机械设计-12滑动轴承第12章-whitebg

第12章滑动轴承§12-1滑动轴承概述§12-2滑动轴承的典型结构§12-3滑动轴承的失效形式及常用材料§12-4滑动轴承轴瓦结构§12-5滑动轴承润滑剂的选择(自学)§12-6不完全液体润滑滑动轴承的设计计算§12-7液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算§12-8其它形式滑动轴承简介轴承的功用：用来支承轴及轴上零件。§12-1滑动轴承概述1．能承担一定的载荷，具有一定的强度和刚度。2．具有小的摩擦力矩，使回转件转动灵活。3．具有一定的支承精度，保证被支承零件的回转精度。一、轴承的基本要求分类滚动轴承滑动轴承优点多，应用广用于高速、高精度、重载、结构上要求剖分等场合。§12-1滑动轴承概述二、轴承的分类按摩擦性质分按受载方向分按润滑状态分向心推力(径向止推)轴承向心(径向)轴承推力(止推)轴承不完全液体润滑滑动轴承完全液体润滑滑动轴承1.工作转速特高的轴承，汽轮发电机；三、滑动轴承的应用领域2.要求对轴的支承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.承受巨大冲击和振动载荷的轴承，如破碎机；5.根据装配要求必须做成剖分式的轴承，如曲轴轴承；阶梯轴曲轴6.在特殊条件下（如水中、或腐蚀介质）工作的轴承，如舰艇螺旋桨推进器的轴承；7.轴承处径向尺寸受到限制时，可采用滑动轴承。如多辊轧钢机。四、滑动轴承的设计内容轴承的型式和结构选择；轴瓦的结构和材料选择；轴承的结构参数设计润滑剂及其供应量的确定；轴承工作能力及热平衡计算。一、向心滑动轴承组成：轴承座、轴套或轴瓦等。§12-2滑动轴承的结构型式油杯孔轴承(1)结构简单，成本低廉。应用：低速、轻载或间歇性工作的机器中。(2)因磨损而造成的间隙无法调整。(3)只能从沿轴向装入或拆。整体式向心滑动轴承轴承座特点：将轴承座或轴瓦分离制造，两部分用联接螺栓。剖分式向心滑动轴承螺纹孔轴承座轴承盖联接螺栓剖分轴瓦剖分式向心滑动轴承特点：结构复杂，可以调整因磨损而造成的间隙，安装方便。应用场合：低速、轻载或间歇性工作的机器。榫口作用：用来承受轴向载荷二、止推滑动轴承结构形式：21F空心式1F2单环式F21多环式各环间载荷分布不均，其单位面积的承载能力比单环式低50%。F21单环式结构特点：在轴的端面、轴肩或安装圆盘做成止推面。在止推环形面上，分布有若干有楔角的扇形快。其数量一般为6~12。—倾角固定，顶部预留平台

类型固定式可倾式用来承受停车后的载荷。—倾角随载荷、转速自行调整，性能好

F巴氏合金绕此边线自行倾斜FF§12-3滑动轴承的失效形式及常用材料一、滑动轴承常见失效形式磨粒磨损——进入轴承间隙的硬颗粒有的随轴一起转动，对轴承表面起研磨作用。刮伤——进入轴承间隙的硬颗粒或轴径表面粗糙的微观轮廓尖峰，在轴承表面划出线状伤痕。胶合——当瞬时温升过高，载荷过大，油膜破裂时或供油不足时，轴承表面材料发生粘附和迁移，造成轴承损伤。疲劳剥落——在载荷的反复作用下，轴承表面出现与滑动方向垂直的疲劳裂纹，扩展后造成轴承材料剥落。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，材料腐蚀易形成点状剥落。微动磨损——发生在名义上相对静止，实际上存在循环的微幅相对运动的两个紧密接触的表面上。其它失效形式:气蚀——气流冲蚀零件表面引起的机械磨损；流体侵蚀——流体冲蚀零件表面引起的机械磨损；电侵蚀——电化学或电离作用引起的机械磨损；轴瓦失效实例:潘存云教授研制疲劳点蚀潘存云教授研制表面划伤潘存云教授研制轴瓦磨损汽车用滑动轴承故障原因的平均比率其它气蚀制造精度低腐蚀故障原因6.08.115.911.138.3比率／(％)6.72.85.55.6比率／(％)超载对中不良安装误差润滑油不足不干净故障原因二、滑动轴承的材料轴承材料性能的要求(1)减摩性——材料副具有较低的摩擦系数。(2)耐磨性——材料的抗磨性能，通常以磨损率表示。(3)抗胶合——材料的耐热性与抗粘附性。(4)摩擦顺应性——材料通过表层弹塑性变形来补偿轴承滑动表面初始配合不良的能力。(5)嵌入性——材料容纳硬质颗粒嵌入，从而减轻轴承滑动表面发生刮伤或磨粒磨损的性能。(6)磨合性——轴瓦与轴颈表面经短期轻载运行后，形成相互吻合的表面形状和粗糙度的能力。轴承材料是指在轴承结构中直接参与摩擦部分的材料，如轴瓦和轴承衬的材料。此外还应有足够的强度和抗腐蚀能力、良好的导热性、工艺性和经济性。工程上常用浇铸或压合的方法将两种不同的金属组合在一起，性能上取长补短。轴承衬滑动轴承材料金属材料非金属材料轴承合金铜合金铝基轴承合金铸铁多孔质金属材料工程塑料碳-石墨橡胶木材常用轴承材料(1)轴承合金（白合金、巴氏合金）锡、铅、锑、铜等金属的合金，锡或铅为基体。优点：摩擦系数f小，抗胶合性能好、对油的吸附性强、耐腐蚀性好、容易跑合、是优良的轴承材料，常用于高速、重载的轴承。缺点：价格贵、机械强度较差；只能作为轴承衬材料浇注在钢、铸铁、或青铜轴瓦上。工作温度：t<120℃

由于巴式合金熔点低(2)铜合金优点:青铜强度高、承载能力大、耐磨性和导热性都优于轴承合金。工作温度高达250℃。缺点:可塑性差、不易跑合、与之相配的轴径必须淬硬。

青铜可以单独制成轴瓦，也可以作为轴承衬浇注在钢或铸铁轴瓦上。铝青铜铅青铜锡青铜中速重载中速中载低速重载(3)铝基合金铝锡合金：有相当好的耐腐蚀合和较高的疲劳强度，摩擦性能也较好。在部分领域取代了较贵的轴承合金与青铜。(4)铸铁：用于不重要、低速轻载轴承。含油轴承：用粉末冶金法制作的轴承，具有多孔组织，可存储润滑油。可用于加油不方便的场合。轴瓦温度升高，油膨胀系数比金属大，油自动进入摩擦表面起到润滑作用。含油轴承加一次油，可使用较长时间。(5)多孔质金属材料橡胶轴承：具有较大的弹性，能减轻振动使运转平稳，可用水润滑。常用于潜水泵、沙石清洗机、钻机等有泥沙的场合。工程塑料：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。

缺点：导热性差、膨胀系数大、容易变形。为改善此缺陷，可作为轴承衬粘复在金属轴瓦上使用。(6)非金属材料碳-石墨：是电机电刷常用材料，具有自润滑性，用于不良环境中。木材：具有多孔结构，可在灰尘极多的环境中使用。表12-2常用轴瓦及轴承衬材料的性能材料牌号类别（名称）锡基轴承合金铅基轴承合金ZSnSb11Cu6ZSnSb8Cu4ZPbSb16Sn16Cu2ZCuSn10P1(10-1锡青铜)ZPbSb15Sn56Cu3Cd2ZCuSn5Pb5Zn5(5-5-5锡青铜)ZCuPb30(30铅青铜)ZCuAl10Fe3(10-3铝青铜)15121015412251230831515101558520601525802011151135351134425552锡青铜铅青铜铝青铜最大许用值①性能比较②

平稳载荷用于高速、重载下工作的重要轴承，变载荷下易于疲劳，价贵。用于中速、中等载荷作的轴承，不宜受显著冲击。可作为锡锑轴承合金的代用品。用于中速重载及受变载荷的轴承用于中速中载的轴承用于高速、重载轴承，承受变载和冲击最宜用于润滑充分的低速重载轴承说明冲击载荷[p][v][pv]MPam/sMPa·m/s抗咬顺应性耐蚀疲劳粘性嵌入性性强度注：①[pv]为不完全润滑下的许用值②性能比较：1~5依次由佳到差续表12-2常用轴瓦及轴承衬材料的性能材料牌号类别（名称）黄铜铝基轴承合金ZCuZn16Si4(16-4硅黄铜)2%铝锡合金铝-硅-镉镀层HT300HT150HT25020~3514—431214~35—

—12221221055110.1~63~0.750.3~0.454511三元电镀合金银镀层灰铸铁最大许用值①性能比较②

用于低俗、中载轴承用于高速、中载轴承，是较新的轴承材料，强度高、耐腐蚀、表面性能好。可用于增压强化柴油机轴承宜用于低速、轻载的不重要轴承说明[p][v][pv]MPam/sMPa·m/s抗咬顺应性耐蚀疲劳粘性嵌入性性强度注：①[pv]为不完全润滑下的许用值②性能比较：1~5依次由佳到差1011055111~42~0.5—4511ZCuZn40Mn4(40-2锰黄铜)28~35—

—2311耐磨铸铁镀铅锡青铜作中间层，再镀10~30µm三元减摩层，疲劳强度高，嵌入性好镀银，上附薄层铅再镀铟，用于飞机发动机、柴油有轴承§12-4滑动轴承轴瓦结构一、轴瓦的形式和结构按构造分类整体式对开式按加工分类按尺寸分类按材料分类需从轴端安装和拆卸，可修复性差。可以直接从轴的中部安装和拆卸，可修复。轴瓦的类型整体轴套对开式轴瓦§12-4滑动轴承轴瓦结构一、轴瓦的形式和结构按构造分类按加工分类按尺寸分类按材料分类轴瓦的类型厚壁薄壁潘存云教授研制薄壁轴瓦厚壁轴瓦整体式对开式节省材料，但刚度不足，故对轴承座孔的加工精度要求高。具有足够的强度和刚度，可降低对轴承座孔的加工精度要求。§12-4滑动轴承轴瓦结构一、轴瓦的形式和结构按构造分类按加工分类按尺寸分类按材料分类轴瓦的类型单材料多材料单一材料两种材料强度足够的材料可以直接作成轴瓦，如黄铜，灰铸铁。轴瓦衬强度不足，故采用多材料制作轴瓦。厚壁薄壁整体式对开式§12-4滑动轴承轴瓦结构一、轴瓦的形式和结构按构造分类按加工分类按尺寸分类按材料分类轴瓦的类型铸造轴瓦卷制轴套铸造轧制铸造工艺性好，单件、大批生产均可，适用于厚壁轴瓦。只适用于薄壁轴瓦，具有很高的生产率。单材料多材料厚壁薄壁整体式对开式潘存云教授研制——将轴瓦一端或两端做凸缘凸缘定位二、轴瓦的定位方法轴向定位凸耳(定位唇)定位凸耳凸缘目的：防止轴瓦与轴承座之间产生轴向和周向的相对移动。紧定螺钉周向定位销钉三、轴瓦的油孔和油槽作用：把润滑油导入轴颈和轴承所构成的运动副表面。潘存云教授研制进油孔油槽潘存云教授研制F开孔原则：形式：按油槽走向分——沿轴向、绕周向、斜向、螺旋线等。F2）轴向油槽不能开通至轴承端部，应留有适当的油封面。1）尽量开在非承载区，尽量不要降低或少降低承载区油膜的承载能力；双轴向油槽开在轴承剖分面上δδ单轴向油槽在最大油膜厚度处φa45˚宽径比B/d——轴瓦宽度与轴径直径之比。重要参数液体润滑摩擦的滑动轴承B/d=0.5~1非液体润滑摩擦的滑动轴承B/d=0.8~1.5轴承中分面常布置成与载荷垂直或接近垂直。载荷倾斜时结构如图大型液体滑动轴承常设计成两边供油的形式，既有利于形成动压油膜，又起冷却作用。Bd§12-5滑动轴承润滑剂的选择一、概述作用：降低摩擦功耗、减少磨损、冷却、吸振、防锈等分类液体润滑剂——润滑油半固体润滑剂——润滑脂固体润滑剂二、润滑脂及其选择

特点：无流动性，可在滑动表面形成一层薄膜。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。１．当压力高和滑动速度低时，选择针入度小一些的品种；反之，选择针入度大一些的品种。选择原则：２．所用润滑脂的滴点，一般应较轴承的工作温度高约20～30℃，以免工作时润滑脂过多地流失。３．在有水淋或潮湿的环境下，应选择防水性能强的钙基或铝基润滑脂。在温度较高处应选用钠基或复合钙基润滑脂。表12-4滑动轴承润滑脂的选择压力(强)p/MPa轴颈圆周速度v/(m/s)最高工作温度℃选用的牌号≤1.0≤1753号钙基脂1.0~6.50.5~5552号钙基脂≥6.5≤0.5753号钙基脂≤6.50.5~51202号钙基脂≥6.5≤0.51101号钙钠基脂1.0~6.5≤1-55~110锂基脂>6.50.5602号压延机脂注：(1)在潮湿环境，温度在75℃

~120℃的条件下，应考虑选用钙-钠基润滑脂；

(2)在潮湿环境，温度在75℃以下，没有3号钙基脂时也可以用铝基脂；

(3)工作温度在110℃

~120℃可选用锂基脂或钡基脂；

(4)集中润滑时，稠度要小些。但p<10MPa时可忽略。变化很小润滑油的特性：（1）温度t↑（2）压力p↑选用原则：(1)载荷大、转速低的轴承，宜选用粘度大的油；(2)载荷小、转速高的轴承，宜选用粘度小的油；

η↓

η↑ 三、润滑油及其选择(3)高温时，粘度应高一些；低温时，粘度可低一些。表12-4滑动轴承润滑油的选择<0.1L-AN68、110、150<0.1L-AN1500.1~0.3

L-AN68、1100.1~0.3L-AN100、1500.3~2.5

L-AN46、68

0.3~0.6L-AN1002.5~5

L-AN32、460.3~1.2L-AN68、1005~9.0

L-AN15、22、321.2~2.0L-AN68>9.0

L-AN7、10、15轴径圆周速度平均压力轴径圆周速度平均压力

/(m/s)p<3MPa/(m/s)p<(3~7.5)MPa

注：（1）表中润滑油是以40℃时的运动粘度为基础的牌号（2）不完全液体润滑，工作温度小于60℃聚四氟乙烯适用场合：用于润滑油不能胜任工作的场合，如高温、低速重载、有环境清洁要求。石墨二流化钼（MoS2）—性能稳定、t>350℃才开始氧化，可在水中工作。—

摩擦系数低，使用温度范围广

(-60~300℃)，但遇水性能下降。—

摩擦系数低，只有石墨的一半。“最平滑的物质”，载入了《吉尼斯世界纪录大全》。

使用方式：1.调和在润滑油中；2.涂覆、烧结在摩擦表面形成覆盖膜；3.混入金属或塑料粉末中烧结成型。四、固体润滑剂及其选择特点：可在滑动表面形成固体膜。二、摩擦的分类按摩擦副的运动形式分类滑动摩擦-两接触表面间存在相对滑动时的摩擦。滚动摩擦-两物体沿接触表面滚动时的摩擦。按摩擦副的运动状态分类静摩擦-两接触表面存在微观弹性位移（相对运动趋势），但尚未发生相对运动时的摩擦。动摩擦-两接触表面间存在相对运动时的摩擦。

▲“机械说”

——摩擦原因是表面微凸体的相互阻碍作用；▲“分子说”

——摩擦原因是表面材料分子间的吸力作用；一、摩擦的机理▲“机械－分子说”两种作用均有。补充：摩擦类型3.按摩擦是否发生在同一物体分类内摩擦-同一物体内各部分之间发生的摩擦。外摩擦-两个物体的接触表面间发生的摩擦。

4.按摩擦副的润滑状态分类干摩擦-两接触表面间无任何润滑介质存在时的摩擦。流体摩擦-两接触表面被一层连续不断的流体润滑膜完全隔开时的摩擦。边界摩擦-两接触表面上有一层极薄的边界膜（吸附膜或反应膜）存在时的摩擦。混合摩擦-两接触表面同时存在着流体摩擦、边界摩擦和干摩擦的混合状态时的摩擦。混合摩擦一般是以半干摩擦和半流体摩擦的形式出现：半干摩擦两接触表面同时存在着干摩擦和边界摩擦的混合摩擦。半流体摩擦两接触表面同时存在着边界摩擦和流体摩擦的混合摩擦。1.干摩擦两零件表面直接接触后，因为微观局部压力高而形成许多冷焊点，运动时被剪切。不允许出现干摩擦！2.边界摩擦三、滑动摩擦状态→功耗↑磨损↑温度↑→烧毁轴瓦运动副表面有一层厚度<1μm的薄油膜，不足以将两金属表面完全分开，其表面部分微观高峰部分仍将相互搓削。比干摩擦的磨损轻，f≈0.1~0.3v有一层压力油膜将两金属表面隔开，彼此不直接接触。是理想的摩擦状态。3.流体摩擦摩擦和磨损极轻，f≈0.001~0.01

vvv4.混合摩擦v混合摩擦是指摩擦表面间处于边界摩擦和液体摩擦的混合状态。混合摩擦能有效降低摩擦阻力，其摩擦系数比边界摩擦时要小得多在一般机器中，处于后三种情况的混合状态。

fηn/po边界摩擦混合摩擦液体摩擦摩擦特性曲线边界摩擦和混合摩擦在工程实际中很难区分，常统称为不完全液体摩擦。摩擦学研究的最新进展：微－纳米摩擦学理论可实现：f≤0.001—超润滑摩擦状态。§12-6不完全液体润滑滑动轴承的设计计算一、失效形式与设计准则工作状态：因采用润滑脂、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。失效形式：边界油膜破裂。设计准则：保证边界膜不破裂。因边界膜强度与温度、轴承材料、轴颈和轴承表面粗糙度、润滑油供给等有关，目前尚无精确的计算方法，但一般可作条件性计算。校核内容：２．验算摩擦发热pv≤[pv]３．验算滑动速度v≤[v]，限制轴瓦的工作温度。p，pv的验算都是平均值。考虑到轴瓦不同心，受载时轴线弯曲及载荷变化等的因素，局部的p或pv可能不足，故应校核滑动速度v

。fpv是摩擦功耗，限制pv即间接限制摩擦发热（温升）１．验算平均压力p≤[p]，以保证不产生过渡的塑性变形和磨损；二、径向滑动轴承的设计计算已知条件：外加径向载荷F(N)、轴颈转速n(r/mm)及轴颈直径d(mm)验算及设计：１.验算轴承的平均压力p２.验算摩擦产热-限制温升v—轴颈圆周速度，m/s；B——轴瓦宽度（承受载荷部分），[p]——许用压强。

p=≤[p]FBdFdn[pv]——轴承材料的许用值。

pv=·FBdπdn60×1000≤[pv]n—轴速度，m/s；3.验算滑动速度v表12-2常用轴瓦及轴承衬材料的性能[v]——材料的许用滑动速度v≤[v]４．选择配合一般可选:H9/d9或H8/f7、H7/f6FFFF先分析平行板的情况。板B静止，板A以速度向左运动，板间充满润滑油，无载荷时，液体各层的速度呈三角形分布，进油量与出油量相等，板A不会下沉。但若板A有载荷时，油向两边挤出，板A逐渐下沉，直到与B板接触。

v

潘存云教授研制F一、动压润滑的形成原理和条件两平形板之间不能形成压力油膜！§12-7液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算

v

vvh1aah2ccvvh0bbF一、动压润滑的形成原理和条件动压油膜——因运动而产生的压力油膜。§12-7液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算如两板不平行板。板间间隙呈沿运动方向由大到小呈收敛楔形分布，且板A有载荷，当板A运动时，两端速度若程虚线分布，则必然进油多而出油少。由于液体实际上是不可压缩的，必将在板内挤压而形成压力，迫使进油端的速度往内凹，而出油端的速度往外鼓。进油端间隙大而速度曲线内凹，出油端间隙小而速度曲线外凸，进出油量相等，同时间隙内形成的压力与外载荷平衡，板A不会下沉。这说明了在间隙内形成了压力油膜。这种因运动而产生的压力油膜称为动压油膜。各截面的速度图不一样，从凹三角形过渡到凸三角形，中间必有一个位置呈三角形分布。形成动压油膜的必要条件：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它液体；3.两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。二、流体动力润滑基本方程的建立为了得到简化形式的流体动力平衡方程（Navier－Stokes方程），作如下假设：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，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是不可压缩的流体中的压力在各流体层之间保持为常数流体满足牛顿定律，即τ=ηdudyB实际上粘度随压力的增高而增加；即层与层之间没有物质和能量的交换；vAxzy取微单元进行受力分析:τp+dpppdydz+(τ+dτ)dxdz-(p+dp)dydz–τdxdz=0=dτdydxdpdyduτ=η整理后得又有=ηdxdpd2udy2得任意一点的油膜压力p沿x方向的变化率，与该点y向的速度梯度的导数有关。对y积分得u=y2+C1y+C2

2η1dxdp边界条件当y=0时，u=-v→C2=-v当y=h时，u=0→C1=h+2η1dxdphv代入得u=(y2-hy)+2η1dxdpvhy-hBAxzyvτ+dτvvFaaccxzy任意截面内的流量依据流体的连续性原理，通过不同截面的流量是相等的b—b截面内的流量该处速度呈三角形分布，间隙厚度为h0负号表示流速的方向与x方向相反，因流经两个截面的流量相等，故有：=6ηvdxdph0-hh3得：一维雷诺方程由上式可得压力分布曲线p=f(x)在b—b处h=h0，p=pmax速度梯度du/dy呈线性分布，其余位置呈非线性分布。流量相等，阴影面积相等。液体动压润滑的基本方程，它描述了油膜压力p的变化与动力粘度、相对滑动速度及油膜厚度h之间的关系。pmaxxph0bb轴颈上作用的液体压力与F相平衡，在与F垂直的方向，合力为零轴颈最终的平衡位置可用偏位角φa和偏心距e来表示F∑Fy=F∑Fx≠0∑Fy=F∑Fx=0二、径向滑动轴承动压油膜的形成过程：静止爬升将轴起抬转速继续升高质心左移稳定运转达到工作转速e——偏心距eφahlimoo1三、径向滑动轴承的几何关系和承载量系数最小油膜厚度：hmin=δ－e＝

rψ

(1-χ

)偏心率：χ＝e/δ为直径间隙：Δ＝

D－d半径间隙：δ＝

R－r＝Δ/2相对间隙：ψ

＝

δ/r＝Δ/d

hlim稳定工作位置如图所示，连心线与外载荷的方向形成一偏位角eφah0设轴孔半径为R,r

直径为

D，d，偏心距e

偏位角φahDd轴承的孔径D和轴颈的直径d名义尺寸相等；直径间隙Δ是公差形成的轴承工作能力取决于hlim，它与η、ω、Δ和F等有关，应保证hlim≥[h]定义连心线OO1为极坐标的极轴在三角形中有

R2

＝

e2+（r+h)2–2e(r+h)cosφ略去二次微量并取根号为正号，得任意位置油膜厚度压力最大处的油膜厚度φ0为压力最大处的极角。hlimeφah0hDd=6ηvdxdph0-hh3将一维雷诺方程改写成极坐标的形式将dx=rdφ,v=rω，δ=rψ，h=δ(1+χcosφ),

h0=δ(1+χcosφ0),

代入上式得:积分得在外载荷方向的分量积分可得轴承单位宽度上的油膜承载力

理论上只要将py乘以轴承宽度就可得到油膜总承载能力，但在实际轴承中，由于油可能从轴承两端泄漏出来，考虑这一影响时，压力沿轴向呈抛物线分布。油膜压力沿轴向的分布理论分布曲线——水平直线，各处压力一样；实际分布曲线——抛物线且曲线形状与轴承的宽径比B/d有关。FdD

B

B

FdDB/d=1/4FdDB/d=1/3FdDB/d=1/2FdDB/d=1潘存云教授研制FdD……B/d=∞油膜沿轴承宽度上的压力分布表达式为py为无限宽度轴承沿轴向单位宽度上的油膜压力；C′为取决于宽径比和偏心率χ

的系数;对于有限宽度轴承，油膜的总承载能力为式中Cp为承载量系数，计算很困难，工程上可查表确定。dDFyz

B

或解释这些参数的含义表12-7有限宽度滑动轴承的承载量系数Cp0.30.40.50.60.650.70.750.800.850.900.9250.950.9750.990.30.0520.08260.1280.2030.2590.3470.4750.6991.1222.0743.3525.7315.1550.520.40.08930.1410.2160.3390.4310.5730.7761.0791.7753.1955.0558.39321.0065.260.50.1330.2090.3170.4930.6220.8191.0981.5722.4284.2616.61510.70625.6275.860.60.1820.2830.4270.6550.8191.0701.4182.0013.0365.2147.95612.6429.1783.210.60.2340.3610.5380.8161.0141.3121.7202.3993.5806.0299.07214.1431.8888.900.70.2870.4390.6470.9721.1991.5381.952.7544.0536.7219.99215.3733.9992.890.80.3390.5150.7541.1181.3711.7452.2483.0674.4597.29410.75316.3735.6696.350.90.3910.5890.8531.2531.5281.9292.4693.3724.8087.77211.3817.1837.0098.951.00.4400.6580.9471.3771.6692.0972.6643.5805.1068.18611.9117.8638.12101.151.10.4870.7231.0331.4891.7962.2472.8383.7875.3648.53312.3518.4339.04102.901.20.5290.7841.1111.5901.9122.3792.9903.9685.5868.83112.7318.9139.81104.421.30.6100.8911.2481.7632.0992.6003.2424.2665.9479.30413.3419.6841.07106.841.40.7631.0011.4832.0702.4462.9813.6714.7786.5410.09114.3420.9743.11110.79承载量系数Cp相对偏心率χB/dCp取决于：1、偏心率χ,当χ↑,Cp↑;2、宽径比B/d，B/d↑,Cp↑;3、轴承的包角α，α↑,Cp↑;四、最小油膜厚度在其他条件不变的情况下，hmin越小，则偏心率χ越大，轴承的承载能力就越大。但，最小油膜厚度不能无限缩小，因其受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性及轴承与轴颈的几何形状误差等的限制。为了确保轴承能够处于液体润滑状态，动力润滑轴承的设计应保证hmin≥[h]其中[h]=S(Rz1+Rz2)Rz1、Rz2——轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度。加工方法、表面粗糙度及表面微观不平度十点高度Ra加工方法表面粗糙度代号研磨、抛光、超精加工等Ra/μm106.33.21.60.80.40.20.10.05钻石刀镗头、镗磨铰、精磨，刮(每平方厘米3~5个点)精车或精镗，中等磨光，刮(每平方厘米1.5~个点)3.21.60.80.40.20.10.050.0250.012S——安全系数，常取S≥2。一般轴承可取为3.2μm和6.3μm，或1.6μm和3.2μm。重要轴承可取为0.8μm和1.6μm，或0.2μm和0.4μm。考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等五、轴承的热平衡计算热平衡方程：产生的热量=散失的热量

Q=Q1+Q2

其中，摩擦热Q=fρvW式中q

——润滑油流量m3/s；ρ

——滑油密度kg/m3；c

——润滑油的比热容，J/(kg·℃)；ti

——油入口温度℃；环境温度：35~40°Cto

——油出口温度℃；αs

——表面传热系数W/(m2·℃)。润滑油带走的热Q1=qρc(to-ti)W轴承散发的热Q2=αsπdB(to-ti)W温升公式其中——润滑油流量系数0.30.40.50.60.70.80.9χ

0.240.220.200.180.160.140.120.100.080.060.04qψvBd－=0.4Bd1.32.01.51.00.80.70.60.50.9摩擦系数系数ξ与宽径比有关，若B/d<1，则ξ=(B/d)1.5

若B/d≥1，则ξ=1由于轴承内部各处温度不一样，计算时采用平均温度为了保证轴承能正常，其平均温度tm≤70℃

~80℃设计时，应使进油温度:ti=tm-∆t/2≤35℃

~40℃

当ti>35℃

~40℃时，表明轴承承载能力有冗余，可采取如下措施：▲增大表面粗糙度，以降低成本▲减小间隙，提高旋转精度▲加宽轴承，充分利用轴承的承载能力

当t1>35℃

~40℃时，表明轴承的承载能力不，可采取如下措施：▲加散热片，以增大散热面积▲在保证承载能力的不下降的条件下，适当增大轴承间隙▲提高轴和轴承的加工精度油泵冷却器冷却水风冷▲增加冷却装置加风扇、冷却水管、循环油冷却六、轴承参数的选择取值范围：B/d=0.3~1.5影响效果：B/d小，有利于提高稳定性，增大端排泄量以降低温度；

B/d大，增大轴承的承载能力。0.6~1.5——电动机、发电机、离心机、齿轮变速器;宽径比B/d

应用:B/d=0.3~1.0——汽轮机、鼓风机;0.8~1.2——机车、拖拉机;0.6~0.9——轧钢机。相对间隙ψ=δ／r=Δ/d选取原则：1.速度高,ψ取大值,有利于散热；载荷大,ψ