 节流器是静压轴承中的关键部分。 – 常用的节流器有小孔节流器(图15-21)和毛细管节流器等。
空气轴承
❖空气是一种取之不尽的流体， 而且粘性小，它的粘度为L－ AN7全损耗系统用油的1/4000， 所以利用空气作为润滑剂，可 以解决每分钟数十万转的超高 速轴承的温升问题。
一.向心轴承：
1.轴承压强(p)验算→ 油不被过大压力挤出→不产生
p FR p
Bd
Mpa (15-3)
过大磨损
2.验算pｖ值→ 限制温升→防止油膜破裂→防止胶合
pV FR dn pV Mpa·m/S (15-4)
Bd 1000 60
Fd－R－轴径颈向二直载.径推荷m力Nm轴承
； ；
B－轴承寛度mm； n－轴颈转速r/min ；
§15-3 轴瓦及轴承衬材料
材料具有的性能 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）足够的机械强 度和可塑性→两层不同金属（浇铸或压合）做成轴瓦
一.轴承合金 (白合金、巴氏合金)
1.锡锑轴承和金 摩擦系数小，抗胶合性能好，对油的吸 附性强，耐蚀性好，易跑合，常用于高速、重载→价格 贵、机械强度差→轴承衬
35o 35o
3.轴瓦定位配合 4.必要时开油室 5.轴瓦
③油沟形式→
－贮油和稳定供油
④油沟与轴瓦端面保持一定距离，防止漏油
⑤宽径比：轴瓦宽度与轴颈直径之比B/d
液体摩擦滑动轴承：B/d=0.5-1； 非液体摩擦的滑动轴承：B/d=0.8-1.5
3.液体摩擦－ 两摩擦面完全由液体隔开的摩擦→理想 →ｆ≈0.001～0.01
4.混合摩擦－ 干、边界、液体摩擦并存→实际 →非液体摩擦
§15-2 滑动轴承的结构 p.238
(一)向心滑动轴承→主要承受径向载荷FR 1.整体式→ 轴承座、轴瓦(轴套) 2.剖分式→ 轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦(两边)、
dB 2
CP
承载量系数
二. 最小油膜厚度 hmin e (1 ) r (1 )
轴其承他承条载件能不力变也，愈hm大in越。小，则偏心率越大，Cp也越大， 但受粗糙度、轴刚度、几何形状误差等影响，油膜厚度 不能无限减小，需要加以限制。
hmin r (1 ) [h]
[h] S(Rz1 Rz2 )
2.铅锑轴承和金
较脆，中速、中载轴承
轴承衬
二. 青铜
强度高、承载能力大，耐磨性和导热性都优于轴承合 金，可在较高温度下工作，但可塑性差，不宜跑合， 与之相配的轴颈必须淬硬。 三. 具有特殊性能的轴承材料：
粉未治金（含油轴承、陶质金属）
铁（铜）粉＋石墨→压型→烧结； 多孔性组织，空隙内可储存润滑油 灰铸铁、耐磨铸铁 →轻载、低速
2.特点: →润滑效果好，具冷却、清洗作用。 供油、 密封麻烦。
3.润滑方法:→┌间歇润滑:油孔、油杯 └连续润滑:油杯、油环、飞溅、压力
4.牛顿粘性定律 －润滑油作层流流动时, 各油层间 的剪应力与速度梯度成正比。
→沿 y 坐标各油层速度呈线性分布→剪切流。
η－动力粘度 Pa·S(N·s/m2)(国际) ν－运动粘度(m2/s)
二. 形成动压润滑的必要条件:
两工 作平面 间必须
1.有楔形间隙 2.连续充满粘性流体 3.有相对运动(由大截面→小截面)
三. 向心滑动轴承形成动压润滑的过程：
e
n=0,形成 轴瓦对轴颈摩擦力 开始形成动压
弯曲的楔 →轴颈向右滚动而 润滑，轴颈受 形成动压润滑
形空间 偏移
力向左移动 ，并稳定运转
四.液体动压润滑的基本方程
塑料、橡胶
§15-4 润滑剂和润滑装置 p.242
一.润滑目的： 摩擦功耗↓磨损↓, 冷却、吸振、防锈 润┌液体润滑剂：润滑油 滑│半固体润滑剂：润滑脂 剂└固体润滑剂→石墨、ＭoS2、聚四氟乙稀
二. 润滑油： 1.主要性能指标: 粘度→液体流动的内摩擦性能→内部剪应力
温度↑→粘度↓（粘温图）。
压力↑→粘度↑，变化极微，可忽略。
dp 6v h h0
dx
h3
(15-10)
h = h0 →dp/dx = 0 →油压最大
§15-7 向心动压轴承的几何关系和承载量的计算
一. 向心动压轴承的几何系数
直径间隙 D d
半径间隙
相对间隙
dr
2
偏心率 e
最小油膜 厚度
hmin e (1 ) r (1 )
F
三. 向成心动滑压动润轴滑承形成动压润滑的过程
四(两.液板体间动液压体润)层滑流的→基本方程
流量相等→
油膜无承载能力
2. 两板相互倾斜:
当两 板 间
楔形间隙 相对运动(由大→小) 连续流体
两端速度若按虚线三角形→带 入油量＞带出油量→间隙内油 压↑→油膜具承载力→流体由中 向两端流动→压力流。
→压力油膜→起始于入口处， 进口流速→凹形 终止于最小油膜厚度处。 → 出口流速→凸形
1.基本方程建立的假设:
1)Z向无限长 ,润滑油在Z向没有流动 2)压力p不随y值的大小而变化 , 即同一油膜截面上压力为常数 2.公式的建立: 3)润滑油的粘度η不随压
力而变化,并且忽略油 层的重力和惯性 4)润滑油处于层流状态。
2.公式的建立: －AB板间形成动压润滑
→取一微单元体(dx,dy,dz)→它承受油压p、内摩擦切
Rz1、Rz2：轴颈、轴瓦孔表面微观不平度的十点平均高度 S：安全系数，常取≥2。
§15-8 液体动压多油楔轴承与静压轴承简介
在多油楔滑动轴承中，轴瓦的内孔制成特殊形状，目的是在 工作中产生多个油楔，形成多个动压油膜，借以提高轴承的 工作稳定性加旋转精度。
椭圆轴承，它的项隙和侧隙之比常制成1：2，减小了顶隙而扩 大了侧隙。顶隙减小，在顶部也可形成动压油膜；侧隙扩大， 增加端泄油量，降低轴承温升。工作时，椭圆轴承中形成上 下两个动压油膜，有助于提高稳定性。但其摩擦损耗将会有 所增加，而且供油量增大，承载量降低。
静压轴承与空气轴承简介
静压轴承是依靠给油装置，将高压油压入轴承的间隙中，强制形成 油膜，保证轴承在液体摩擦状态下工作。油膜的形成与相对滑动速度 无关，承载能力主要取决于油泵的给油压力，因此静压轴承对高速、 低速、轻载、重载下都能胜任工作。
在启动、停止和正常运转时期内，轴与轴承之间均无直接接触，理 论上轴瓦没有磨损，轴承寿命长，可以长时期保持精度。而且正由于 任何时期内轴承间隙中均有一层压力油膜，故对轴和轴瓦的制造精度 可适当降低，对轴瓦的材料要求也较低。
FA2 FR2
按载荷的方向
向心轴承－ 主要承受径向载荷FＲ （与轴心线垂直）
推力轴承－ 主要承受轴向载荷FA (与轴心线一致)
§15-1 摩擦状态
1.干摩擦－ 两摩擦面间无任何润滑剂→固体表面直 接接触→摩擦、磨损大→强烈温升→不允许
2.边界摩擦－ 两摩擦面由吸附着的很簿的边界膜隔 开的摩擦→ｆ≈0. 1～0.3
du dy (15-1)
ρ－液体密度
(kg/m3)
三. 润滑脂:
润滑油+稠化剂(金属皂 ←氢氧化物+硬脂酸)
特点:
→不易流失，易密封、不需经常添加 对速度和载荷的变化有较大的适应范围， 受温度影响不大； 但摩擦磨损大，效率低，不宜于高速，易 变质
四. 固体润滑剂:
石墨、二硫化钼、聚氟乙烯树脂
润滑油不能膜厚度
h (1 cos) r (1 cos)
油膜压力 最大处的
h0 (1 cos0 )
油膜厚度
dp 6v h h0
dx
h3
(15-10)
dp
d
6
w
2
(cos cos0 ) (1 cos)3
p
6 w 2
(cos cos0 ) d 1 (1 cos)3
F
应力τ →根据平衡条件,沿x方向:
p dydz ( d ) dxdz ( p dp) dydz dxdz 0
z
dp dx
d
dy
沿x方向单位压力变化率
→由 牛 顿粘d性u 定律
dy
123=)))油润液沿层滑体y方的油动向速流压τ 切度量润应分 滑力布 的变基化本率方。程x p
p+dp
§15-5非液体摩擦滑动轴承的计算
┌液体润滑滑动轴承 └非液体润滑滑动轴承
(一)失效形式及设计准则:
1.主要失效形式:
→磨损→间隙↑→运动精度↓ →耗功→温度↑→粘度↓润滑恶化→烧瓦、胶合
2.设计准则: →维持边界油膜不遭破裂
在润滑剂中加少量石墨或MOS2→边界油膜较坚韧
p p
pV pV
(二)设计计算： →维持边界油膜不遭破裂
τ +d τ
dp dx
d 2u dy 2
(15-8)
y
油膜压力变化率与速度梯度的导数有关。
dp dx
d 2u dy 2
(15-8)
1)油层的速度分布: (式15-7对y积分)
u
1
2
dp dx
y2
C1 y C2
→由边界条件: 当y=0 ,u=v 当y=h ,u=0
u 1 dp ( y2 hy) y h v (15-9)
第十五章 滑 动 轴 承 p.253
前言 摩擦状态 滑动轴承的结构 滑动轴承的材料 非液体摩擦滑动轴承的计算 润滑剂和润滑装置 动压润滑基本原理
前
言
一. 轴承功用 : 支承轴及轴上零件,并保证旋转精 度；减少轴与支承间的摩擦与磨损。
二. 轴承的分类：
按摩擦性质
滑动轴承 滚动轴承
FA1 FR1
Fr Fa
– 应用节流器能随外载荷的变化而自动调节各油腔内的压 力，节流器选择得恰当，可使主轴的位移e达到最小值。
– 节流器是静压轴承中的关键部分。 – 常用的节流器有小孔节流器(图15-21)和毛细管节流器等。
空气轴承
❖空气是一种取之不尽的流体， 而且粘性小，它的粘度为L－ AN7全损耗系统用油的1/4000， 所以利用空气作为润滑剂，可 以解决每分钟数十万转的超高 速轴承的温升问题。
一.向心轴承：
1.轴承压强(p)验算→ 油不被过大压力挤出→不产生
p FR p
Bd
Mpa (15-3)
过大磨损
2.验算pｖ值→ 限制温升→防止油膜破裂→防止胶合
pV FR dn pV Mpa·m/S (15-4)
Bd 1000 60
Fd－R－轴径颈向二直载.径推荷m力Nm轴承
； ；
B－轴承寛度mm； n－轴颈转速r/min ；
§15-3 轴瓦及轴承衬材料
材料具有的性能 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）足够的机械强 度和可塑性→两层不同金属（浇铸或压合）做成轴瓦
一.轴承合金 (白合金、巴氏合金)
1.锡锑轴承和金 摩擦系数小，抗胶合性能好，对油的吸 附性强，耐蚀性好，易跑合，常用于高速、重载→价格 贵、机械强度差→轴承衬