第 12 章滑动轴承

新疆大学专用作者：潘存云教授

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§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


分

类

滚动轴承

轴承的功用：用来支承轴及轴上零件。

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

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

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不完全液体润滑滑动轴承


三、滑动轴承的应用领域 1. 工作转速特高的轴承，汽轮发电机； 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； 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。

1) 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

2) 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


潘存云教授研制


作用：用来承受轴向载荷二、推力滑动轴承

结构形式：


2

1

F1

F

2

F

21

F2

1

空心式 --- 轴颈接触面上压力分布较均匀，润滑条件比实心式要好。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。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% 。





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 F

巴氏合金

绕此边线自行倾斜

F


§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 ---- 在载荷得反复作用下，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 :


疲劳点蚀


表面划伤


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(一 ) 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。


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

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。能同时满足这些要求的材料是难找的，

但应根据具体情况主要的使用要求。

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

(二 ) 常用轴承材料


潘存云教授研制潘存云教授研制

1) 轴承合金（白合金、巴氏合金）是锡、铅、锑、铜等金属的合金，锡或铅为基体。优点： 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。

运转时轴瓦温度升高，由于油的膨胀系数比金属大，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 12-1 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

ZSnSb11Cu6 ZSnSb8Cu4

ZPbSb16Sn16Cu2

ZCuSn10P1(10-1锡青铜 )

ZPbSb15Sn56Cu3Cd2

ZCuSn5Pb5Zn5(5-5-5锡青铜 )

ZCuPb30(30铅青铜 )

ZCuAl10Fe3(10-3铝青铜 )

15 12 10

15 4 12

25 12 30

8 3 15

15 10 15

5 8 5

20 60 15

25 80 201 1 1 5

1 1 3 5

3 5 1 1

3 4 4 2

5 5 5 2

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]Mpa m/s MpaXm/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 12-1 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

HT300

HT150HT250

20~35 14 -- 4 3 1 2

14~35 -- -- 1 2 2 2

12 2 10 5 5 1 1

0.1~6 3~0.75 0.3~0.45 4 5 1 1

三元电镀合金

银镀层

灰铸铁


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]Mpa m/s MpaXm/s



10 1 10 5 5 1 1

1~4 2~0.5 -- 4 5 1 1

ZCuZn40Mn4 (40-2锰黄铜 )

28~35 -- -- 2 3 1 1

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



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


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。



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




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



---- 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。

进油孔油槽

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。

F

2) 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 φa




45˚

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。

B

d


§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：


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 ≤ 1 75 3号钙基脂

1.0~6.5 0.5~5 55 2 号钙基脂

≥ 6.5 ≤0.5 75 3号钙基脂

≤ 6.5 0.5~5 120 2 号钙基脂

≥ 6.5 ≤0.5 110 1号钙钠基脂

1.0~6.5 ≤ 1 -55~110 锂基脂

>6.5 0.5 60 2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 <10 Mpa 时可忽略。变化很小0.080.07

0.060.050.04

0.030.020.01

30 40 50 60 70 80 90 ℃

η

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 ↑

粘 --温图

L-TSA32

L-TSA32

L-TSA32

L-TSA32

二、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 12-5 滑动轴承润滑油的选择

<0.1 L-AN68 、 110 、 150 <0.1 L-AN150

0.1~0.3 　 L-AN68 、 110 0.1~0.3 L-AN100 、 150

0.3~2.5 　 L-AN46 、 68 　 0.3~0.6 L-AN100

2.5~5 　　 L-AN32 、 46 0.3~1.2 L-AN68 、 100

5~9.0 　 L-AN15 、 22 、 32 1.2~2.0 L-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< 3 Mpa 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 <60℃


聚氟乙烯树脂

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。

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。

其应用日渐广泛

三、固体润滑剂及其选择特点：可在滑动表面形成固体膜。


§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，由于轴承的不到足够的润滑剂，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] 。， 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 是摩擦力，限制 pv 即间接限制摩擦发热。

１．验算平均压力 p ≤[p] ，以保证强度要求；



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 p

２ .验算摩擦热

v— 轴颈圆周速度， m/s ；

B---- 轴瓦宽度， [p]----许用压强。见下页

p= ≤[p]F

Bd

F

d

n

[ pv]— 轴承材料的许用值。见下页

pv = · F

Bdπdn

60× 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

材料及其代号

铸锡锑轴承合金ZSnSb11Cu6

铸铅锑轴承合金ZPbSb16Sn16Cu2

铸锡青铜ZCuSn10P1

铸锡青铜ZCuSn5Pb5Zn5

铸铝青铜ZCuAl10Fe3

[p]Mpa

[pv]Mpa.m/s

平稳冲击

25

2020

15

HBS金属型砂型

最高工作温度℃ 轴径硬度

150HBS

150HBS

45HBC

45HBC

45HBC

150

150

280

280

280

27

30

90 80

65 60

110 100

15

15

8

15

10

15

15

12

[v]— 材料的许用滑动速度v≤ [v]


表 12-1 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

ZSnSb11Cu6 ZSnSb8Cu4

ZPbSb16Sn16Cu2

ZCuSn10P1(10-1锡青铜 )

ZPbSb15Sn56Cu3Cd2

ZCuSn5Pb5Zn5(5-5-5锡青铜 )

ZCuPb30(30铅青铜 )

ZCuAl10Fe3(10-3铝青铜 )

15 12 10

15 4 12

25 12 30

8 3 15

15 10 15

5 8 5

20 60 15

25 80 201 1 1 5

1 1 3 5

3 5 1 1

3 4 4 2

5 5 5 2

锡青铜

铅青铜

铝青铜


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]Mpa m/s MpaXm/s






４．选择配合一般可选 : H9/d9 或 H8/f7 、 H7/f6

二、止推滑动轴承的计算

zdd

Fp

)(4

21

22

≤[p]

考虑承载的不均匀性， [p] 、 [pv] 应降低 50% 。

F

d1d2

F

d1

d2

已知条件：外加径向载荷 F (N) 、轴颈转速 n(r/mm)

1) 根据轴向载荷和工作要求，选择轴承结构尺寸和材料；2)验算平均压力；

3)验算 pv值

2100060

)( 21

ddn

v ][

)(30000 12

pvddz

nFpv a

z-- 轴环数


表 12-7 止推滑动轴承的 [p] 、 [pv]

未淬火钢青铜 4.0~5.0 1~2.5 铸铁 2.0~2.5

[p] [pv]

轴承合金 5.0~6.0

淬火钢轴承合金 8.0~9.0 1~2.5 青铜 7.5~8.0

淬火钢 12~15

Mpa.m/s Mpa轴环端面、凸缘轴承





FFFF

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，近油量与处油量相等，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。

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。

v


F

v v v

h1

a

a

h2

c

c

v v

h0

b

b

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！

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


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。其运动芳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=ηdud y

B

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；

V

A

x

z

y



取微单元进行受力分析 :

τ

τ+dτ

p+dpp

pdydz+(τ+dτ)dxdz-(p+dp)dydz –τdxdz=0

=dτ

d ydxdp

dydu

τ=η

整理后得：

又有： =ηdxdp d2u

d y2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 2η

1dxdp

边界条件：当 y=0 时， u=-v

→C2 = -v

当 y=h 时， u=0

→C1= h +2η1

dxdp

hv

代入得： u= (y2- hy) +2η

1dxdp

vh

y-h

B

A

x

z

y V



v vF

a

a

c

c

x

z

y

212

1 3

0

hvh

dx

dpudyq

h

x 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

02

1vhqx b-b截面内的流量：

该处速度呈三角形分布，间隙厚度为 h

0

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：

=6ηvdxdp h0-h

h3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。

pmax

x

p

h0

b

b



▲ 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] 。

F

∑ Fy =F

∑ Fx ≠ 0

∑ Fy =F

∑ Fx = 0

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e

φa

h lim



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)

定义 : χ ＝ e / δ 为偏心率

直径间隙： Δ＝ D－ d

半径间隙： δ＝ R－ r ＝ Δ/ 2

定义连心线 OO1为极坐标的极轴：

相对间隙： ψ ＝ δ / r ＝ Δ / d

h lim

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，

e

φa

h 0

设轴孔半径为： R, r 直径为： D ， d ，偏心距 : e 偏位角： φa

在三角形中有： R2 ＝ e2+ （ r+h)2 –2e(r+h)cos v

22

sin1cos

R

eRehr解得：

h

Dd


略去二次微量，并取根号为正号，得：22

sin

R

e

)cos1()cos1( rh任意位置油膜厚度：

将 dx=rdφ, v=rω ， h0, h代入上式得：

压力最大处的油膜厚度： )cos1( 00 h

φ0为压力最大处的极角。

=6ηvdxdp h0-h

h3将一维雷诺方程：改写成极坐标的形式

30

02 )cos1(

)cos(cos6

d

dp

积分得：

13

0

02 )cos1(

)cos(cos6 dp


积分可得轴承单位宽度上的油膜承载力：

)cos()](180cos[ aay ppp

在外载荷方向的分量：

rdprdpp ayy )cos(2

1

2

1

dd

ra )cos(

)cos1(

)cos(cos6

2

1 13

0

02

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

FdD

B/d=1/4

FdD

B/d=1/3

FdD

B/d=1/2

FdD

B/d=1


FdD

……B/d=∞




22

1''B

zCpp yy

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的系数 ;

对于有限宽度轴承，油膜的总承载能力为

p

B

B y CdB

dzpF2

2/

2/ 1

'

式中 Cp为承载量系数，计算很困难，工程上可查表确定。

dD

F

y

z

B

或vB

F

dB

FCP

2

22

解释这些参数的含义


表 12-8 有限宽度滑动轴承的承载量系数 Cp

0.3 0.4 0.5 0.6 0.65 0.7 0.75 0.80 0.85 0.90 0.925 0.95 0.975 0.99

0.3 0.052 0.0826 0.128 0.203 0.259 0.347 0.475 0.699 1.122 2.074 3.352 5.73 15.15 50.52

0.4 0.0893 0.141 0.216 0.339 0.431 0. 573 0.776 1.079 1.775 3.195 5.055 8.393 21.00 65.26

0.5 0.133 0.209 0.317 0.493 0.622 0. 819 1.098 1.572 2.428 4.261 6.615 10.706 25.62 75.86

0.6 0.182 0.283 0.427 0.655 0.819 1. 070 1.418 2.001 3.036 5.214 7.956 12.64 29.17 83.21

0.6 0.234 0.361 0.538 0.816 1.014 1.312 1.720 2.399 3.580 6.029 9.072 14.14 31.88 88.90

0.7 0.287 0.439 0.647 0.972 1.199 1.538 1.95 2.754 4.053 6.721 9.992 15.37 33.99 92.89

0.8 0.339 0.515 0.754 1.118 1.371 1.745 2.248 3.067 4.459 7.294 10.753 16.37 35.66 96.35

0.9 0.391 0.589 0.853 1.253 1.528 1.929 2.469 3.372 4.808 7.772 11.38 17.18 37.00 98.95

1.0 0.440 0.658 0.947 1.377 1.669 2.097 2.664 3.580 5.106 8.186 11.91 17.86 38.12 101.15

1.1 0.487 0.723 1.033 1.489 1.796 2.247 2.838 3.787 5.364 8.533 12.35 18.43 39.04 102.90

1.2 0. 529 0.784 1.111 1.590 1.912 2.379 2.990 3.968 5.586 8.831 12.73 18.91 39.81 104.42

1.3 0. 610 0.891 1.248 1.763 2.099 2.600 3.242 4.266 5.947 9.304 13.34 19.68 41.07 106.84

1.4 0. 763 1.001 1.483 2.070 2.446 2.981 3.671 4.778 6.54 10.091 14.34 20.97 43.11 110.79

承载量系数 Cp

相对偏心率 χ

B/d


四、最小油膜厚度动力润滑轴承的设计应保证： hmin≥[h]

其中： [h]=S(Rz1+Rz2)

S—— 安全系数，常取 S≥2 。

一般轴承可取为 3.2μm 和 6.3μm ，或 1.6 μm 和 3.2μm 。重要轴承可取为 0.8μm 和 1.6μm ，或 0.2μm 和 0.4μm 。

Rz1 、 Rz2—— 分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度。

考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等

加工方法、表面粗糙度及表面微观不平度十点高度 Rz

加工方法

表面粗糙度代号

研磨、抛光、超精加工等

Rz / μm 10 6.3 3.2 1.6 0.8 0.4 0.2 0.1 0.05

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 )3.2 1.6 0.8 0.4 0.2 0.1 0.05 0.025 0.012


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=fρv W

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 ---- 油出口温度℃ ；to ---- 油入口温度℃ ；

α3 ----表面传热系数 W/(m2. ℃ ) 。

滑油带走的热： Q1 = qρc(to-ti) W

轴承散发的热： Q2 =α3πdB (to-ti) W



温升公式：

vvBdq

c

pf

ttt

3

10

vBd

q

其中 ---- 润滑油流量系数；

0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 χ

0.240.220.200.180.160.140.120.100.080.060.04

qψvBd － =0.4B

d

1.3

2.0 1.5

1.0

0.8 0.7 0.6 0.5

0.9


摩擦系数：

55.0p

f

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 :

2/)( 10 tttm 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足，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 ;

1 、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。 2 、相对间隙 ψ

影响因素：载荷和速度，轴径尺寸，宽度 /直径，调心能力，加工精度。


选取原则： 1 ）速度高， ψ取大值；载荷小， ψ取小值； 2 ）直径大，宽径比小，调心性能好，加工精度高， ψ取小值；反之， ψ取大值。

应用 : ψ =

0.001~0.0002---- 汽轮机、电动机、发电机、齿轮变速器 ;

0.0002~0.0015---- 轧钢机铁路机车辆；0.0002~0.00125---- 机床、内燃机。 0.0002~0.00125----鼓风机、离心机。

一般轴承，按如下经验公式计算： 9/31

9/4

10

)60/(n


3 、润滑油粘度 η

6/7

3/1

10

)60/('

n

▲η对承载能力，功耗、温升都有影响；

▲ 根据平均温度： tm = (ti + to )/2 决定润滑油粘度；

▲ 设计时假设， tm=50~75℃ ，计算所得应在：

ti= 35~40℃ ；▲ 初始计算时，可取：


七、液体动力润滑径向滑动轴承的设计过程１．已知条件：外加径向载荷 F(N) ，轴颈转速 n(r/mi

n)

及轴颈直径 d(mm) 。２．设计及验算 ① 保证在平均油温 tm 下 hmin ≥[h]

a) 选择轴承材料，验算 p 、 v 、 pv 。

b) 选择轴承参数，如轴承宽度 (B) 、相对间隙(ψ) 和润滑油 (η) 。c) 计算承载量系数 (Cp)并查表确定偏心率 (χ) 。

d) 计算最小油膜厚度 (hmin) 和许用油膜厚度 ([h]) 。


③ 极限工作能力校核a) 根据直径间隙 (Δ) ，选择配合。

b) 根据最大间隙 (Δmax) 和最小间隙 (Δmin) ，校核轴承的最小油膜厚度和润滑油入口油温。

④ 绘制轴承零件图

② 验算温升 a) 计算轴承与轴颈的摩擦系数 ( f ) 。

c) 计算轴承温升 (Δt ) 和润滑油入口平均温度 ( ti ) 。

b) 根据宽径比 ( B/d) 和偏心率 (χ)查取润滑油流量系数。


§12-8 其它形式滑动轴承简介一、无润滑轴承又称干摩擦轴承

无润滑轴承 ---- 工作时外界不提供润滑剂。自润滑轴承 ---- 轴承材料本身就是固体润滑剂，或轴瓦内含有润滑剂。 1 ）轴承材料及轴径材料

轴承材料 ----为降低磨损，常用工程塑料和碳—石墨；轴径材料 ----为防止锈蚀或降低摩擦系数，常用不锈钢、碳钢镀硬铬，使轴承和轴径两者表面硬度差加大。轴承材料辐射真空水油磨粒耐酸、碱

有填料热性塑料少数可用通常好通常差有填料尚好很好很差

大多数可用，避免用石墨

作填充物

通常差，注意配合表面的粗糙度

尚好或好很好

部分好一般尚好通常好

有填料部分可用好部分尚好

碳—石墨很好很好极差尚好或好好不好好 (除强酸外 )很好、不要加塑料

高温> 200℃

低温<-50℃


b) 轴瓦厚度 ---- 对于完全塑料的轴瓦， δ =d/(12~20), 以金属轴瓦作瓦背时，可适当减薄。

d)表面粗糙度 ----Ra=0.2~0.4 μm

3 ）轴承承载能力失效形式主要是磨损，设计条件是：

p≤ [p] 以及 pv≤ [pv]

c)直径间隙 ----∆ ≈ 0.05d ，且不小于 0.1 mm

2 ）主要设计参数 a ）宽径比： B/d=0.35~1.5



ω ω

将轴瓦内孔做成特殊形状，以产生多个动压油膜，提高轴承的工作稳定性和旋转精度。

1 、椭圆轴承特点：形成两个动压油膜，提高了稳定性。摩擦损耗加大、供油量增大、承载能力降低。矢量之合

2 、三油楔轴承特点：形成三个动压油膜，提高了旋转精度和稳定性。摩擦损耗加大、承载能力降低，制造困难。

ω

固定式可倾式

O1O3

O2O1

O2

制造时两半之间加垫片，镗出圆孔，使用时拆去垫片即可。

潘存云教授研制ω

二、多油楔轴承

F

F





节流器节流器

D~

三、液体静压轴承工作原理：依靠供油装置，将高压油压入轴承间隙中，强制形成油膜。

特点：静压轴承载任何工况下都能胜任工作。

d0

d0

常用节流器

关键器件：节流器节流器作用：根据外载荷的变化自动调节各油腔内的压力。

油台起密封作用


四、空气轴承空气也是一种流体润滑剂，其粘度只有 L-AN7 润滑油的 1/4000 ，摩擦力小到可忽略不计，因此可用于数十万转的超高速轴承。空气轴承的工作原理与液体润滑轴承本质上是一样。分静压和动压两种。

气膜厚度 ----20 μm制造精度↑ 严格过滤

优点： 1) 不随温度变化，可用于高温或低温；2)没有油污染的危险； 3) 回转精度高，运行噪音低。

缺点：承载能力不大，密封困难。

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第 12 章 滑动轴承

第 12 章滑动轴承