油膜震荡 涡动

油膜震荡概述轴瓦自激振动是现场较常见的一种自激振动，它常常发生在机组启动升速过程中，特别是在超速时。当转子转速升到某一值时，转子突然发生涡动使轴瓦振动增大，而且很快波及轴系各个轴瓦，使轴瓦失去稳定性，这个转速不失稳转速。轴瓦失稳除与转速直接有关外，还与其他许多因素有关，因此轴瓦自激振动有时会在机组带负荷过程中发生中。下面将详细讨论其振动机理、轴瓦自激振动故障原因、诊断方法和消除措。

第一节半速涡动和油膜振荡轴瓦自激振动一般分为半速涡动和油膜振荡两个过程。转子工作转速在两倍转子第一临界转速以下所发生的轴瓦自激振动，称为半速涡动，因为这时自激振动频率近似为转子工作频率的一半。这种振动由于没有与转子临界转速发生共振，因而振幅一般不大，现场大量机组实测结果多为40－100μm。转子工作转速高于两倍第一临界转速时所发生的轴瓦自激振动，称为油膜振荡，这时振动频率与转子第一临界转速接近，从而发生共振，所以转子表现为强烈的振荡。这时转轴和轴承的振幅要比半速涡动大得多，目前已检测到的轴承最大振幅可达600－700μm。这时要指出，油膜振荡是涡动转速接近转子第一临界转速而引起的共振，而不是与转子当时的转速发生共振，因此采用提高转速的办法是不能避开共振的。进一步研究表明，轴瓦在不同载荷下的失稳转速有较大的差别。图所示是轻载轴瓦，轴瓦失稳（半速涡动）在转子第一临界转速之前就发生，而且当转子转速达到两倍第一临界转速，就发生了油膜振荡。图所示是中载轴瓦，轴瓦失稳（半速涡动）在第一临界转速之后才发生，在高于两倍第一临界转速的某一转速下才发生油膜振荡。图所示是重载轴瓦，在油膜振荡之前没有发生半速涡动，直到高于两倍第一临界转速较多时才发生油膜振荡，而且升速时发生油膜振荡的转速总比降速时油膜振荡消失的转速高，这种现象称为油膜振荡惯性效应。

第二节轴瓦自激振动的机理

要了解轴瓦内油膜如何能维持轴瓦自激振动，就行分析油膜力对轴颈的作用。为了简化起见，现以圆筒形轴瓦为例加以说明。

考虑一根没有受任何载荷，完全平衡的理想转轴。在高速转动时，其轴颈中心应位于轴承中心一个小位移，则转轴在轴承中的位置在正中心，这时偏离轴承中心的轴颈必然要受油膜弹性恢复力的作用，这个弹性恢复力又有迫使轴颈返回原位置的趋势。但是，由于轴颈的偏移，润滑油流动所产生的压力分布发生了变化。在小间隙的上游侧，被轴颈带动而高速流动的润滑油，从小间隙流往大间隙，压力降低，即油膜压对轴颈的径向偏移线是不对称的，上游侧的压力比下洲侧的压力高。这个压差垂直于径向偏移线方向，它有迫使转轴沿着垂直于径向偏移线方向（切线方向）进行同向涡动的倾向。当这个切向力超过各种阻尼力时，转轴就会脱离平衡位置而产生涡动，涡动方向与转动方向一致。一旦发生涡动，整个转轴就围绕平衡位置涡旋，转轴将受到离心力作用。这个因涡动而产生的离心力将加大轴颈在轴瓦内的偏移量，从而进一步减少这个小间隙，使得上游和下游之间的压差更大，造成切向力增大。这又进一步推动轴颈涡动，周而复始，愈演愈烈形成自激。

很明显，轴承内的油膜和一般的机械弹簧不一样，当油膜在外界一个偶然的扰动下变形时，它除了产生一个沿着变形方向的弹性恢复力外，还将产生一个垂直变形方向的切向分力。这个切向分力就是破坏轴颈在轴承内的稳定性，引起涡动的根源，一般称这个切向分力为失稳分力。

上述分析的是绝对平衡的无载荷轴的理想情况。对于实际的汽轮发电机组的轴承来讲，总是有载荷的，因而轴颈不会处在轴承中心，转子也不会绝对平衡，所以轴颈中心不可能静止地停留在一点上，但是，油膜具有产生一垂直于变形方向的切向失稳分力的本质没有变。所以，对于轴颈在外界偶然扰动下所发生的任一偏移，轴承油膜除了产生沿偏移方向的弹性恢复力保持和外界载荷平衡外，仍然要产生一个垂直于偏移方向的

第三节轴瓦自激振动的原因

在早先的振动原因诊断中，当做出振动原因是轴瓦自激振动诊断之后，诊断就此结束。消除振动措施几乎都是从增加轴瓦稳定性着手。这样做一般都是有效的，但是对于有些机组，特别是在同型机组中，有些有效，有些则无效，这就引起了人们的注意，从而着手研究轴与自激振动的原因。

进一步研究发现，增加轴瓦稳定性未能消除轴瓦自激振动的主要原因是由于轴颈在轴瓦内存在着较大的扰动。这与普通强迫振动中轴承座动刚度和扰动力的关系一样，当扰动力较大时，只采取增加轴承座动刚度措施，效果不会显著。所以轴瓦自激振动总的来有轴颈扰动过大和轴瓦稳定性差两个原因。

3.1轴颈扰动过大

这时所说的轴颈扰动过大，不是指转子暂态瞬间产生的扰动，而是指稳定的扰动，进一步说是指轴颈与轴瓦之间的相对振动。简称转轴振动。

从许多机组观察到，转轴振动过大确实是引起轴瓦自激振动的重要原因之一。一些机组实测结果表明，在一般圆筒形、椭圆形和三油楔轴瓦上，当转轴振动超过轴瓦正常顶隙的1/2时，很容易引起轴瓦自激振动。引起转轴振动过大的原因有：

3.1.1转子热弯曲

运行的汽轮机、发电机转子产生热弯曲是较为常见的一种振动故障。当机组有功负荷时，突然发生轴瓦自激振动，而且与机组有功负荷或励磁电流有着一定的对应关系（再现性不好），这种现象大部分是由于转子发生热弯曲所致。

转子在运行状态下会因种种原因发生热弯曲，当转子热弯曲轴向对称时，在工作转速下对轴承振动的影响很小。当然，实际转子的热弯曲大部分不是完全轴向对称的，因此在工作转速下测量轴承振动与有功负荷或励磁电流的关系，也能发现转子是否存在热弯曲。不论是轴向对称还是不对称的转子热弯曲，都会使转轴振动明显增大，在这种情况下，若不降低转轴振动，而只从增加轴瓦稳定性着手消除轴瓦自激振动，虽然短时间内会有效，但运行一段时间（几周或1－2个月）之后，会引起轴瓦乌金碾轧或龟裂，所以有些机组的轴瓦虽经多次修理，但轴瓦自激振动却一直不能获得根治。

这种故障只要通过测量转轴振动即能查明；若无条件测量转轴振动，则通过对振动与有功负荷、励磁电流关系的分析，也能诊断出转子是否热弯曲，具体诊断方法见本章第八节。

3.1.2转子永久弯曲

转子永久弯曲与热弯曲一样，除了产生质量不平衡外，还会引起转轴过大轴仍然存在较大振动。弯曲转子质量不平衡引起过大振动，通过转子平衡可以获得改善，但是转轴仍然存在较大振动。

这种故障通过在静态下测量转子弯曲值，或在盘车转速下采用大轴弯曲指示器测量转轴晃摆值即能查明。

3.1.3轴承座动刚度过大

从减少轴瓦振动角度来看，希望承座动刚度愈大愈好，但是这会引起转轴相对振动的增大，对轴瓦稳定运行不利。因此对于一些转子质量较小的汽轮机高压转子来说，其轴承座动刚度往往显得过高，在较大的不平衡力作用下，轴承动虽然不大，但转轴存在因过大的振动而激起轴瓦自激振动的趋势，例如国内运行的苏制BIIT－50－2高压转子，近几年先后发生了多起轴瓦半速涡动，原因是转轴振动过大(300-600μm)。在未发生轴瓦半速涡动时，轴承振动一般小于30μm。消除这种半速涡动，开始只采取增加轴瓦稳定性的措施，当时虽然奏效，但运行1－2个月后，上瓦发生了损坏（龟裂）。后来通过调整转子平衡减少了转轴振动，在不更动轴瓦的情况下，半速涡动获得了消除，经4－5a连续运行，轴瓦工作一直正常。

3.1.4转子对中不好

这时所说的转子对中不好是指采用固定式联轴器连接的转子同心度和平直度偏差，这种故障引起转轴振动过大的道理和转子永久弯曲及热弯曲的道理一样，它是引起轴颈扰动过大的常见故障之一。

3.2轴瓦稳定性差

影响轴瓦稳定性因素较多，它涉及轴瓦设计、制造、检修和运行等方面。下面要只是针对轴瓦在现场使用中可能出现的影响轴瓦稳定性的故障原因。

3.2.1轴瓦顶隙过大

在轴瓦稳定性计算中，不论是圆筒瓦、椭圆瓦还是三油楔瓦，随着轴瓦半径间隙的增大，稳定性将增高。但根据运行经验来看却并非如此，这三种轴瓦过大的顶隙都会显著降低轴瓦稳定性，特别是转轴振动较时，更容易引起轴瓦失稳。

过大的轴瓦顶隙使轴瓦稳定性降低的机理比较复杂，但有一点可以肯定，这三种轴瓦过大的顶隙会显著减少上瓦的油膜力，即降低了轴瓦的预载荷，使轴瓦偏心降低，稳定性下降。

3.2.2轴瓦形式

目前现场使用的有圆筒瓦、椭圆瓦、三油楔瓦和可倾瓦，前两作轴瓦在现场使用已有较长的历史，而且积累了较丰富的使用经验。从稳定性来说，椭圆瓦好，因此在现场发生轴瓦自激振动时，首先是将圆筒形改成椭圆瓦。实践证明，效果良好。

目前国内可倾瓦只是局限在进口和引进型的机组上使用。三油楔轴瓦近十年开始在国内使用，但早期这些轴瓦在发电机转子早使用后，几乎所有的机组都发生了油膜振荡，通过多次减少长径比（L/D）后，轴瓦稳定性虽有改善，但其稳定性余度仍不能满足机组运行的要求，因此就200MW机组来说，最近仍有约20%的机组在现场发生了油膜振荡。

三油楔轴瓦的静态试验证明，其静态稳定性较椭圆瓦好，但动态稳定性目前尚缺乏实验数据。由于油膜刚度和阻尼系数目前还不能取准，因此理论计算求得的失稳转速与实际有较大出入。据国外资料介绍，使用在汽轮发电机组上稳定性最好的是可倾瓦、本油叶瓦，其次是椭圆瓦、再次是三油楔瓦，最后是圆筒瓦。从国内这几种轴瓦的使用情况来看，这种排列次序与实际情况是符合的。

3.2.3润滑油黏度

影响润滑油黏度的因素有油质、油的牌号和油温。随着油黏度的提高，轴瓦稳定性会降低。影响油质的因素主要是油中含水和劣化，这些因素会都使油的黏度降低。目前国内使用的汽轮油有32号和46号两种，前者黏度小于后者，目前200、300MW机组全都使用号汽轮机油。国内也有因错用油而发卫油膜振荡的例子。“电力工业管理法规”规定轴瓦正常的入口油温为35－45度。由于入口油温过低而发生轴瓦自激振动在现场较为常见，尤其是在冬季启动。消除油膜振荡的一个简单措施是提高轴瓦入口油温，因此目前有些机组轴瓦入口油温已提高到50度。但是油温过高会加速油质劣化，而且由于乌金温度升高，轴瓦安全运行的余量减少。

3.2.4比压

提高比压，可以提高轴瓦稳定性，但不是成简单的正比关系。目前大机组轴瓦比压一般为1.2－1.6Mpa，而200、300MW发电机轴承比压已提高到1.7－1.9Mpa。过高的比压会使轴瓦乌金温度升高并加速磨损。

3.2.5长径比

减少长径比可以提高轴瓦稳定性。在一定的轴颈直径下，减少轴瓦长度，一方面使比压提高，从而持高轴瓦稳定性；另一方面使下瓦油膜力减少，轴瓦偏心率增大，稳定性提高。

一般圆筒形瓦和椭圆瓦长比为0.8－1.1，有时为了提高轴瓦稳定性，将长径比减少至0.6－0.7。例如前几年国产200MW机组因采用三油楔瓦，为了消除油膜振荡，将其长径比由0.85减至0.6。从多台机组长径比减少后的实践效果来看，瓦失稳转速只提高了200－300r/min.

3.2.6轴承座标的变化

本章第四节指出是，在机组冷态和运行状态下轴系的各轴承座特别是汽轮机轴承座的标高将发生较大化，尽管在冷态下各轴瓦载荷分配合理，但在运行状态下轴系中某几个轴瓦载荷可能过低，使其比压太小而失稳。所以有些机组转子并没有发生热弯曲，带负荷后却发生了轴瓦自激振动，但是不能由此而做出轴瓦自激振动的景要原因是轴承座标高变化使轴瓦载荷降低的诊断。目前国内圆筒形瓦、椭圆瓦、三油楔瓦运行经验表明：在冷态下机组各轴承座标高不做任何补偿的情况下，如果轴瓦稳定性一般，只要运行中转子不发生热弯曲，这些机组就不会发生轴瓦自激振动。只有当轴瓦循名责实性较差，在运行状态下处在失稳边缘时，才对轴承座标高、润滑油温度等一些运行参数特别敏感。现场大量实践经验表明，在这种情况下，如果不从提轴瓦稳定性或消除轴颈过大扰动入手，而只是从提高轴瓦入口油温或调整轴承座标高方面云解决轴瓦自激振动。换句话说，轴瓦进口油温和轴承座标高对轴瓦稳定性是有一定影响的，但是在正常运行的机组，通过对这些因素的调整，在轴瓦稳定性方面所获得的收效，仍不能满足轴瓦稳定运行的要求。

第四节轴瓦自激振动的诊断

诊断轴瓦自激振动，总的来说可以分为振动性质的诊断和具体故障原因的诊断两个步骤。上面已经讨论了轴瓦自激振动的原因，这些原因绝大部分都是直观可见的，例如轴瓦顶隙过大、轴瓦形式不同、润滑油温度过低等。，而且这些因素涉及的故障范围较小，当振动性质确定之后，轴瓦自激振动故障的具体原因还是比较容易诊断的。为了能迅速可靠地做出诊断，诊断时应注意以下几点。

4.1振动性质

在汽轮发电机组上产生低频振动，除轴瓦自激振动外，还有分谐波共振和汽流激振。后一种振动在国内虽然还没有发生过，但在大容量汽轮机高压转子上产生这种振动的可能性还是存在的。因此诊断轴瓦自激振动时，首先应将后两种低频振动区分开来，具体方法见表。

4.2轴颈扰动是否过大

诊断轴瓦自激振动首先应查明轴颈扰动是否过大，这一点和诊断普通强迫振动要首先检测轴承座动刚度的原量是一样的，但诊断顺序则正好相反。

当轴颈振动过大时，应查明轴颈振动大的原因；如果轴颈振动不大，而且也排除了影响轴瓦稳定性的一些直观因素，例如润滑油黏度、轴瓦顶隙艾正常，在这种情况下才有必要进一步标明轴瓦稳定性差的其他原因。

查明轴颈振动最直接的方法是测量转轴振动；若无条件测量转轴振动，根据轴瓦自激振动发生的部位、转子是否存在永久弯曲或热弯曲、转子找正情况及工艺等因素的分析，也能间接地确定运行状态下轴颈扰动是否过大。

4.3轴瓦自激振动源的诊断

为了有效地消除轴瓦自激振动，不仅要找轴瓦自激振动的具体原因，而且要找出轴瓦自激振动首先是由哪一个轴瓦激起的。轴系中一量有一个轴瓦发生自激振动，特别是油膜振荡，就会波及轴系中其他各个轴瓦。根据下列特征，可以确定轴瓦自激振动的根源。

4.3.1.振动频率。

当轴瓦自激振动是油膜振荡时，振荡频率与该200MW转子第一临界转速相接近。例如东方汽轮机厂制造的机组6号、7号瓦发生油膜振荡时，各轴瓦振动主频率为17.83Hz，即1070r/min，与发电机转了一临界转速1170r/min很接近。又如哈尔滨汽轮机厂制造的200MW机给6号、7号瓦发生油膜振荡时，各轴瓦振动主频率为16Hz，即960r/min，与发电机转子第一临界转速978r/min很接近。但是当轴瓦自激振动是半速涡动时，从轴瓦振动频率还不能确定振动源。

4.3.2.低频振动呈现的次序。

轴瓦自激振动首先在轴系中某一个轴瓦上激起，然后波及轴系中其他轴瓦。因在振动测试中在采用巡栓或多点全面监测，若能检测到轴系中哪一个轴瓦首先出现明显的低频振动分量，即能确定轴瓦自激振动的起源。

4.3.3.垂直振动幅值。

众所周知，轴承振动幅值与激振力成正比，而与轴承座动刚度成反比。在轴系中轴承振幅还激振源距离有关，在轴承座动刚度和激振力一定时，一般距激振源愈近，轴承振幅愈大。这个规律只是对轴承垂直振动成立，例如轴系平衡中各轴承垂直方向影响系数一般是随测点与加重平面之间距离的增大而减少的；但是水平方向影响系数则不一定如此，一般在发电机转子上加重，将对汽轮机高压转子的轴承水平方谢振动产生较显著的影响。轴瓦自激振动也不例外，例如国产200、300MW机组在归电机轴瓦上发生的油膜振荡，使1瓦垂直振动大得多。因此，根据轴系各轴承垂直振动值的分布，并参考轴承水平方向振动幅值的分布，可以判断轴瓦自激振动的振源。

4.4了解同型机组相同轴瓦的运行情况

不论是运行已久的旧机还是正处于调试中的新机，排除了轴颈振动过大、润滑油温度过低、轴瓦顶隙过、润滑油牌号是否用错等因素之后，在进一步标明轴瓦稳定性差的原因时，了解同型机组轴瓦的运行情况，对于轴瓦自激振动原因的最终诊断和拟定消除振动措施，都有着十分重要的意义。

凡是因轴瓦设计和制造问题而发生的轴瓦自激振动，一般在同型机组同一转子的轴瓦上会多次发生或普遍存在。仅仅是国为运行和检修中的问题（例如转子存在热弯曲、轴瓦顶隙过大等）而发生的轴瓦自激振动，仅在个别机组上发生。根据这两种情况，便可以对轴瓦自激振动做出较为确切的最终诊断，而且由此可以提出较合理的消除振动的措施。

第五节消除轴瓦自激振动的措施

消除轴瓦自激振动的措施有两个：消除轴颈扰动过大和提高轴瓦稳定性。前者应放在首位，只有当轴颈扰动不大时才能考虑提轴瓦的稳定性。

5.1减少轴瓦顶隙

不论是圆筒形瓦、椭圆瓦还是三油楔瓦，减少轴瓦顶隙都能显著提轴瓦稳定性，它比提高高轴瓦比压和减少长径比等其他措施更为有效。在现场减少轴瓦顶隙，一般都采用修刮轴瓦中分面的方法，使圆筒形瓦变成椭圆瓦、椭圆瓦的椭圆度进一步增大，三油楔瓦变成三油楔和椭圆混合型瓦，这样就加大了上瓦的油膜力，使轴颈上浮高度降低，从而提高轴瓦的稳定性。

椭圆瓦和三油楔瓦顶隙可以减少到轴颈直径的1‰－1.3‰，轴颈直径直径大的，取上限；轴颈直系小的，取下限。目前现场真正的圆筒形瓦（顶隙等于两倍侧隙）已很少见到，而所谓的圆筒形瓦实际上椭圆瓦，其顶隙和侧隙近似相等，当这种轴瓦发生自激振动时，可以将其顶隙减少至轴颈直径的1.2‰－1.5‰，这是由于这种轴瓦侧隙较小，顶隙不宜过小，否则会引起乌金温度的升高。

5.2换用稳定性较好的轴瓦

一般来说椭圆具有两个承载区，所以也叫两油叶瓦，它的稳定性较圆筒形瓦要好，但承载能力不如圆筒瓦。还有一种叫三油叶轴瓦，它具有三个承载区，上瓦两个油楔，形成两个向下的油膜力，因而稳定性较椭圆瓦要好，但承载能力却显著降低，一般使用在高速轻载的轴瓦上。与油叶轴承平行的是油楔轴承，真正的圆筒形瓦只有下瓦一个油楔，如果在上瓦再加两个油楔，即为国内200MW机组上曾使用过的三油楔轴承，结构如图所示，b为油楔深度，a1,a2为阻油边、油楔与轴颈之间顶部间隙，a1一般轴颈直径的1.2‰－1.7‰。

这种轴瓦动态稳定性远不如椭圆瓦，也不如圆筒瓦。80年代到90年代初期，国产200MW机组6瓦、7瓦较普遍发生的油膜振荡，在当时形成了“油膜振荡热”，事实上纯属于三油楔瓦稳定差，因此改用椭圆瓦后再未发生过油膜振荡。后来投运的引进型300、600MW机组，其轴颈线速度虽已超过65m/s，但采用椭圆瓦或圆筒瓦后，都未发生过汩膜振荡。

除上述圆筒形瓦、椭圆瓦、三油楔瓦外，还有一种可倾瓦，目前国内大机组上较普遍采用。这种轴瓦结构原理如图所示。轴瓦是由多个瓦无发展前块构成，这此些瓦块可以绕支做微小的摆动，以适应合适的工作位置，使每个瓦块都能形成收敛的油楔，由此不会产生失稳分力，或者使每个瓦块都通过支点和轴颈中心，即总保持与外载荷交于一点，这样就不会产生一个使轴颈涡动的切向分力。从理论上来说，忽略瓦块的惯性和瓦块支点的磨擦力，可倾瓦是不会产生轴瓦自激振动的。但它的承载能力较低，因此只能在载荷较小的汽轮机高中压缸转子、励磁机转子上使用。

5.3增加上瓦乌金宽度

对于圆筒形瓦、椭圆瓦和三油楔瓦，减少顶隙的目的是增大上瓦的油膜力，但是目前有些现场运行的机组上瓦，中央部分开有较宽的环向油沟，使上瓦成为两条乌金带。实践证明，在这样的轴瓦上减少顶隙，收获不十分显著。为了获提更好的效果，在减少顶隙的同时，将上瓦乌金加宽或完全填满，由此可以显著增加上瓦油膜力，提高轴瓦偏心率。

5.4刮大两侧间隙

刮大轴瓦两侧间隙往往与减少顶隙同时进行，尤其是圆筒形瓦更是如此，其目的是防止顶隙减少后轴瓦内油流量加受到影响而使乌金温度升高，但是扩大两侧间隙不仅会显著降低轴瓦水平方向的油膜刚度，在激振力不变的情况下，转轴水平方向振动还将培大；而且会显著降低轴瓦抗振能力，在不很大的轴颈振动作用下，会造成轴瓦乌金碎裂。

5.5其他措施

消除轴瓦自激振动除上述四个措施外，还有减少轴瓦长径比、降低油的黏度和调整轴承座标高等三个措施，采取这些措施也能提高轴瓦稳定性。

综上所述，从现场实践经验来看，这七措施（包括其他措施中的三项）基本上是按消除轴瓦自激振动有效性顺序排列的，即第一个效果最显著，第二个其次，以此类推。因此在选用时可以根据现场具体条件、轴瓦失稳严重程度（偶然发生、超速时发生、在额定转速下发生）、原来轴瓦形式、轴瓦有关稳定性的参数、轴颈振动值等因素决定。

这时必须再次指出，轴瓦自激振动往往与机组运行中的某一参数有关，例如凝汽器真空、有功负荷、励磁电流等，但是在拟定消除振动措施时，不能只局限于针对这些有关参数，而必须消除轴颈振动过大和从提高轴瓦稳定性最基本因素着手，这样才能获得较好的效果。油膜涡动

油膜的楔形按油的平均流速绕轴瓦中心运动的现象称为油膜涡动，因其平均速度为轴颈圆周速度的一半，故又称为半速涡动。

油润滑滑动轴承工作时，以薄的油膜支承轴颈。在轴瓦表面的油膜速度为零（轴瓦静止），而在轴颈表面的油膜速度与轴颈表面相同（轴颈高速旋转）。因此，不论在圆周上的任何剖面，油膜的平均速度均为轴颈圆周速度的一半。

轴颈高速旋转时，油膜厚度随楔形变化，但油的平均流速却相对不变。由于油的不可压缩性，多出的油将从轴承两端流出，或者油膜的楔形按油的平均流速绕轴瓦中心运动。如何诊断油膜涡动引起的振动。诊断油膜涡动可从以下的振动特征来判断：（1）油膜涡动的特征频率为略小于转子转速的1/2，并随转速的升高而升高，常伴有1倍频；（2）振动较稳定，次谐波振幅随工作转速的升高而升高；（3）相位较稳定；（4）轴心轨迹为双环椭圆，进动方向为正进动；（5）对轴承润滑油的温度、粘度和压力变化敏感。当前在生产中，可通过以下途径来消除油膜涡动：（1）从结构上，保证轴颈相对于轴瓦处于较大的偏心下工作；（2）采用抑振性能比较好的轴承，如可倾瓦轴承；（3）现场出现问题时，降低润滑油温度，作为应急措施也是行为之有效的。动压润滑的基本原理一．动压油膜的形成原理

图16-17a所示的两平行板间充满润滑油，板B静止不动，板A以速度v向左运动。如前所述，在速度不是很大的情况下，两平行板之间的润滑油呈层流状态，各流层的速度沿板长度方向始终呈三角形分布。由于各层流速恒定，因此作用在油层上的油压既不会增大，也不会减小（恒为大气压）。因此，若忽略板A的质量，则板A不会下沉，但若板A上承受载荷F时，由于在竖直方向无油压的合力与F平衡，于是板A将逐渐下沉，直到与板B接触。显然，这种情况下板A不能承受载荷F。如果板A与板B不平行，板间的间隙沿运动方向由大变小（图16-17b），则板间的油层速度分布沿x方向不可能恒为线性分布（因为进油口大，出油口小，若速度分布相同则必然导致进油多出油少，这显然不符合流量连续原理，因而是不可能的），要保证流量连续，进油口的速度分布只能是图示的上凸分布，而出油口的速度分布只能是下凸的。由于油层（坐标y处）在进油口的速度小于出油口的速度，说明截面a-a、c-c之间的油压大于进、出油口的油压，也就是说间隙中形成了压力油膜。由于油压是各向同性的，因此作用在板A上的油压构成一个合力将板A向上顶，要保证板A相对于板B在y方向无相对运动，必须给板A施加一个向下的力F以平衡油压向上的合力。由此可知，这种情况下，板A是能够承受一定载荷F的。这种借助相对运动而在轴承间隙中形成的压力油膜称为动压油膜。图b还表明：从截面a-a到c-c之间，各截面速度分布是不相同的，但必有一截面b-b，油的速度呈三角形分布。二．液体动压润滑的基本方程液体动压润滑基本方程由雷诺首先推导出。该方程是在一些假设的基础上，考虑流体的静力平衡和流量连续条件得出的。假设静力平衡条件油层速度分布流量连续条件请对照图16-181）z向无限长，故润滑油在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（因油膜很薄，故这样假设是合理的）；3）润滑油粘度不随压力而变化，并且忽略油层的质量；4）润滑油处于层流状态。式为液体动压润滑基本方程(一维雷诺方程)。式(16-9)表明：除非两板之间间隙沿x方向完全无变化(h≡)、润滑油粘度恒为0、两板之间无相对运动，否则油压沿x方向的变化率不可能恒等于0。三．形成动压油膜的条件式对x求导，有根据式（16-9），对于驻点（＝０处），有h=，考虑到随着x的增大间隙是增大的（即＞０），故可知油压在h=处有极大值。显然，沿x轴全长积分可得油压的合力，满足一定条件，则该合力足以平衡外载荷。若＜0（即润滑油从小口流进，大口流出），则＞0，油压在h=处有极小值，则油膜不仅没有承载能力，还会导致两表面相吸。结论形成动压油膜的条件是：1）两工作表面间的间隙必须有变化(突变或渐变均可)；

2）两工作表面间必须连续充满润滑油或其他粘性流体；

3）两工作表面间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，从小截面流出。非液体摩擦滑动轴承的计算非液体摩擦滑动轴承可用润滑油润滑，也可用润滑脂润滑。在润滑油、润滑脂中加入少量鳞片状石墨或二硫化钼粉末，有助于形成更坚韧的边界油膜，且可填平粗糙表面而减少磨损。但这类轴承不能完全排除磨损。维持边界油膜不破裂，是非液体摩擦滑动轴承的设计依据。由于边界油膜的强度和破裂温度受多种因素影响而十分复杂，其规律尚未完全被人们掌握。因此目前采用的计算方法是间接的、条件性的，实践证明，若能限制压强p、压强与轴颈线速度的乘积pv，那么轴承是能够很好地工作的。一．向心轴承1．轴承的压强p限制轴承压强p，目的是避免压强过大使边界膜破裂从而导致金属直接接触产生的剧烈磨损。对于转速很低或间歇转动的轴，只需进行这项计算。压强p的验算式为

式中：F为轴承径向载荷(N)；B为轴瓦宽度(mm)；d为轴颈直径(mm)；[p]为轴瓦材料的许用压强，单位

是MPa(表16-1)。2．轴承的pv值考虑到功热当量，pv值与轴承单位面积的摩擦功耗成正比，因此限制pv值也就是限制轴承的温升，从而避免温度过高使润滑失效（润滑油对固体的吸附能力随着温度的升高而降低）。对于连续运转的轴承，通常都应进行这项计算。pv值的验算式为

式中：n为轴的转速(r/min)；[pv]为轴瓦材料的许用值，单位为MPa·m/s。二．推力轴承推力轴承止推面多采用环行止推面(很少用实心的)，采用多

环轴颈可承受较大的载荷，同时能承受双向载荷。但这种轴承必

须作成沿轴线剖分的。由图16-15可知，推力轴承应满足式中：z为轴环数；轴环的平均速度，

平均直径。推力轴承的[p]和[pv]值由表16-1查取。对于多环推力轴承(图16-15c)，由于制造和装配误差使各支

承面上所受的载荷不相等，[p]和[pv]值应减小20%～40%。润滑剂和润滑装置轴承润滑的目的在于降低摩擦功耗，减少磨损，同时还起到冷却、吸振、防锈等作用。轴承能否正常工作，和选用润滑剂正确与否有很大关系。一．润滑剂1.润滑剂分为：1）液体润滑剂--润滑油；2）半固体润滑剂--润滑脂；3）固体润滑剂。2．润滑脂润滑脂由润滑油和各种稠化剂混合而成。润滑脂密封简单，不需经常加添，不易流失，故在垂直的摩擦表面上也可应用。润滑脂对载荷和速度的变化有较大的适应范围，受温度的影响不大，但磨擦损耗较大，润滑性能上不如润滑油好，机械效率较低，故不宜用于高速。润滑脂易变质，不如润滑油稳定。总的来说，一般参数的机器，特别是低速或带有冲击的机器，都可以使用润滑脂润滑。

目前使用最多的是钙基润滑脂，其耐水性较好，但耐温性较差，常用于60℃以下的各种机械设备中轴承的润滑。钠基润滑脂耐温性较好(115～145℃以下)，但不耐水。锂基润滑脂性能优良，耐温耐水性均较好，-20～150℃范围内广泛适用。3．固体润滑剂固体润滑剂有石墨、二硫化钼(MoS2)、聚氟乙烯树脂等多种品种。一般只在一些特殊场合下使用，如在高温介质中或在低速重载条件下。目前其应用已逐渐广泛，例如可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。

石墨性能稳定，在350℃以上才开始氧化，并可在水中工作。聚氟乙烯树脂摩擦系数低，只有石墨的一半。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(一60～300℃)，但遇水则性能下降。二．润滑装置滑动轴承的给油方法多种多样。间歇润滑装置见图16-11，其中a、b用于人工定时加油；c是润滑脂用的油杯，油杯中填满润滑脂，定期旋转杯盖，使容积减小而将润滑脂注入轴承内。

连续供油润滑根据所需供油量的大小可采用滴油润滑、油环润滑、浸油润滑或喷油润滑。图16-12a是滴油润滑用的针阀式油杯。平放手柄时，针杆借弹簧的推压而堵住底部油孔；直立手柄时，针杆被提起，油孔敞开，于是润滑油自动滴到轴颈上。油杯的上端面开有小孔，供补充润滑油用，平时由簧片遮盖。调节螺母用于调节针杆下端油口大小，以控制供油量。

图16-12b是A型弹簧盖油杯，扭转弹簧2将盖1紧压在油杯体3上，铝管4中装有毛线或棉纱5，依靠毛线或棉纱的毛细管作用，将油杯中的润滑油滴入轴承。虽然这种油杯给油是自动且连续的，但不能调节给油量，油杯中油面高时给油多，油面低时给油少，停车时仍在继续给油，直到滴完为止。图16-13为油环润滑，在轴颈上套一油环，油环下部浸入油池中，当轴颈旋转时，靠摩擦力带动油环旋转，把油引入轴承。油环浸在油池内的深度约为其直径的四分之一时，给油量已足以维持液体润滑状态的需要。它常用于大型电机的滑动轴承中。

浸油润滑见图16-14a，喷油润滑见图16-14b。

喷油润滑是最完善的给油方法，它利用油泵循环给油，给油量充足，给油压力只需0.05MPa，在油的循环系统中常配置过滤器、冷却器。还可设置油压控制开关，当管路内油压下降时可报警、启动辅助油泵或指令主机停车。所以这种给油方法安全可靠，但设备费用较高，常用于高速且精密的重要机器中。润滑剂和润滑装置轴承润滑的目的在于降低摩擦功耗，减少磨损，同时还起到冷却、吸振、防锈等作用。轴承能否正常工作，和选用润滑剂正确与否有很大关系。一．润滑剂润滑剂分为：1）液体润滑剂--润滑油；2）半固体润滑剂--润滑脂；3）固体润滑剂。1．润滑油目前使用的润滑油大部分为石油系列润滑油(矿物油)。在轴承润滑中，润滑油最重要的物理性能是粘度，它也是选择润滑油的主要依据。粘度表征液体流动的内摩擦性能。如图16-9所示，平板Ａ、Ｂ之间充满着液体。设板Ｂ静止不动，

板Ａ以速度v沿x轴运动。由于液体与金属表面的良好吸附作用（称为

润滑油的油性），因此板Ｂ表层的液体与板Ｂ一样静止不动，板Ａ表

层的液体随板Ａ以速度v一起运动。在速度v不是很大的情况下，两板

之间液体呈层流状态，各层速度(u)分布如图。显然，油层与油层间

必然存在着摩擦切应力。实验表明，油层间的切应力满足（该式称为粘性流体牛顿定律）式(16-1)中：u是油层中任一点的速度，

是该点的速度梯度；是比例系数，即液体的动力粘度，常简称为粘度。根据上式可知动力粘度的量纲是（力·时间/长度），国际单位制中，它的单位是N·s/m（即Pa·s）；厘米克秒制单位制中，动力粘度的单位是P(读作泊)，1P=1dyn·s/cm。2.润滑油特性此外还有运动粘度，运动粘度等于动力粘度与液体密度的比值，即国际单位制中，的单位是m/s。实用上这个单位嫌大，故

常采用它的物理单位(厘米克秒制)St(称为斯)，或者cSt(厘斯)，1St=1cm/s=100cSt。我国石油产品是用运动粘度(单位为cSt或

mm/s)标定的，见表16-2。润滑油的粘度并不是不变的，它随着温度的升高而降低，这

对于运行着的轴承来说，必须加以注意。描述粘度随温度变化情

况的线图称为粘温图，见图16-10。粘度还随着压力的升高而增大，但压力不太高时（如小于10

MPa）变化极微，可略而不计。选用润滑油时，要考虑速度、载荷和工作情况。对于载荷大、

速度小的轴承宜选粘度大的油，载荷小、速度高的轴承宜选粘度

较小的油。滑动轴承滚动轴承具有一系列优点（摩擦阻力小、起动灵敏；标准化程度高，质优价廉；便于使用与维护），故广泛应用于一般尺寸、一般工作条件的机械中。但是，在下列情况下：①载荷特重，②精度特高，③转速特大，④尺寸特大或特小，⑤特殊结构(要求轴承剖分)滑动轴承更有优势。因而在汽轮机、离心式压缩机、内燃机、大型电机中多采用滑动轴承。此外，低速而带有冲击的机器（如水泥搅拌机、滚筒清砂机、破碎机等）也常用滑动轴承。一、摩擦状态图16-2为摩擦副的摩擦特性曲线，这条曲线是由实验得到的。无量纲参数称为轴承特性数，其中为润滑油的动力粘度(见§16-4)，n为轴承每秒转数，p为轴承的压强。随着的不同，摩擦副分别处于边界摩擦、混合摩擦、液体摩擦状态。根据表面润滑情况，摩擦可分为(图16-1)1．干摩擦2．边界摩擦3．液体摩擦两摩擦表面间不加任何润滑剂时，固体表面间直接接触的摩擦(图16-1a)称为干摩擦。此时，必有大量的摩擦功耗和严重的磨损。在滑动轴承中则表现为强烈的升温，甚至把轴瓦烧毁，所以在滑动轴承中不允许出现干摩擦。1．干摩擦2．边界摩擦3．液体摩擦两摩擦表面间有润滑剂存在，由于润滑油与金属表面的良好吸附作用，因而在金属表面上形成极薄的边界油膜（图16-1b）。边界油膜的厚度小于１微米，不足以将两金属表面分隔开，所以相互运动时，两金属表面微观的高峰部分仍将互相搓削，这种状态称为边界摩擦。

一般而言，金属表层覆盖一层边界油膜后，虽不能绝对消除表面的磨损，却可以起着减轻磨损的作用。这种状态的摩擦系数f≈0.1～0.3。1．干摩擦2．边界摩擦3．液体摩擦若两摩擦表面间有充足的润滑油，而且能满足一定的条件（见§16-6），则在两摩擦表面间可形成厚度达几十微米的压力油膜。它能将相对运动着的两金属表面分隔开，如图16－1c所示。此时，只有液体之间的摩擦，称为液体摩擦，又称为液体润滑。换言之，形成的压力油膜可以将重物托起，使其浮在油膜之上，由于两摩擦表面被油隔开而不直接接触，摩擦系数很小（f≈0.001～0.01），所以显著地减少了摩擦和磨损。液体摩擦是最理想的情况，长期高速旋转的机器，应该确保其轴承在液体润滑条件下工作。在一般机器中，摩擦表面多处于干摩擦、边界摩擦和液体摩擦的混合状态，称为混合摩擦（或称为非液体摩擦）。滑动轴承的结构滑动轴承按照承受载荷的方向主要分为：1）向心滑动轴承-又称径向滑动轴承，主要承受

径向载荷；

2）推力滑动轴承-承受轴向载荷。一．向心滑动轴承图16-3a所示是一种普通的剖分轴承。它是由轴承

盖１、轴承座２、剖分轴瓦３(图16－3b)和螺纹联接

件４等所组成。轴承中直接支承轴颈的零件是轴瓦。

为了安装时容易对心，在轴承盖与轴承座的中分面上

做有阶梯形的榫口。轴承盖应当适度压紧轴瓦，使轴

瓦不能在轴承孔中转动。轴承盖上制有螺纹孔，以便

安装油杯或油管。向心滑动轴承的类型很多，例如还有轴承间隙可

调节的滑动轴承（图16－3c、图16-3d）、轴瓦外表

面为球面的自位轴承等(图16-3e)，其结构参数可参

阅有关手册。

一．向心滑动轴承轴瓦是滑动轴承中的重要零件。向心滑动轴承的轴瓦内孔为圆柱形。若载荷方向向下，则下轴瓦为承载区，上轴瓦为非承载区。润滑油应由非承载区引入，所以在顶部开进油孔。在轴瓦内表面，以进油口为中心沿纵向、斜向或横向开有油沟，以利于润滑油均匀分部在整个轴颈上。油沟的形式很多，如图16-4所示。一般油沟与轴瓦端面应保持一定距离，以防止漏油。当载荷垂直向下或略有偏斜时，轴承的中分面常为水平方向；若载荷方向有较大偏斜时，则轴承的中分面也应斜着布置(通常倾斜45°)，使中分平面垂直于或接近垂直于载荷(图16-5)。图16-6所示为润滑油从两侧导入的结构，轴瓦两侧面镗有油室，这种结构可以使润滑油顺利地进入轴瓦与轴颈的间隙，常用于大型的液体润滑的滑动轴承中。一侧油进入后被旋转着的轴颈带入楔形间隙中形成动压油膜，另一侧油进入后覆盖在颈上半部，起着冷却作用，最后油从轴承的两端泄出。轴瓦宽度与轴颈直径之比称为宽径比，它是向心滑动轴承中的重要参数之一。对于液体摩擦的滑动轴承，常取=0.5～1；对于非液体摩擦的滑动轴承，常取=0.8～1.5，有时可以更大些。滑动轴承按照承受载荷的方向分为：

1）向心滑动轴承-又称径向滑动轴承，主要承受径向载荷；2）推力滑动轴承-承受轴向载荷。二．推力滑动轴承轴上的轴向力应采用推力轴承来承受。止推面可以利用轴的端面，也可在轴的中段做出凸肩或装上推力圆盘(图16-15)。由于两平行平面之间是不能形成动压油膜的（见§16－6），因此通常沿轴承止推面按若干块扇形面积开出楔形（图16-7）。图a为固定式推力轴承，其楔形的倾角固定不变，在楔形顶端留有平台，用来承受停车后的轴向载荷。图b为可倾式推力轴承，其扇形块的倾斜角能随着载荷、转速的改变而自行

调整，因此性能更为优越。扇形块数一般为6～12，图c为扇形块的放大图。轴瓦及轴承衬材料根据滑动轴承的工作情况，要求轴瓦材料具备下述性能：1）对轴颈的摩擦系数小；2）导热性好，热膨胀系数小；3）良好的顺应性和嵌藏性；4）耐磨、耐蚀、抗胶合能力强；5）足够的机械强度。能同时满足上述要求的材料几乎没有（例如顺应性和嵌藏性良好的材料，强度往往较低；耐磨的材料顺应性和嵌藏性大多不好）。通常是根据具体情况满足主要使用要求，按照局部品质原理作成双金属或三金属轴瓦，使不同金属在性能上取长补短。在工艺上可以用浇铸或压合的方法，将薄层材料粘附在轴瓦基体上。粘附上去的薄层材料通常称为轴承衬。常用的轴瓦和轴承衬材料(表16-1)有下列几种：

一．轴承合金轴承合金（又称白合金、巴氏合金）有锡锑轴承合金和铅锑轴承合金两大类（补充说明）。

锡锑轴承合金的摩擦系数小，抗胶合性能好；对油的吸附性能好，耐蚀性好，易跑合，是优良的轴承材料，常用于高速、重载的轴承。但它的价格较贵且机械强度较差，因此只能作为轴承衬材料而浇铸在钢、铸铁或青铜轴瓦上(图16-8)。用青铜作为轴瓦基体是取其导热性良好。

这种轴承合金的熔点比较低，为了安全，在设计、运行中常将温度控制在（110～120)℃下。

铅锑轴承合金的各方面性能与锡锑轴承合金相近，但这种材料比较脆，不宜承受较大的冲击载荷。一般用于中速、中载的轴承。推力滑动轴承承受轴向推力并限制轴作轴向移动的滑动轴承。两摩擦表面完全被流体膜隔开的推力轴承分为流体动压推力轴承和流体静压推力轴承,适用于高中速运行。两摩擦表面不能完全被流体膜隔开的推力轴承在边界润滑（见润滑）下工作，只适用于低速运行。

表液体动压推力滑动轴承类型中为液体动压推力轴承的几种主要类型。

①平面多沟推力轴承。结构最简单,两滑动表面相互平行，为改善润滑，在瓦面上开有径向油沟。这种轴承因摩擦热引起油密度变化，油膜产生一定压力以承受载荷。但这种轴承承受载荷的能力较低，因而只适用于中、小尺寸的轻载条件，供定位或密封用。

②斜-平面推力轴承。由若干具有斜面和平面的瓦块组成。斜面与推力环构成油楔，运转时在整个瓦面上形成动压油膜。斜面面积达到瓦面面积的80％和进口处油膜厚度达到出口处的2.2～3倍时，轴承的承载能力最大。这种轴承结构简单,工作可靠，但斜面斜度很小,不易加工，而且要求安装精度高，多用作速度比较稳定的中、小尺寸的推力轴承。

③阶梯面推力轴承。由若干具有阶梯平面的瓦块组成。阶梯面可用压印法或酸蚀法制成，加工方便，多为小型轴承。

④可倾瓦块推力轴承。由若干独立的、能随工作状况变化、自动统一支点摆动的瓦块组成（见可倾瓦块轴承）。这种轴承承受载荷的能力大，能在较宽的速度范围内正常工作，是大型轴承中最通用的形式，但也有用于推力较小条件下的小型轴承。支承瓦块的方式很多，大型轴承的支承结构都比较复杂，制造成本较高。

在边界润滑下工作的推力轴承依安装部位不同，有位于轴端的端轴承，位于轴中部的单环轴承和多环轴承（见图液体动压推力滑动轴承）。单环和多环轴承能承受正向或反向的轴向力，载荷大时用多环，以使各环受力均匀，制造精度要求较高。（见彩图32万千瓦水轮发电机上的外径3.8米大型推力滑动轴承）推力滑动轴承只能承受轴向载荷，与径向轴承联合才可同时承受轴向和径向载荷，其典型结构见图8-6(a)。1、实心式

支撑面上压强分布极不均匀，中心处压强最大，线速度为0，对润滑很不利，导致支撑面磨损极不均匀，使用较少。2、空心式

支撑面上压强分布较均匀，润滑条件有所改善。3、单环式

利用轴环的端面止推，结构简单，润滑方便，广泛用于低速轻载场合。4、多环式

特点同单环型，可承受较单环更大的载荷，也可承受双向轴向载荷。(b)实心式(c)空心式(d)单环式(e)多环式图8-6推力轴承的结构形式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(图8-7)。图8-7多油楔推力轴承§8-3轴瓦的材料和结构一、轴瓦的材料

对轴瓦材料的基本要求是：

(1)足够的抗压强度和疲劳强度；

(2)低摩擦系数，良好的耐磨性，抗胶合性，跑合性，嵌藏性和顺应性；

(3)热膨胀系数小，良好的导热性和润滑性能以及耐腐蚀性；

(4)良好的工艺性。常用的轴瓦材料有：

1、轴承合金

又称巴氏合金或白合金，其金相组织是在锡或铅的软基体中夹着锑、铜和硷土金属等硬合金颗粒。它的减摩性能最好，很容易和轴颈跑合。具有良好的抗胶合性和耐腐蚀性，但它的弹性模量和弹性极限都很低，机械强度比青铜、铸铁等低很多，一般只用作轴承衬的材料，锡基合金的热膨胀性质比铝基合金好，更适用于高速轴承。2、铜合金

有锡青铜、铝青铜和铅青铜三种。青铜有很好的疲劳强度，耐容性和减摩性均很好，工作温度可高达250℃。但可塑性差，不易跑合，与之相配的轴颈必须淬硬。适用于中速重载，低速重载的轴承。3、粉末冶金

将不同的金属粉末经压制烧结而成的多孔结构材料，称为粉末冶金材料，其孔隙约占体积的10～35%，可贮存润滑油，故又称为含油轴承。运转时，轴瓦温度升高，因油的膨胀系数比金属大，从而自动进入摩擦表面润滑轴承。停车时，因毛细管作用润滑油又被吸回孔隙中。含油轴承加一次油便可工作较长时间，若能定期加油，则效果更好。但由于它韧性差，宜用于载荷平稳、低速和加油不方便的场合。4、非金属材料

非金属轴瓦材料以塑料用得最多，其优点是摩擦系数小，可承载冲击载荷，可塑性、跑合性良好，耐磨、耐腐蚀，可用水、油及化学溶液润滑。但它的导热性差(只有青铜的1/2000～1/5000)，耐热性低(120～150℃时焦化)，膨胀系数大，易变形。为改善此缺陷，可将薄层塑料作为轴承衬粘附在金属轴瓦上使用。塑料轴承一般用于温度不高，载荷不大的场合。尼龙轴承自润性、耐腐性、耐磨性、减震性等都较好，但导热性不好，吸水性大，线膨胀系数大，尺寸稳定性不好，适用于速度不高或散热条件好的地方。

橡胶轴承弹性大，能减轻振动，使运转平稳，可以用水润滑，常用于离心水泵，水轮机等场合。二、轴瓦的结构

常用的轴瓦分为整体和剖分式两种结构。

整体式轴瓦是套筒形(称为轴套)。剖分式轴瓦多由两半组成(图8-7)。为了改善轴瓦表面的摩擦性质，常在其内表面上浇铸一层或两层减摩材料，称为轴承衬，即轴瓦做出双金属结构或三金属结构(图8-8)。

轴瓦和轴承座不允许有相对移动，为了防止轴瓦的移动，可将其两端做出凸缘(图8-7b)用于轴向定位或用销钉(或螺钉)将其固定在轴承座上(图8-9)。图8-8整体式轴瓦和剖分式轴瓦图8-9双金属轴瓦图8-10销钉固定轴瓦为了使滑动轴承获得良好的润滑，轴瓦或轴颈上需开设油孔及油沟，油孔用于供应润滑油，油沟用于输送和分布润滑油。其位置和形状对轴承的承载能力和寿命影响很大。通常，油孔应设置在油膜压力最小的地方；油沟应开在轴承不受力或油膜压力较小的区域，要求既便于供油又不降低轴承的承载能力。图8-11为油孔和油沟对轴承承载能力的影响。图8-12为几种常见的油沟，油孔和油沟均位于轴承的非承载区，油沟的长度均较轴承宽度短。图8-11不正确的油沟会降低油膜的承载能力图8-12油沟(非承载轴瓦)轴向可倾推力滑动轴承§8-4非液体摩擦滑动轴承的设计一、失效形式和设计约束条件

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。但由于边界油膜的强度和破裂温度的影响机理尚未完全开清，目前的设计计算仍然只能是间接的、条件性的，其相应的设计约束条件如下所述。1、限制轴承的平均压强

限制轴承平均压强，以保证润滑油不被过大的压力所挤出，避免工作表面的过度磨损，即：

(MPa)(8-1)

径向轴承：

[](MPa)(8-2)

式中：为径向载荷(N)；

d为轴径直径(mm)；

l为轴承宽度(mm)；

[p]为轴瓦材料许用值，见表8-1。推力轴承：

(MPa)(8-3)

式中：为轴向载荷(N)；

d、d0为接触面积的外径和内径(mm)；

Z为推力环数目；

k为考虑因开油沟使接触面积减小的系数，通常k=0.8～0.9。

[p]为许用压强，当Z>1时，考虑到多环推力轴承各环间的载荷分布不均匀，应把表8-1中的许用值降低50%。2、限制轴承pv值

由于值与摩擦功率损耗成正比，它表征了轴承的发热因素。限制值，以防止轴承温升过高，出现胶合破坏。即[]（MPa·m/s）(8-4)

对于径向轴承：（MPa·m/s）(8-5)

对于推力轴承：上式应取平均线速度，即：，

式中：n为轴的转速(r/min)；

[pv]-轴瓦材料的许用值，见表8-1。考虑到推力轴承采用平均速度计算，[pv]值应比表8-1中的值有更大的降低，通常钢轴颈对金属轴瓦时，可取[pv]＝2～4MPa.m/s。3、限制轴承滑动速度v

当压强较小时，即使与都在许用范围内，也可能因滑动速度过大而加剧磨损。故要求

[]（m/s）(8-6)二、设计方法

1、选择轴承的结构形式及材料。

设计时，一般根据已知的轴径、转速和轴承载荷及使用要求，确定轴承的结构型式及轴瓦结构，并按表8-1初定轴瓦材料。2、初步确定轴承的基本尺寸参数。

宽径比/是轴承的重要参数，可参考表8-3的推荐值，根据已知轴径确定轴承长度及相关的轴承座外形尺寸；并按不同的使用和旋转精度要求，合理选择轴承的配合，以确保轴承具有一定的间隙。3、校核是否满足约束条件，否则再设计。

按式(8-1)、式(8-4)和式(8-6)对轴承进行校核计算，若不满足约束条件，则进行再设计。一般，能满足约束条件的方案不是唯一的，设计时，应初步确定数种可行的方案，经分析、评价，然后，确定出一种较好的设计方案。§8-5液体摩擦动压向心滑动轴承的设计一、设计约束分析1、形成动压油膜和液体摩擦的约束条件图8-13动压向心滑动轴承的工作过程图8-13中：为轴颈中心，为轴承中心，当、重合时，轴颈与轴承间有一间隙，称为半径间隙，也称为设计间隙(图8-13(e))。图8-13(a)：轴颈静止时，在外载荷作用下，轴颈处于轴承孔最下方的稳定位置，两表面间自然形成一弯曲的楔形。此时偏心距(即的连线)＝等于半径间隙。图8-13(b)：润滑油进入轴承间隙并吸附在轴径和轴承表面上。轴颈开始转动时，速度极低，这时轴颈和轴承间的摩擦为金属间的直接摩擦。作用于轴颈上的摩擦力的方向与其表面上的圆周速度方向相反，迫使轴颈沿轴承孔内壁向上爬。图8-13（c）：随着轴颈转速的升高，润滑油顺着旋转方向被不断的带入楔形间隙，由于间隙越来越小，根据流体通过管道时流量不变的原理，当楔形间隙逐渐减小时，则润滑油的流速将逐渐增大，使润滑油被挤压从而产生油膜压力。在间隙最小处，流速越来越大，润滑油被挤得越来越厉害，这些油膜压力的合力大到足以将轴颈推离，使轴颈和轴承的金属接触面积不断减少，以致在轴颈和轴承间形成一层较薄的油膜。但由于油膜压力尚不足以完全平衡外载，油膜厚度还没有大于两表面粗糙度之和，此时轴承仍处于非液体摩擦状态。图8-13（d）：当轴颈转速升至一定值时，油膜压力完全将轴颈托起，形成将两表面完全隔开的油膜厚度。此时，轴承开始工作在完全液体摩擦状态下。当轴颈转速进一步升高时，油膜压力进一步升高，轴颈不断抬高，使轴承偏心距不断减少，导致两表面形成的楔形角减少。楔形角减小会降低油的挤压，使油膜压力下降。然而，油膜压力下降，又将使轴心下移，增大楔形角，使油压升高。如此反复，直至油膜压力的合力与外载荷达到新的平衡为止。图8-13（e)：理论上当轴颈转速达到无穷大时，轴承偏心距将趋于零。从上述滑动轴承运行机理可见，形成动压油膜的必要条件为：

1、两工作表面间必须构成楔形间隙；

2、两工作表面间应充满具有一定粘度的润滑油或其它流体；

3、两工作表面间存在一定相对滑动，且运动方向总是带动润滑油从大截面流进，小截面流出。为保证动压轴承完全在液体摩擦状态下工作，轴承工作时的最小油膜厚度必须大于油膜允许值。同时，考虑到轴承