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1、 1 第十二章 滑动轴承 （一）教学要求 1、 了解滑动轴承特点、分类和主要结构，滑动轴承的材料、润滑方式，了解非流体 摩擦滑动轴承的计算方法 2、 了解流体动压润滑滑动轴承计算，主要参数选择，了解其它型式滑动轴承 （二）教学的重点与难点 1、 非流体摩擦滑动轴承的设计计算 2、 流体动压滑动轴承的承载能力及影响因素 （三）教学内容 121 概述 轴承支承轴颈使轴作回转运动 轴承：滑动轴承；滚动轴承 一、滑动轴承类型： 按承载：向心轴承（受 Fr） ；推力轴承（受 Fa） 按润滑状态：流体润滑轴承；非流体润滑轴承；无润滑轴承（不加润滑剂） 二、滑动轴承的特点 优点：1）承载能力高；2）工作平稳
2、可靠、噪声低；3）径向尺寸小；4）精度高；5） 流体润滑时，摩擦、磨损较小；6）油膜有一定的吸振能力 缺点：1）非流体摩擦滑动轴承、摩擦较大，磨损严重。2）流体摩擦滑动轴承在起动、 行车、载荷、转速比较大的情况下难于实现流体摩擦；3）流体摩擦、滑动轴承设计、制造、 维护费用较高。 三、应用： 1）n 特高或特低；2）对回转精度要求特别高的轴；3）承受特大载荷；4）冲击、振动 较大时；5）特殊工作条件下的轴承；6）径向尺寸受限制或轴承要做成剖分式的结构 例：机床、汽轮机、发电机、轧钢机、大型电机、内燃机、铁路机车、仪表、天文望 远镜等。 122 径向滑动轴承的主要类型 一、整体式径向滑动轴承 如
3、图 121，由轴承座、整体轴套、油孔等组成 特点：1）结构简单、成本低；2）轴套磨损后，间隙无法调整；3）装拆不便（只能从 轴端装拆） 。适于低速、轻载或间隙工作的机器。 二、剖分式径向滑动轴承 图 12-2，由轴承座，轴承盖，剖分轴瓦（附轴承衬） 、双头螺柱（调整垫片）等，轴瓦 表面有油沟，油通过油孔、油沟而流向轴颈表面，轴瓦一般水平部分，也有倾斜部分。 特点：装拆方便、轴瓦磨损后间隙可调整。 三、自动调心式 2 适于宽径比 B/d1.5 轴承， 可避免轴弯曲变形或轴承孔倾斜时造成轴颈与轴瓦两端边缘 接触加剧磨损和发热。 特点：轴瓦外表面做成球面。图 12-3 四、调隙式径向滑动轴承 如图
4、12-4， 外表面为圆锥面的轴套上开一个缝口， 另在圆周上开三个槽 （以减小刚性） ， 使之易变形，轴瓦两端各装一个调节螺母，通过松紧调节螺母 3.5，使锥形轴套轴向移动， 从而调整轴套与轴间的间隙用于一般机床主轴。 123 滑动轴承的材料及轴瓦结构 一、滑动轴承的材料 滑动轴承的主要失效形式：磨损和胶合、疲劳破坏等 所以对轴承材料的要求，主要就是考虑轴承的这些失效形式 1、对轴承材料的要求 1） 良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性 2） 良好的顺应性，嵌入性和磨合性 3） 足够的强度和必要的塑性 4） 良好的耐腐蚀性、热化学性能（传热性和热膨胀性）和调滑性（对油的吸附能力） 5） 良好的工艺性和
5、经济性等。 2、常用材料：金属材料；粉末冶金；非金属材料 金属材料 1）铸铁：灰铁；球铁（中有游离的石墨能有润滑作用）性能较好，适于轻载、低 速，不受冲击的场合。 2）轴承合金（又称巴氏合金或白合金）由锡（Sn） 、铜（Pb） 、锑（Sb） 、铜（Cu） 等组成。 以锡或铅为基体（软）其中含有锑锡（Sb-Sn）或铜锡（Cu-Sn）的硬晶粒。硬晶 粒起耐磨作用，软基体则增加材料的塑性 特点：嵌入性、顺应性最好，抗胶合性好，但机械强度较低 作为轴承衬浇注在软钢或青铜轴瓦的表面。价格较贵 3）铜合金 青铜基体： 锡青铜减摩、耐磨性最好，应用较广，强度比轴承合金高，适于重载、中速 铅青铜抗胶合能力强，
6、适于高速、重载 铝青铜强度及硬度较高，抗胶合性差，适于低速、重载传动 4）铝基合金强度高、耐磨性、耐腐蚀和导热性好：低锡用于高速中小功率柴油 机轴承；高锡用于高速大功率柴油机轴承。 可做成单金属轴瓦，也可做成双金属轴瓦的轴承衬，用钢作衬背。 多孔质金属材料（粉末冶金）含油轴承 它是利用铁或铜和石墨粉末、树脂混合经压型、烧结、整形、浸油而制成的，其特点 是组织疏松多孔，孔隙中能大量吸收润滑油，称含油轴承，具有自润滑的性能。 精末冶金： 铜基粉末冶金减摩、抗胶合性好 铁基粉末冶金耐磨性好，强度高 适于低速，载荷平稳，加油不便 的场合。 非金属材料塑料、橡胶 1）塑料f 小，耐腐蚀，具有自润滑性能，
7、但导热性差，易变形，承载能力差 3 如：酚醛树脂、聚铣胺（尼龙） 、取胜四氟乙烯等，可用油，也可用水润滑。 2）橡胶弹性大，允许轴线一定偏斜，用水作润滑剂且环境较脏污处，例如：水泵、 水轮机和其它水下机械用轴承。 常用金属材料的性能见表 12-1 常用非金属材料和粉末冶金材料的性能见表 12-2。 二、轴瓦结构 1、轴瓦的形式与结构 形式：整体式；剖分式 结构：单金属；双金属（有轴承衬（12 层） ；三金属；钢青铜轴承衬 整体式轴瓦：整体轴套（图 12-5） ；单层、双层、三层、判制轴套（图 12-6） 非金属整体式轴瓦：整体非金属轴套；钢套上衬非金属材料 部分式轴瓦：厚壁轴瓦铸造形成（图 1
8、2-7） ，内表附有轴承衬，为使轴承衬与轴瓦 贴合附得好，轴瓦内表面制出各种形式集头、凹沟和螺纹； 薄壁轴瓦（图 12-8）可用双金属板连续轧制，质量好，成本低，但轴瓦刚性差 在汽车发动机、柴油机上应用广泛。 轴承衬厚度 S0.5mm 时，可不做沟槽 实践证明，衬厚度愈薄（Sh0，0/xp，即油压随 x 的增大而增大， 右边，h0）由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿 孔内壁向右上方爬开。 2、不稳定运转阶段，随 n，进入油楔腔内油逐渐增多，形成压力油膜，把轴颈浮起 推向左下方。 （由图 b图 c） 3、稳定运转阶段（图 12-18c） ：油压与外载 F 平衡时，轴颈部稳
9、定在某一位置上运转。 n 越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力。 8 四、径向滑动轴承的几何关系和承载能力 1、几何关系 O轴颈中心，O1轴承中心，起始位置 F 与 OO1重合，轴颈直径-d，轴承孔直径 D 直径间隙：dD 半径间隙： 22 dD rR 相对间隙： rd 偏心距： 1 ooe 偏心率：/ex 以 OO1为极轴，任意截面处相对于极轴位置为p 0 ，对应油膜厚度为 h，h0为 pmax 处油膜厚度 0 ， 1 、 2 压力油膜起始角和终止角，其大小与轴承包角有关 在 1 AOO中，根据余弦定律可得 222222 sincos)(cos)(2)
10、(eehrhrehreR 略去高阶微量 22 sine，再引入半径间隙rR ，并两端开方得 coserhr 整理得任取位置时油膜厚度为 )cos1 ()cos1 (cosxrxeh 压力最大处油膜厚度 )cos1 ()cos1 ( 000 xrxh (12-18) 当时，油膜最小厚度 hmin exrxh)1 ()1 ( min （12-19） 2、油膜承载能力 根据一维雷诺方程式（12-10） ，将rddx，rv及 h 和 h0的表达式代入即得到极 坐标形式的雷诺方程为： 3 0 2 )cos1 ( )cos(cos6 x x d dp （12-20） 将上式从压力区起始角 1 至任意角进行
11、积分，得任意极角处的压力，即 d x x p 1 3 0 2 )cos1 ( )cos(cos6 （12-21） 而压力 p在外载荷方向上的分量为 9 )cos()(cos aay ppp （12-22） 轴承单位宽度上的油膜承载能力 2 11 2 1 2 1 )cos( )cos1 ( )cos(cos 6 )cos( 3 0 2 dd x xr dprdpp a ayy （12-23） 理论上 py乘轴承宽度 B 即得油膜承载能力，但考虑轴承为有限宽，存在端泄，沿轴承 宽 B 压力分布（如图 12-20 所示）引入修正系数 A，考虑端泄的影响。 在角和距轴承中线为 Z 处的油膜压力 2 2
12、 1 B Z App yy （12-24） Z距轴承宽中线的距离；A修正系数，与相对偏心距 x 和宽径比 B/d 有关 油膜能承受的载荷为 2/ 2/ 2 3 0 2/ 2/ 2 2 11 ) 2 (1)cos( )cos1 ( )cos(cos6 B B a B B y dZ B Z Ad x xr dZpF （12-25） 令 2/ 2/ 2 3 0 2 11 ) 2 (1)cos( )cos1 ( )cos(cos 3 B B a dZ B Z Add xB x G 则G dB F 2 （12-27） 或 VB F dB F G 2 22 V轴颈圆周线速度 m/s；B轴承宽；动力粘度 P
13、a.S； F外载，N；CF承载量系数表 12-4，数值积分方法求得。 CF是轴颈在轴承中位置的函数 CF取决于轴承包角，编心率 x 和宽径比 B/d 一定时，CF、x、B/d，hmin越小（x 越大） ，B/d 越大，CF越大，轴承的承载能 力 F 越大。 实际工作时，随外载 F 变化 hmin随之变化，油膜压力发生变化，最终油膜压力使轴颈在 新的位置上与外载保持新的平衡。 3、最小油膜厚度 hmin（保证流体动压润滑的条件） 由上可知，hmin越小，偏心率 x 越大，轴承的承载能力就越大，但 hmin受轴瓦和轴颈表 面粗糙度的限制使之油膜不致破坏，hmin不能小于轴颈与轴瓦表面微观不平度之和
14、。 油膜不致破坏的条件 )( 21minZZ RRSh （12-29） 式中，RZ1，RZ2分别为轴颈表面和轴孔表面微观不平度+点高度 S安全系数，考虑几何形状误差和零件变形及安装误差等因素而取的安全系 数，通常取 S2 10 RZ1，RZ2应根据加工方法参考有关手册确定。一般常取mRZ5 . 2 1 ，mRZ5 2 式 （2-29） 加流体动力润滑的三个基本条件， 即成为形成流体动力润滑的充分必要条件。 五、轴承的热平衡计算 1、轴承中的摩擦与功耗 由牛顿粘性定律： y u 和式（12-15） ，油层中摩擦力 dB r r dB U dB dy du SFf （12-30） dBS轴颈表面积
15、 摩擦系数： p n ppdB dB F F f f 30 2 （12-31） pn/特性系数，f 是pn/的函数图 3-2。 实际工作时摩擦力与摩擦系数要稍大一些， f 要修正 55. 0 p f 随轴承宽径比 B/d 变化的系数， 1/1 1/)( 5 . 1 dB dB B d 时 p轴承平均比压 p；轴颈角速度，rad/s；润滑油的动力粘度 Pa.s r 相对间隙 摩擦功耗引起轴承单位时间内的发热量 H H=fF.V 2、轴承耗油量 进入轴承的润滑油总流量 Q Q=Q1+Q2+Q3Q1m3/s Q1承载区端泄流量与 p、油槽孔、尺寸、包角等轴承结构尺寸因素有关，较难 计算 Q2非承载区端泄流量 Q3轴瓦供油槽两端流出的附加流量 不可忽略 实际使用时引入耗油系数 VBd Q 与偏心率 x 和宽径比 B/d 关系曲线图 12-21 3、轴承温升 控制温升的目的： 工作时摩擦功耗热量温度间隙改变， 使轴承的承载能力下降； 另温升过 高会使金属软化发生抱轴事故，
