第11章滑动轴承

第11章滑动轴承基本要求:

了解轴承的各种摩擦状态及特点。

了解轴承的各种结构型式、轴瓦结构及轴承材料。掌握润滑剂的特性指标，了解轴承的润滑方法。掌握动压润滑的基本原理。掌握非液体及液体动压润滑滑动轴承的设计方法及步骤。重点与难点:重点：非液体及液体动压润滑滑动轴承的设计方法及步骤。难点：动压润滑的基本原理及液体动压润滑滑动轴承的设计。第11章滑动轴承§11-1概述§11-2滑动轴承的结构形式及轴瓦结构§11-3滑动轴承的失效形式和常用材料§11-4滑动轴承的润滑剂和润滑方法§11-5不完全液体润滑滑动轴承的设计计算§11-6液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算§11-7其它形式滑动轴承简介轴承的作用是支承轴。轴在工作时可以是旋转的，也可以是静止的。根据轴承中摩擦的性质，可分为滑动轴承和滚动轴承。一、滑动轴承的分类根据能承受载荷的方向，可分为向心轴承、推力轴承、向心推力轴承。

(或称为径向轴承、止推轴承、径向止推轴承）。根据润滑状态，滑动轴承可分为：不完全液体润滑滑动轴承。完全液体润滑滑动轴承。§11-1概述二、滑动轴承的特点和应用

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。

要正确地设计滑动轴承，必须合理地解决以下问题：

1)轴承的型式和结构；

2)轴瓦的结构和材料选择；

3)轴承的结构参数；

4)润滑剂的选择和供应；

5)轴承的工作能力及热平衡计算。

§11－2

滑动轴承的结构形式及轴瓦结构一、常见滑动轴承的结构(１)整体式径向滑动轴承特点：结构简单，成本低廉。应用：低速、轻载或间歇性工作的机器中。轴承座整体轴套螺纹孔油杯孔因磨损而造成的间隙无法调整。只能从沿轴向装入或拆出。１．径向滑动轴承的主要结构形式（２）对开式径向滑动轴承特点：结构复杂、可以调整磨损而造成的间隙、安装方便。应用场合：低速、轻载或间歇性工作的机器中。对开式轴承(剖分轴套)

(虚拟演示)对开式轴承(整体轴套)2、止推滑动轴承的结构止推滑动轴承由轴承座和止推轴颈组成。常用的轴颈结构形式有：◆空心式：轴颈接触面上压力分布较均匀，润滑条件较实心式的改善。◆单环式：利用轴颈的环形端面止推，结构简单，润滑方便，广泛用于低速、轻载的场合。◆多环式：不仅能承受较大的轴向载荷，有时还可承受双向轴向载荷。

由于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%。

空心式单环式多环式按构造分类整体式对开式按尺寸分类厚壁薄壁按材料分类单材料多材料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。节省材料，但刚度不足，故对轴承座孔的加工精度要求高。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。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。二、轴瓦结构按加工分类铸造轧制1、轴瓦的形式和结构厚壁轴瓦用铸造方法制造，内表面可附有轴承衬，常将轴承合金用离心铸造法浇注在铸铁、钢或青铜轴瓦的内表面上。单材料、整体式厚壁铸造轴瓦多材料、整体式、薄壁轧制轴瓦多材料、对开式厚壁铸造轴瓦多材料、对开式薄壁轧制轴瓦虚拟现实中的轴瓦①

②

③④图11-6轴瓦内表面上的沟槽形状图11-7对开式薄壁轴瓦（GB/T3162—1991）为使轴承合金与轴瓦贴附得好，常在轴瓦内表面上制出各种形式的沟槽。2、轴瓦的定位◆目的：防止轴瓦相对于轴承座产生轴向和周向的相对移动。◆方法：对于轴向定位有：对于周向定位有：凸缘轴瓦一端或两端做凸缘定位唇定位唇（凸耳）紧定螺钉紧定螺钉（也可做轴向定位）轴瓦圆柱销轴承座销钉（也可做轴向定位）

4、轴瓦的油孔及油槽◆目的：把润滑油导入轴颈和轴承所构成的运动副表面。原则：

◆对于液体动压径向轴承，有轴向油槽和周向油槽两种形式可供选择。油槽应开在非承载区内，否则会破坏润滑油膜的连续性，降低轴承的承载能力。◆轴向油槽分为单轴向油槽及双轴向油槽。轴向油槽不能开通至轴承端部，应留有适当的油封面。周向油槽轴向油槽

油孔及油槽

原则：◆对于周向油槽，当轴承水平放置时，最好开半周，不要延伸到承载区，如必须开全周时，应开在靠近轴承的端部；当轴承竖直放置时，应开在轴承的上端。◆对于不完全液体润滑径向轴承，必要时可以将油槽从非承载区延伸到承载区。如果载荷方向经常变化，油槽可以开在轴颈上◆油槽的截面形状，应避免边缘有锐边及棱角，以便油能顺畅地流入摩擦表面间。

单轴向油槽开在最大油膜厚度位置双轴向油槽开在轴承剖分面上

§11－3

滑动轴承的失效形式和常用材料汽车用滑动轴承故障原因的平均比率轴承表面的磨粒磨损、刮伤、咬粘(胶合)、疲劳剥落和腐蚀。一、滑动轴承的失效形式滑动轴承还可能出现气蚀、电侵蚀、流体侵蚀和微动磨损等失效形式。故障原因不干净润滑油不足安装误差对中不良超载比率／％38.311.115.98.16.0故障原因腐蚀制造精度低气蚀其它比率／％5.65.52.86.7详细说明二、对滑动轴承材料的要求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。轴承材料性能应满足以下要求：◆减摩性：材料副具有较低的摩擦系数。◆耐磨性：材料的抗磨性能，通常以磨损率表示。◆抗咬粘性：材料的耐热性与抗粘附性。◆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。◆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。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。◆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（或性质）。三、轴承材料

滑动轴承材料是指轴瓦及轴承衬材料。一、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。◆选择原则：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。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。

§11－4润滑剂和润滑装置润滑脂牌号表二、润滑油及其选择◆特点：有良好的流动性，可形成动压、静压或边膜界润滑膜。◆适用场合：不完全液体滑动轴承和完全液体润滑滑动轴承。◆选择原则：主要考虑润滑油的粘度。转速高、压力小时，油的粘度应低一些；反之，粘度应高一些。高温时，粘度应高一些；低温时，粘度可低一些。三、固体润滑剂及其选择◆特点：可在滑动表面形成固体膜。◆适用场合：有特殊要求的场合，如环境清洁要求处、真空中或高温中。◆常用类型：二硫化钼，碳―石墨，聚四氟乙烯等。◆使用方法：涂敷、粘结或烧结在轴瓦表面；制成复合材料，依靠材料自身的润滑性能形成润滑膜。

润滑油牌号表四、润滑方式及其选择向轴承供给润滑油或润滑脂的方法很重要，尤其是油润滑，轴承的润滑状态与润滑油的供给方法有关。各种润滑方式参见第十章。滑动轴承的润滑方式可根据轴承平均载荷系数K来选择式中p=F/(dB)——轴颈的比压，单位为MPa；

v——轴颈的圆周速度，单位为m/s。

K值越大，表示轴承载荷大或温度高，需充分供油；并应选择粘度较高的润滑剂才能保证好的润滑效果。根据K值推荐的润滑方式见表11-5。

§11－5不完全液体摩擦滑动轴承设计计算一、不完全液体润滑滑动轴承的设计方法及步骤◆工作状态：因采用润滑脂、油绳或滴油润滑，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。◆设计步骤：根据使用要求和工作状况，选定轴承结构类型；选择轴瓦材料和轴瓦结构；校核滑动轴承的工作能力，确定结构尺寸；选择轴颈与轴瓦的配合(向心轴承通常为)；选择润滑剂，润滑方式和润滑装置。◆校核内容：１．验算平均压力p≤[p]，以保证强度要求。２．验算摩擦发热pv≤[pv]，fpv是摩擦力，限制pv即间接限制摩擦发热。３．验算滑动速度v≤[v]，安装误差和轴的弹性变形，使轴颈与轴承局部接触，此时，p，pv虽小于许用值，也可能由于轴颈圆周速度过高使得轴承局部过度磨损或胶合。故应校核滑动速度v

。

不完全液体润滑滑动轴承的设计计算2二、径向滑动轴承的设计◆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p(MPa)B—轴承宽度，mm（根据宽径比B/d确定）

[p]—轴瓦材料的许用压力，MPa。２．验算摩擦热v—轴颈圆周速度，m/s；[pv]—轴承材料的pv许用值，MPa·m/s３．验算滑动速度v(m/s)[v]—材料的许用滑动速度４．选择配合

[p]、[v]、[pv]的选择一般可选H9/d9或H8/f7、H7/f6二、推力滑动轴承

推力滑动轴承的工作能力校核与径向滑动轴承相似，但通常只校核其平均压力p及pv值；≤［p］1、校核轴承平均压力p2、校核轴承的pv值因轴承的环形支承面平均直径处的圆周速度(m/s)，故≤［pv］

对于多环止推轴承，考虑到各环受载不均匀，表11-6中的数值应降低50％。一、流体动压润滑基本方程及油膜承载机理对流体平衡方程（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：◆流体为牛顿流体，即。◆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；◆流体中的压力在各流体层之间保持为常数。

§11－6

液体动压润滑径向滑动轴承设计计算根据x方向的平衡条件，得整理后得由牛顿粘性流体摩擦定律因此该式表示了压力p沿x轴方向的变化与流体速度u沿y轴方向的变化关系。将上式对y积分两次（压力沿y轴方向无变化，为常数），得式中c1、c2——积分常数，可由边界条件确定。将以上两边界条件代入上式，得：当y=0时，u=v；

当y=h时，u=0；

油层的速度u由两部分组成：式中前一项表示速度呈线性分布，这是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这是由油流沿x方向的变化所产生的压力流所引起的（如图所示）。当无侧漏时，润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为设最大油压pmax处的油膜厚度为h0（即时，h=h0），则通过该截面单位宽度的流量为根据流体的连续性原理，当润滑油连续流动时，各截面的流量必定相等，由此得——液体动压润滑基本方程，又称一维雷诺方程由雷诺方程可以看出：油膜压力的变化与润滑油的粘度、表面滑动速度和油膜厚度及其变化有关。这种油膜压力是由于两板相对运动而形成的液体动压力，故这种油膜称为动压油膜。获得液体动压润滑的必要条件是：1）相对运动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；2）两运动表面要有足够大的相对滑动速度，其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口流出；3）润滑油必须有一定的粘度，且供应要充分。在ab(h＞h0)段：＞0(即速度分布曲线呈凹形)，所以＞0，即压力沿x方向逐渐增大；而在bc(h＜h0)段，＜0(即速度分布曲线呈凸形)，即＜0，这表明压力沿x方向逐渐降低。二、液体动压润滑径向滑动轴承的工作状况◆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φa和偏心距e来表示。◆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]。初始状态稳定工作状态演示1、几何关系轴承和轴颈的连心线OO1与外载荷Fr的方向形成一偏位角轴承孔和轴颈直径分别用D和d表示，半径分别用R和r表示直径间隙Δ=D－d

半径间隙δ=R－r=Δ/2相对间隙ψ=Δ/d=δ/r偏心率χ=e/δ=e/(R－r)hmin=δ－e=δ(1－χ)=rψ(1－χ)最小油膜厚度

三、液体动压润滑向心滑动轴承的几何关系和承载能力

取轴颈中心O为极点，连心线OO1为极轴，对应于任意角的油膜厚度为h可在△AOO1中应用余弦定理求得

R2=e2+(r+h)2－2e(r+h)cos解上式并略去微量———适用于轴承为无限宽的情况压力最大处的油膜厚度

h0=δ(1+χcos0)h=δ(1+χcos)=rψ(1+χcos)将雷诺方程改写成极坐标表达式，即dx=rd，v=rω及h、h0之值代入后得极坐标形式的雷诺方程将上式从油膜起始角1到任意角进行积分，得任意位置的压力：2、轴承的承载量计算由此可得或

把所有

在外载荷方向的分量相加(积分)，即可得单位宽度的油膜承载能力。再把全宽度上的承载能力相加(积分)，可得总承载能力Fr。考虑轴承有端泄，即两端的油压为零，油压沿宽度呈抛物线分布，且最大油压也有所降低。式中CP——承载量系数；是一个无量纲的量，表示三重积分项；

η——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，单位为N.s/m2；

B——轴承宽度，单位为m；

Fr——外载荷，单位为N；

v——轴颈圆周速度，单位为m/s。四、最小油膜厚度hmin

在其它条件不变的情况下，hmin愈小则偏心率χ愈大；轴承的承载能力就愈大。然而，最小油膜厚度是不能无限缩小的，因为它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。为确保轴承能处于液体摩擦状态，最小油膜厚度必须等于或大于许用油膜厚度[h]，即hmin=rψ(1－χ)≥[h]式中Rz1、Rz2——轴颈和轴瓦表面微观不平度十点高度(表11-8)。对一般轴承，可分别取Rz1、Rz2值为3.2μm和6.3μm，或1.6μm和

3.2μm；对重要轴承可取为0.8μm和1.6μm，或0.2μm和

0.4μm。

S——安全系数，常取S≥2。[h]=S(Rz1+Rz2)五、轴承的热平衡计算

轴承工作时，摩擦功耗将转变为热量，使润滑油温度升高，导致润滑油粘度下降，降低轴承承载能力。因此，设计液体动压润滑轴承时，必须计算润滑油的温升，并将其限制在允许的范围内。

摩擦功耗转变的热量，一部分被润滑油带走，一部分通过轴承壳体散逸。轴承运转时达到热平衡状态的条件是：单位时间内轴承摩擦所产生的热量Q等于同时间内流动的油所带走的热量Q1与轴承壳体散逸的热量Q2之和，即Q=Q1+Q2式中q——润滑油流量，单位为m3/s，按润滑油流量系数求出；

ρ——润滑油的密度，单位为kg/m3，对矿物油为850～900kg/m3；

c——润滑油的比热容，单位为J/(kg.℃)，对矿物油为

1675～2090J/(kg.℃)；

t0、ti——油的出口温度和入口温度，单位为℃。通常由于冷却设备的限制，取为ti=35～40℃。

αs——轴承的表面传热系数，单位为W/(m2.℃)，随轴承结构和散热条件而定。对于轻型轴承或不易散热的环境中工作的轴承，取αs=50W/(m2.℃)；中型轴承及一般通风条件下工作的轴承，取αs=80W/(m2.℃)；在良好冷却条件下工作的重型轴承，取αs=140W/(m2.℃)。轴承中的热量是由摩擦损失的功转变而来。每秒钟在轴承中产生的热量Q(W)Q=fFrv由流出的油带走的热量Q1(W)轴承壳体的金属表面通过传导和辐射散发的热量Q1=qρc(t0－ti)Q2=αsπdB(t0－ti)热平衡时，有于是得出fFrv=qρc(t0－ti)+αsπdB(t0－ti)——润滑油流量系数，是一个无量纲数，可根据轴承的宽径比

B/d及偏心率χ由图查出；f——摩擦系数，可由下式确定：式中ξ——随轴承宽径比而变化的系数。对于B/d＜1的轴承，ξ=(d/B)1.5；对于B/d≥1的轴承，ξ=1；

ω——轴颈角速度，单位为rad/s；

p=Fr/(dB)——轴承的平均压力，单位为Pa；

η——润滑油的动力粘度，单位为Pa.s。式中Δt——润滑油的温升，通常要求Δt≤30℃；

润滑油从入口到流出轴承，温度逐渐升高，因而在轴承中不同之处的油的粘度也将不同。研究结果表明，计算轴承的承载能力时，可以采用润滑油平均温度时的粘度。润滑油的平均温度tm=(t0+ti)/2，而温升Δt=t0－ti，所以润滑油的平均温度tm按下式计算：

若ti＞35～40℃，则表示轴承热平衡易于建立，轴承承载能力尚未用尽。此时应降低给定的平均温度，并允许适当地加大轴瓦及轴颈的表面粗糙度，再行计算。建议平均温度一般在45～60℃内选取，最高不超过75℃。设计时，通常是先给定平均温度tm，按求出的温升Δt来校核油的入口温度ti

若ti＜35～40℃，则表示轴承不易达到热平衡状态。此时需加大间隙，并适当地降低轴瓦及轴颈的表面粗糙度，再作计算。六、设计参数的选择1.宽径比B/d宽径比越小，油压也越小。这主要是因为润滑油在自身压力作用下，要向两端流失，即产生所谓端泄现象而造成的。反之，如宽径比越大，则油的压力也越大，轴承的承载能力也就越高。但是从另一方面来看，端泄虽然会降低油压，但也同时带走轴承中的一部分摩擦热，从而使轴承的温度不致升得太高，润滑油的粘度也就不会降得过低。一般说来，宽径比小，有利于增大平均压力p，提高运转稳定性；并可增大端泄量以降低温升；亦可减轻轴承端部边缘接触现象；还可使轴向尺寸较小。但宽径比过小，轴承承载能力降低太多。反之，若宽径比大，则轴承承载能力也大；但宽径比太大，则端泄带走的摩擦热也少，轴承温升就会加大，油的粘度也要降低，结果反而使轴承的承载能力降低。因此，宽径比的选择要适当，不能过大，也不能过小。一般轴承的B/d在0.3～1.5范围内。一般机器常用的B/d值为：汽轮机、鼓风机B/d=0.3～1；电动机、发电机、离心泵、齿轮变速器B/d=0.6～1.5；机床、拖拉机B/d=0.8～1.2；轧钢机B/d=0.6～0.9。六、设计参数的选择2.相对间隙ψ相对间隙主要根据载荷和速度选取。速度愈高，ψ值应愈大，可以减少发热；载荷愈大，ψ值应愈小，可以提高承载能力。此外，直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时，ψ值取小值，反之取大值。一般机器中常用的ψ值为：汽轮机、电动机、齿轮减速器ψ=0.001～0.002；轧钢机、铁路车辆ψ=0.0002～0.0015；机床、内燃机ψ=0.0002～0.00125；鼓风机、离心泵ψ=0.001～0.003。3.粘度η这是轴承设计中的一个重要参数。它对轴承的承载能力、功耗和轴承温升都有不可忽视的影响。轴承工作时，油膜各处温度是不同的，通常认为轴承温度等于油膜的平均温度。平均温度的计算是否准确，将直接影响到润滑油粘度的大小。平均温度过低，则油的粘度较大，算出的承载能力偏高