第十二章 滑动轴承

CHAPTER12滑动轴承概述12-1一、轴承的类型和应用1、轴承的类型滑动轴承滚动轴承滑动轴承：应用于以下场合：◆工作转速特高（如航空发动机附件）◆特大冲击与振动（如铁路机车）◆径向空间尺寸受到限制（如轧钢机）◆必须剖分安装（如曲轴的轴承）◆需在水或腐蚀介质中工作（如汽轮机、内燃机等）根据摩擦性质滚动轴承：由于摩擦系数小，起动阻力小，而且它已标准化，选用、润滑、维护都很方便，因此应用较广。2、应用二、滑动轴承的类型1、按承受载荷方向径向轴承承受径向载荷止推轴承承受轴向载荷2、根据滑动表面间润滑状态液体润滑轴承不完全液体润滑轴承：自润滑轴承3、根据液体润滑承载机理液体动压轴承液体静压轴承滑动表面间处于边界润滑或混合润滑状态滑动表面无润滑剂滑动表面为流体润滑三、滑动轴承设计内容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滑动轴承的

主要结构型式12-2滑动轴承的主要结构形式一、整体式径向滑动轴承特点应用

结构简单，成本低廉

磨损间隙无法调整

装拆不方便主要用在低速、轻载、间歇性工作场合，如农业机械、手工机械等二、对开式滑动轴承剖分面常作成阶梯形，以便对中和防止横向错动下轴瓦：承受载荷上轴瓦：不承受载荷润滑油通过油孔和油槽流进轴承间隙二、对开式滑动轴承特点：装拆方便，易于调整轴承间隙，用途较广。轴承剖分面:尽量与载荷方向垂直，故多数轴承的剖分面是水平的。当轴承所承受的径向载荷方向不与底座垂直或轴承座的对合面不宜开在水平方向时，也有做成倾斜的，如倾斜45°。二、对开式滑动轴承二、对开式滑动轴承调心轴承：用于支承挠度较大或多支点的长轴支承面制成凹球面轴瓦的瓦背制成凸球面二、止推滑动轴承的结构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，润滑条件比实心式好。◆单止推环式：利用轴颈的环形端面作为止推面，结构简单，润滑方便。广泛用于低速、轻载的场合。◆多止推环式：承载能力大，可承受双向轴向载荷。但各环间载荷分布不均匀。空心式单止推环式多止推环式止推滑动表面的基本尺寸，见表12－1。滑动轴承的

失效形式及材料12-3一、滑动轴承的失效形式失效形式特征磨粒磨损轴承间的硬颗粒对轴颈和轴承表面起研磨作用，导致几何形状改变、精度丧失、间隙加大。刮伤硬颗粒或轴颈表面粗糙的轮廓峰顶，在轴承上划出线状伤痕而导致失效。咬粘（胶合）温升过高、载荷过大、油膜破裂（或供油不足）时，轴颈和轴承的相对运动表面材料发生粘附和迁移等。严重时甚至使运动中止。疲劳剥落轴承表面出现与滑动方向垂直的疲劳裂纹，当裂纹向轴承衬与衬背结合面扩展后，造成轴承衬材料的剥落。腐蚀润滑剂等在使用中不断氧化，使轴承材料腐蚀而形成点状的脱落。二、轴承材料（轴瓦和轴承衬材料的统称）1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性表现为摩擦系数小、磨损率低、耐热性和抗咬粘性高。2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性轴瓦与轴颈表面经短期轻载运转后，易于形成相互吻合的表面粗糙度。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3）足够的强度和抗腐蚀能力4）良好的导热性、工艺性、经济性等1、轴承材料应具备的性能二、轴承材料1、轴承合金：锡、锑、铜的合金。内含锡锑或铜锡硬晶粒，起耐磨作用。弹性模量和弹性极限很低，嵌入性及摩擦顺应性好，容易和轴颈磨合，但强度低，不能单独制作轴瓦，只能贴附在青铜、钢或铸铁轴瓦上作为轴承衬。2、铜合金：强度高，耐磨性和减磨性较好。常用青铜，且其中锡青铜耐磨性和减磨性最好。3、铅基轴承合金：相当好的耐蚀性和较高的疲劳强度，摩擦性也较好，在部分领域取代较贵的轴承合金和青铜。可以制成单金属零件，也可以制成双金属零件。4、灰铸铁及耐磨铸铁：片状或球状石墨在材料表面覆盖后，可以形成一层起润滑作用的石墨层，具有一定的减磨性和耐磨性。且石墨能吸附碳氢化合物，提高边界润滑性能，做轴承材料时，应添加润滑油。5、多孔质金属材料：用不同金属粉末经压制、烧结而成，韧性较小。孔隙占体积10～35%，使用前浸入热油中，使充满润滑油（又称含油轴承）。具有自润滑性。工作时，由于轴颈转动的抽吸作用及轴承发热时油的膨胀作用，油进入摩擦表面；不工作时，由于毛细管作用，油被吸回轴承内部，可以在相当长时间内不加润滑油而很好工作。6、非金属材料：各种塑料（聚合物材料）、碳-石墨、橡胶以及木材2、常用轴承材料材料类别牌号（名称）最大许用值最高工作温度/℃轴颈硬度/HBS性能比较备注[p]/MPa[v]/m/s[pv]/MPa·m/s抗咬粘性顺嵌应入性性耐蚀性疲劳强度锡基轴承合金ZSnSb11Cu6ZSnSb8Cu4平稳载荷1501501115

用于高速、重载下工作的重要轴承，变载荷下易于疲劳，价贵258020冲击载荷206015铅基轴承合金ZPbSb16Sn16Cu21512101501501135用于中速、中等载荷的轴承，不宜受显著冲击。可作为锡锑轴承合金的代用品ZPbSb15Sn5Cu3Cd2585表12-2常用金属轴承材料性能二、轴承材料材料类别牌号（名称）最大许用值最高工作温度/℃轴颈硬度/HBS性能比较备注[p]/MPa[v]/m/s[pv]/MPa·m/s抗咬粘性顺嵌应入性性耐蚀性疲劳强度锡青铜ZCuSn10P1（10-1锡青铜）151015280300~4003511用于中速、重载及受变载荷的轴承ZCuSn5Pb5Zn5（5-5-5锡青铜）8315用于中速、中载的轴承铅青铜ZCuPb30（10-3铅青铜）2512302803003442用于高速、重载轴承，能承受变载和冲击铝青铜ZCuAl10Fe3（10-3铝青铜）154122803005552最宜用于润滑充分的低速重载轴承（续表12-2）二、轴承材料材料类别牌号（名称）最大许用值最高工作温度/℃轴颈硬度/HBS性能比较备注[p]/MPa[v]/m/s[pv]/MPa·m/s抗咬粘性顺嵌应入性性耐蚀性疲劳强度黄铜ZCuZn16Si4（16-4硅黄铜）122102002005511用于低速、中载轴承ZCuZn40Mn2（40-2锰黄铜）101102002005511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铝基轴承合金2%铝基28~3514—1403004312三元电镀合金铝-硅-镉镀层14~35——170200~3001222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（续表12-2）二、轴承材料材料类别牌号（名称）最大许用值最高工作温度/℃轴颈硬度/HBS性能比较备注[p]/MPa[v]/m/s[pv]/MPa·m/s抗咬粘性顺嵌应入性性耐蚀性疲劳强度银镀层28~35——180300~4002311镀银，上附薄层铅，再度铟，常用于飞机发动机、柴油机轴承耐磨铸铁HT3000.1~63~0.750.3~4.5150<1504511宜用于低速、轻载的不重要的轴承，价廉灰铸铁HT150~HT2501~42~0.5———4511（续表12-2）二、轴承材料

轴瓦结构

12-43、对轴瓦的要求具有一定的强度和刚度定位可靠便于输入润滑剂，容易散热装拆、调整方便轴瓦1、轴瓦：滑动轴承中直接支承轴的零件，用以降低滑动摩擦阻力。2、轴瓦的材料：轴瓦由轴承合金制成，或在基体内表面浇铸或轧制一层轴承合金（称为轴承衬）一、轴瓦的型式和构造1、整体式轴瓦（又称轴套）1）整体轴套一、轴瓦的型式和构造1、整体式轴瓦（又称轴套）2）卷制轴瓦：单层、双层或多层材料的卷制结构。2、对开式轴瓦1）厚壁轴瓦铸造制备，内表面离心浇注有轴承衬。为使轴承合金与轴瓦贴合良好，常在瓦的内表面加工榫头、凹沟或螺纹。一、轴瓦的型式和构造2、对开式轴瓦一、轴瓦的型式和构造2）薄壁轴瓦：连续轧制，成本低，质量稳定。但刚性小，受力后，其形状取决于轴承座。轴瓦和轴承座需精密加工。二、轴瓦的定位（轴瓦和轴承座不允许有相对移动）凸缘定位定位唇定位圆柱销定位紧定螺钉定位三、油孔及油槽—将润滑油导入轴颈和轴瓦的摩擦面1、轴向油槽单轴向油槽（在轴的一侧开槽）双轴向油槽（在轴的两侧开槽）（1）整体式单向旋转径向轴承：单轴向油槽最好开在油膜厚度最大处，便于油从压力最小的地方输入。（2）对开式径向轴承：油槽开在剖分面处。双向旋转时，开双轴向油槽。油槽短于轴承宽度，以便在两端留出油封面，防止润滑油从端面大量流失2、周向油槽：适合于载荷方向变动范围超过180°的场合。三、油孔及油槽1）周向油槽的位置：常设在轴承宽度的中间。2）周向油槽对承载能力的影响：开设周向油槽后，轴承的承载能力会降低。三、油孔及油槽3、不完全液体润滑径向轴承的油槽。油槽可从非承载区延伸到承载区滑动轴承润滑剂的选用12-5一、润滑脂1、应用：用在要求不高、难以经常供油、低速重载以及作摆动运动处的轴承中。选择润滑脂牌号时可参考表12-3。2、选择润滑脂品种的一般原则：●压力高、滑动速度低时，选针入度小的品种●滴点高于工作温度20～30℃●钙基或铝基润滑脂用于水淋或潮湿处，钠基或复合钙基润滑脂用于温度较高处压力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号钠基脂>6.5≤0.51101号钙钠基脂1.0～6.5≤1－50～100锂基脂>6.50.5602号压延机脂表12-3滑动轴承润滑脂的选择注：1）“压力”或“压强”，本书统用压力；2）在潮湿环境，温度在75～120℃的条件下，应考虑采用钙钠基润滑脂；3）在潮湿环境，工作温度在75℃以下，没有3号钙基脂也可用铝基脂；4）工作温度在110～120℃可用锂基脂和钡基脂；5）集中润滑时，稠度要小些。一、润滑脂二、润滑油——应用最广转速高、压力小低粘度油转速低、压力大高粘度油不完全液体润滑轴承润滑油的选择参考表12-4液体动压轴承润滑油的选择参考表4-1。润滑油的选用：表12-4滑动轴承润滑油选择（不完全液体润滑、工作温度<60℃）轴颈圆周速度v/(m/s)平均压力p<3MPa轴颈圆周速度v/(m/s)平均压力p=（3～7.5）MPa<0.1L-AN68、100、150<0.1L-AN1500.1～0.3L-AN68、1000.1～0.3L-AN100、1500.3～2.5L-AN46、680.3～0.6L-AN1002.5～5.0L-AN32、460.6～1.2L-AN68、1005.0～9.0L-AN15、22、321.2～2.0L-AN68>9.0L-AN7、10、15注：表中润滑油是以40℃时运动粘度为基础的牌号。二、润滑油三、固体润滑剂固体润滑剂可以在摩擦表面上形成固体膜以减小摩擦阻力，通常只用于一些有特殊要求的场合。MoS2用粘结剂调配涂在轴承摩擦表面上可以大大提高摩擦副的磨损寿命。不完全流体润滑

滑动轴承设计计算12-6设计准则1、轴承的工作状态：轴承工作在混合润滑状态（边界润滑和流体润滑同时存在）2、轴承的可靠工作条件：边界膜不遭破坏，维持粗糙表面微腔内有流体润滑存在3、设计准则：边界膜不遭破坏4、设计方法：边界膜破坏的因素复杂，故采用简化计算，即验算轴承的平均压力、pv值和滑动速度v不超过许用值。一、径向滑动轴承1、验算轴承的平均压力p（单位为MPa）轴承宽度mm（根据宽径比B/d确定）轴瓦材料的许用压力MPa。见表12-2径向载荷N轴颈直径mm2、验算轴承的pv（单位为MPa·m/s）值轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗fpv成正比（f为摩擦系数），限制pv值就是限制轴承的温升。3、验算滑动速度v（单位为m/s）v≤[v]许用滑动速度m/s。其值见表12-21、验算轴承的平均压力p（MPa)式中：d2、d0－止推轴承环形接触面的外径和内径。z－止推环数。[p]—许用平均压强（MPa），

z＝1时，查表12－5；

z＞1时，表中值降低50％（考虑到各环受力不均）。Fad1d2二、止推轴承2、验算轴承的pv值［pv］z＝1时，查表12－5；z＞1时，表中值降低50％。二、止推轴承轴承支承环面平均直径处的圆周速度（m/s）轴颈的转速（r/min）处于混合滑动状态下的止推轴承不需验算滑动速度液体动力润滑径向滑动轴承

设计计算12-7§3-4流体动力润滑基本原理一、流体动力润滑的基本原理2、楔效应承载机理1）两平行平板间润滑油的承载能力：（1）垂直于速度方向的不同截面的流体速度呈线性分布，流量均相等，流动靠油层间的剪切力推动。1、流体动力润滑：两相对运动的物体，被摩擦表面间因相对运动而产生粘性流体膜完全隔开，由流体膜产生的压力来平衡外载荷。F（2）当A板承受垂直于速度方向的载荷时，润滑油的速度和流量的分布规律没有改变，在外载荷方向不会形成油压以平衡外载荷（忽略因挤压产生的压强）。（2）各垂直截面润滑油的速度分布呈非线性，进口内凹，出口外凸，间隙较窄的截面流量增大；§3-4流体动力润滑基本原理一、流体动力润滑的基本原理2、楔效应承载机理2）两不平行板间润滑油的承载能力：油压分布曲线（1）两板构成楔形间隙，A板的速度指向间隙较窄一边；（3）假设润滑油不可压缩，则随着间隙减小，流体必然形成内压而使流速加快。该压力能够平衡A板受到的一定的垂直方向的外载荷流体动力润滑原理2（4）形成流体动力润滑的条件：A、两摩擦表面之间必须能形成收敛的楔形间隙；C、两表面之间必须有一定的相对运动速度。B、两表面之间必须连续充满具有一定粘度的液体；3、流体动力润滑的楔效应：具有一定粘性的流体流入楔形收敛间隙而产生压力的效应一、流体动力润滑的基本原理2、楔效应承载机理2）两不平行板间润滑油的承载能力：二、流体动力润滑的基本方程——雷诺方程◆流体为牛顿流体◆流体膜中流体流动是层流◆忽略压力对流体粘度影响◆略去惯性力及重力影响◆认为流体不可压缩◆流体膜中压力沿膜厚不变1、假设2、已知条件B板静止，A板相对沿x方向以速度v移动，油在z方向没有流动二、流体动力润滑的基本方程——雷诺方程对层流中微单元，根据x方向的平衡条件得整理得根据牛顿粘性流体摩擦定律（）对y求导得表示压力沿x轴方向的变化与速度沿y轴方向的变化关系2、雷诺方程：描述流体膜压力分布的微分方程故有：考虑边界条件：y=0，u=v，y=h，u=0有：从而：对y积分得：1）油层的速度分布由剪切流引起的速度，呈线性分布油流沿x方向变化产生的压力流引起的速度，呈抛物线分布二、流体动力润滑的基本方程——雷诺方程2、雷诺方程：描述流体膜压力分布的微分方程2）润滑油流量无侧漏时，单位时间流经任意截面单位宽度面积油的流量为若p=pmax处的油膜厚度为h0（即时，h=h0），该截面处的流量为当润滑油连续流动时，各截面的流量相等，由此得二、流体动力润滑的基本方程——雷诺方程2、雷诺方程：描述流体膜压力分布的微分方程一维雷诺方程根据一维雷诺方程（3）ac间必有一处，压力达最大值。二、流体动力润滑的基本方程——雷诺方程2、雷诺方程：描述流体膜压力分布的微分方程3）压力在楔形间隙中的分布（2）在bc（h<h0）段，速度曲线呈凸形分布，所以，即压力沿x方向逐渐降低（1）在ab（h>h0）段，，速度分布曲线呈凹形，所以，即压力沿x方向逐渐增大（1）相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙（h≠0）（2）被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度（亦即滑动表面带油时要有足够的油层最大速度）（v≠0），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，供油要充分（η≠0）二、流体动力润滑的基本方程——雷诺方程2、雷诺方程：描述流体膜压力分布的微分方程4）形成流体动力润滑的必要条件3）压力在楔形间隙中的分布因此，ac间的油压均大于入口a和出口c，且压力分布如右图，因而能够承受一定的外载荷三、径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程a）h=0轴颈静止b）h≈0轴颈开始转动c）形成油膜轴颈稳定转动轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。此时，两表面间形成一收敛的楔形空间此时带入轴承间隙中的油量较少，轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈沿孔壁向右爬升转速增大，带入轴承间隙中的油量逐渐加多，右侧楔形油膜产生一定动压力，将轴颈向左浮起。达到稳定运转时，轴颈被稳定在一定的偏心位置上。轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，摩擦系数达到最小值。四、径向滑动轴承的主要几何关系直径间隙：△=D-d半径间隙：δ=R-r=△/2相对间隙：ψ

=△/d=δ/r偏心率：χ=偏心距/半径间隙=e/δ

最小油膜厚度：几何参数和油压分布图1、几何参数3、压力最大处的油膜厚度为最大压力处的极角四、径向滑动轴承的主要几何关系以O为极点，OO1为极轴。在△AOO1中应用余弦定理得解得略去微小量，取根号正值，则得任意位置的油膜厚度为2、任意位置油膜厚度1）轴承单位宽度上的油膜承载能力：计算过程如下：（1）设轴承无限宽，润滑油沿轴向没有流动；（2）O为极点，OO1为极轴，将dx=rdφ，v=rω及h、h0代入雷诺方程，得到极坐标表达；（3）从油膜起始角到任意角进行积分，得任意角压力；（4）在外载荷方向的分量；（5）对该分量在作用区间积分，得单位宽度油膜承载能力：四、径向滑动轴承工作能力计算简介在轴承结构参数和润滑油参数初步选定后进行，以校核参数选择的合理性1、轴承的承载能力计算和承载量系数1）轴承单位宽度上的油膜承载力：若轴承宽度为B，考虑端泄影响，实际轴承在距中线为z处的油膜压力为四、径向滑动轴承工作能力计算简介1、轴承的承载能力计算和承载量系数C′的引入是考虑端泄的影响，其值取决于宽径比和偏心率的大小。2）有限宽轴承的总承载能力由上式得四、径向滑动轴承工作能力计算简介1、轴承的承载能力计算和承载量系数Cp是轴颈在轴承中的位置函数，取决于轴承包角、相对偏心率和宽径比。在包角（120°，180°和360°）给定时，其值正比于后两者。表12-6Cp：承载量系数B/dχ0.30.40.50.60.650.70.750.800.850.900.9250.950.9750.99承载量系数Cp

0.30.05220.08260.1280.2030.2590.3470.4750.6991.1222.0743.3525.7315.1550.520.40.08930.1410.2160.3390.4310.5730.7761.0791.7753.1955.0558.39321.0065.260.50.1330.2090.3170.4930.6220.8491.0981.5722.4284.2616.61510.70625.6275.860.60.1820.2830.4270.6550.8191.0701.4182.0013.0365.2147.95612.6429.1783.210.70.2340.3610.5380.8161.0141.3121.7202.3993.5806.0299.07214.1431.8888.900.80.2870.4390.6470.9721.1991.5381.9652.7544.0536.7219.99215.3725.6696.350.90.3390.5150.7541.1181.3711.7452.2483.0674.4597.29410.75316.3735.6696.351.00.3910.5890.8531.2531.5281.9292.4693.3724.8087.77211.3817.1837.0098.951.10.4400.6580.9471.3771.6692.0972.6643.5805.1068.18611.9117.8638.12101.151.20.4870.7231.0331.4891.7962.2472.8383.7875.3648.53312.3518.4339.04102.901.30.5290.7841.1111.5901.9122.3792.9903.9685.5868.83112.7318.9139.81104.421.50.6100.8911.2481.7632.0992.6003.2424.2665.9479.30413.3419.6841.07106.842.00.7631.0911.4832.0702.4462.9813.6714.7786.54510.09114.3420.9743.11110.79表12-7有限宽轴承的承载量系数Cp

四、径向滑动轴承工作能力计算简介2）有限宽轴承的总承载能力由上式得η：润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度

v：轴颈圆周速度四、径向滑动轴承工作能力计算简介1、轴承的承载能力计算和承载量系数Cp是轴颈在轴承中的位置函数，取决于轴承包角、相对偏心率和宽径比。在包角（120°，180°和360°）给定时，其值正比于后两者。表12-6Cp：承载量系数2、最小油膜厚度hmin1）hmin愈小，则偏心率愈大，轴承的承载能力就愈大。2）由于轴承和轴颈表面粗糙度、轴的刚性、轴颈的几何形状等的限制，h不能无限小，必须大于许用油膜厚度[h]，以确保轴承能处于液体摩擦状态。即：Ra1、Ra2：分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度。对一般轴承，可分别取0.8μm和1.6μm，或0.4μm和0.8μm；对重要轴承可取0.2μm和0.4μm，或0.05μm和0.1μm。S：安全系数，考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等，常取S≥2四、径向滑动轴承工作能力计算简介3、轴承的热平衡计算1）单位时间内产生热量：Q=Q1+Q2轴承散发的热量Q2=αsπdB(t0-ti)油带走的热量

Q1=qρc(t0-ti)因热量为摩擦产生，即：Q=fpvti：油的入口温度t0：油的出口温度αs：轴承的表面传热系数ρ：润滑油密度q：润滑油流量故：fpv=qρc（t0-ti）+αsπdB（t0-ti）热平衡所需的润滑油温度差为润滑油流量系数，查图12-16c：润滑油的比热容四、径向滑动轴承工作能力计算简介1）热平衡所需的油温差四、径向滑动轴承工作能力计算简介3）入口温度与平均温度之间的关系设计时，常先给定平均温度，根据热平衡计算出温升Δt后，可用上式校核油的入口温度；若：ti>35～40℃，热平衡易建立，承载能力尚未用尽，应降低给定的平均温度，允许适当地加大轴瓦和轴颈的表面粗糙度，再行计算。ti<35～40℃，热平衡不易建立。加大间隙，适当降低轴瓦及轴颈的表面粗糙，再作计算。实际温度各点不同，润滑油粘度也不同。承载能力计算时，可以采用平均温度条件下的粘度：四、径向滑动轴承工作能力计算简介3、轴承的热平衡计算五、参数选择1、宽径比B/d一般在0