第9章滑動軸承工作能力設計9.1

概述9.2

軸承材料9.3

混合潤滑滑動軸承的工作能力設計9.4

流體動壓滑動軸承的工作能力設計1第9章滑動軸承工作能力設計9.1概述9.2軸承材象滾動軸承一樣，滑動軸承也是支承軸的部件。

主要的結構型式為整體式對開式（剖分式）整體式徑向滑動軸承螺紋孔軸承座軸套缺點：1）磨損后，間隙過大無法調整；

2）裝拆不便（只能從端部裝拆）適用場所：多用于低速、輕載或間歇性工作場所（非液體潤滑）9.1概述2象滾動軸承一樣，滑動軸承也是支承軸的部件。主要的結構型式為對開式徑向滑動軸承便于對中和和防止橫向錯動優點：

1)裝拆方便

2)軸瓦磨損后可用減少剖分面處的墊片厚度來調整軸承間隙FF3對開式徑向滑動軸承便于對中和和防止橫向錯動優點：FF3對開式徑向滑動軸承軸承座剖分軸瓦聯接螺栓螺紋孔剖分面軸承蓋4對開式徑向滑動軸承軸承座剖分軸瓦聯接螺栓螺紋孔剖分面軸承蓋4對開式調心軸承凸球面瓦背凹球面支承面整體軸套軸承襯5對開式調心軸承凸球面瓦背凹球面支承面整體軸套軸承襯5滑動軸承的分類按承受載荷分徑向滑動軸承推力滑動軸承按潤滑承載機理分

非流體潤滑滑動軸承液體動壓軸承液體靜壓軸承流體潤滑滑動軸承與滾動軸承相比，滑動軸承的主要特點

（1）適于工作轉速特高、較低的場所；（3）適于具有特大沖擊載荷和振動的場所；（5）適于對徑向尺寸有限制的場所；（4）適于軸承必須剖分安裝的場所（如曲軸支承）；（6）適于在水或腐蝕性介質中工作。（2）能保證軸的支承位置特別精確；6滑動軸承的分類按承受載荷分徑向滑動軸承推力滑動軸承按潤滑承載9.2軸承材料對軸承材料的要求1）良好的減摩性、耐磨性和抗膠合性;2）良好的摩擦順應性、嵌入性和磨合性;3）足夠的強度和耐腐蝕性;常用軸承材料金屬材料如軸承合金、銅合金、鋁基合金和鑄鐵等；多孔質金屬材料；非金屬材料如工程塑料、碳—石墨等。4）良好的導熱性、工藝性、經濟性。79.2軸承材料對軸承材料的要求1）良好的減摩性、耐磨性和1）巴氏合金錫基合金―以錫為軟基體，內含錫或銅硬顆粒鉛基合金―以鉛為軟基體，內含錫或銅硬顆粒巴氏合金的優點：耐磨性、順應性、嵌藏性好巴氏合金（也稱為軸承合金）的缺點：強度低2）銅合金錫青銅―ZQSn10-1、ZQSn6-6-3等；鉛青銅―ZQPb30等；鋁青銅―ZQAl9-4等。銅合金既可做軸瓦，也可做軸承襯81）巴氏合金錫基合金―以錫為軟基體，內含錫或銅硬顆粒鉛基合金3）鋁基軸承合金―具有較高的強度和耐腐蝕性，且價格較軸承合金和銅合金便宜，故應用廣泛。4）灰鑄鐵及耐磨鑄鐵―一般用于低速輕載和不受沖擊載荷的場所。

5）多孔質金屬材料（粉末冶金）―由不同的金屬粉末加上硫錫、鉛及石墨混合后高壓成型，再經過高溫燒結而成的多孔性結構材料，所制成的軸承也稱含油軸承。6）非金屬材料―塑料、橡膠、硬木等93）鋁基軸承合金―具有較高的強度和耐腐蝕性，且價格4）灰鑄鐵9.3混合潤滑滑動軸承的工作能力設計混合摩擦潤滑狀態―非完全液體潤滑滑動軸承的潤滑狀態設計應保證的工作條件為：邊界膜不遭破壞，維持摩擦表面有潤滑油存在。徑向滑動軸承的計算（1）驗算軸承的平均壓力P（為限制過度磨損）B―軸承寬度（根據寬徑比B/d）確定；―軸瓦材料的許用壓力，Mpa;（

其值見表9.1）1.混合潤滑徑向滑動軸承的工作能力設計F—作用在軸承上的徑向載荷，N；109.3混合潤滑滑動軸承的工作能力設計混合摩擦潤滑狀態―非（2）驗算軸承的PV（為限制軸承溫升）（3）驗算軸承的滑動速度V（為限制加速磨損）V―軸徑圓周速度，即滑動速度。―軸承材料的PV許用值，Mpa ．m/s。（其值見表9.1）―許用滑動速度，m/s，（其值見表9.1）n—軸頸的轉速，r/min；11（2）驗算軸承的PV（為限制軸承溫升）（3）驗算軸承的滑動速例題9.1處于邊界潤滑狀態的徑向滑動軸承，徑向外載荷為3.0kN，軸頸的轉速為1000r/min，工作溫度最高為130℃，軸頸允許的最小直徑為65mm。試設計此軸承。解：（1）初取軸承的內徑D=75mm。（3）軸承的工作能力計算：（2）設軸承的寬徑比B/D=1，則軸承的寬度B=D=75mm。1）平均壓強的計算2）速度計算12例題9.1處于邊界潤滑狀態的徑向滑動軸承，徑向外載荷為3.3）pv值計算

4）查表9.1根據計算的工作參數可選擇錫青銅，牌號為

ZCuSn10P1。其相應的最大許用值為：＜＜＜軸承的工作能力滿足要求。133）pv值計算4）查表9.1根據計算的工作參數可選擇錫青2.混合潤滑推力軸承的工作能力設計（1

）校驗平均壓強P（為限制過度磨損）―軸承孔直徑，mm；―軸環直徑，mm；―軸向載荷，N；―推力環的數目；k―考慮承載面積因油溝而減少的系數，隨油溝的數目與寬度的不同取

k=0.8~0.9。142.混合潤滑推力軸承的工作能力設計（1）校驗平均壓強（2）校驗pv值（為限制軸承的溫升）V—推力軸頸平均直徑上的圓周速度，m/s。[p]、[pv]—所用材料的許用值，見表9.1?！飳τ诙喹h軸承因各環受力不均，這些許用值比表9.1中值要降低20%~30%。15（2）校驗pv值（為限制軸承的溫升）V—推力軸頸平均直徑上uy9.4流體動壓滑動軸承的工作能力設計1.流體動壓潤滑的機理推導基本方程的合理假設：1）流體為牛頓流體；2）流體為層流流動；3）流體不可壓縮；4）忽略流體的慣性力和重力；5）沿膜厚方向油膜壓力不變。xzz212116uy9.4流體動壓滑動軸承的工作能力設計1uyxz對微單元油膜求X方向的平衡方程，得：整理后得：（9.6）17uyxz對微單元油膜求X方向的平衡方程，得：假設流體為牛頓流體，則有物理方程：將式（9.7）代入式（9.6），得：

（9.8）（9.7）將式（9.8）積分，得到油膜沿著膜厚方向（z軸）的速度分布:

根據邊界條件：

z=h時，u=0；z=0時，u=Uh。則積分常數C1、C2分別為:

；18假設流體為牛頓流體，則有物理方程：將式（9.7）代入式（9.潤滑油單位時間內沿x方向，流過任意截面單位寬度面積的體積流量為：假設潤滑油沿y軸不流動（無端泄），且不可壓縮流體流量是連續的，則在任何截面上的qx都是常數，即:整理后得:一維雷諾方程

19潤滑油單位時間內沿x方向，流過任意截面單位寬度面積的假設潤滑由一維雷諾方程可得出形成流體動壓潤滑油膜壓力的基本條件：（4）有足夠充足的供油量。（1）潤滑油要具有一定的粘度。（2）兩摩擦表面要具有一定的相對滑動速度。（3）相對滑動的表面要形成收斂的楔形間隙。uhh＞h0h＜h0h＞h0h＜h0h=h0，速度分布zh1h0h2x20由一維雷諾方程可得出形成流體動壓潤滑油膜壓力的基本條件：（（2）（b）圖為軸頸開始轉動時，轉速極低，帶入軸承間隙中的油量較少，軸瓦給軸頸的摩擦力與軸頸表面圓周速度相反，迫使軸頸沿孔壁向左爬升；2流體動壓徑向滑動軸承的主要幾何參數d徑向滑動軸承形成流體動力潤滑的的過程D（1）（a）圖為軸頸靜止時，軸頸在最低位置與軸瓦接觸；（b）（3）隨著軸頸轉速增大，帶入楔形空間的潤滑油增加，動力油膜將軸頸向右浮起。FωFfωFFfωF（a）F（c）ωFωF21（2）（b）圖為軸頸開始轉動時，轉速極低，帶入軸承間隙中的徑向滑動軸承的主要幾何參數直徑間隙：半徑間隙：（1）相對間隙：偏心距：Pmax（2）偏心率：Ddoωeo122徑向滑動軸承的主要幾何參數直徑間隙：半徑間隙：（1）相對間隙o1Pmaxoβθ（3）偏位角θ和軸承包角β徑向滑動軸承穩定工作時，徑向外載荷F與軸承孔和軸頸中心連心線之間的夾角θ稱為偏位角F軸承包角β一般為120°和180°（4）最小油膜厚度hmin（5）承載區內任意處的油膜厚度hφe23o1Pmaxoβθ（3）偏位角θ和軸承包角β徑向滑動軸承穩定3流體動壓徑向滑動軸承的工作能力設計滑動軸承的失效形式1）磨粒磨損：由殘留切屑或潤滑油中的污物顆粒造成；5）刮傷：由硬顆?；蜉S徑表面的粗糙輪廓峰頂引起。2）膠合：溫升過高使軸承和軸頸發生膠合導致粘著磨損；4）疲勞剝落：接觸變應力反復作用的結果；3）腐蝕磨損

潤滑油在使用過程中生成酸性物質或生成黑色硬質氧化蝕導致點狀剝落和腐蝕磨損；★前三項為主要失效形式。243流體動壓徑向滑動軸承的工作能力設計滑動軸承的失效形式1設計準則：保證軸承具有一定承載能力的同時嚴格控制溫升。（1）承載量的設計流體動壓潤滑徑向滑動軸承，取其承載量為：η—潤滑油的動力粘度，Pa·s；ω—軸頸的角速度，rad/s。CP

—承載系數式中：承載系數CP越大，承載能力越大。25設計準則：保證軸承具有一定承載能力的同時嚴格控制溫升。（1）B/dχ0.30.40.50.60.650.70.750.800.850.30.05220.08260.1280.2030.2590.3470.4750.6991.1220.40.08930.1410.2160.3390.4310.5730.7761.0791.7750.50.1330.2090.3170.4930.6220.8191.0981.5722.4280.60.1820.2830.4270.6550.8191.0701.4182.0013.0360.70.2340.3610.5380.8161.0141.3121.7202.3993.5800.80.2870.4390.6470.9721.1991.5381.9652.7544.0530.90.3390.5150.7541.1181.3711.7452.2483.0674.4591.00.3910.5890.8531.2531.5281.9292.4693.3724.808表9.2

有限寬軸承的承載量系數CP

（節選）比較軸承的承載量系數CP和寬徑比B/d、偏心率χ間的關系。26B/dχ0.30.40.50.60.650.70.750.8★但最小油膜厚度hmin受到軸頸和軸承表面粗造度、軸的剛性及軸承與軸頸的幾何形狀誤差等的限制。應滿足：★偏心率x愈大則hmin愈小，軸承的承載能力就愈大。―分別為軸、軸承孔表面粗糙度十點高度。S―安全系數，常取S≥2。27★但最小油膜厚度hmin受到軸頸和軸承表面粗造度、軸的剛性（3）軸承的熱平衡計算溫升的原因：軸承工作時摩擦功耗轉變為熱量,使潤滑油溫度升高。溫升過高的后果：軸承承載能力降低。―軸承摩擦所產生的熱量；―流出的油帶走的熱量；―軸承表面通過輻射和傳導散發的熱量。熱平衡計算的目的：將軸承的溫升限制在允許的范圍內。達到熱平衡狀態的條件為：28（3）軸承的熱平衡計算溫升的原因：軸承工作時摩擦功耗轉變為熱

q—潤滑油流量，按潤滑油流量系數求出，m3/s；

ρ—潤滑油的密度，對礦物油為850~900kg/m3；

c—潤滑油的比熱容，對礦物油為1675~2090J/(Kg·℃)；

t0—油的出口溫度，℃；

t1—油的入口溫度，通常由于冷卻設備的限制，取為35~40℃；αS—為軸承的表面傳熱系數（取值見教材）；

B―軸承寬度（根據寬徑比B/d）確定；

d―軸的直徑。熱平衡條件：

Q=Q1+Q2

即29q—潤滑油流量，按潤滑油流量系數求出，m3/s；熱平衡―潤滑油流量―潤滑油的密度―潤滑油的比熱容―油的出口溫度―油的進口溫度―軸承的表面傳熱系數——潤滑油流量系數。，，=潤滑油的溫度差，單位為°C。30―潤滑油流量―潤滑油的密度―潤滑油的比熱容―油的出口溫度―油―摩擦系數（當B/d＜1）（當B/d≥1）軸承承載能力計算時，涉及到的幾種溫度及其關系潤滑油的入口溫度，單位為°C。潤滑油的出口溫度，單位為°C。潤滑油的溫度差，單位為°C。潤滑油的平均溫度，單位為°C，是計算承載能力的依據注意：潤滑油從入口到出口的過程溫度逐漸升高。tm的具體要求請見教材31―摩擦系數（當B/d＜1）（當B/d≥1）軸承承具體設計時，應先給定平均溫度tm然后計算：=再計算入口溫度：當：軸承不易達到熱平衡狀態，應加大間隙并適當降低軸瓦表面粗糙度，再行計算。軸承易達到熱平衡狀態，軸承承載能力富裕，可適當加大軸瓦表面粗糙度，再行計算。32具體設計時，應先給定平均溫度tm然后計算：=再計算入口溫度：（4）參數選擇①寬徑比B/d一般軸承的寬徑比B/d的范圍：0.3~1.5寬徑比小：▲增大端泄量降低溫度?！\轉的平穩性好?！休d能力下降。PPFF寬徑比大：▲端泄速度慢，不利于散熱。▲寬度B大，支承剛度好?！休d能力大。高速軸承B/d宜選較小值；有支承剛度要求B/d宜選較大值詳細內容見教材FF33（4）參數選擇①寬徑比B/d一般軸承的寬徑比B/不同寬徑比軸承的壓力分布dDwB=131==12（a）F（a）圖：周向分布（b）圖：軸向分布Bd=14（b）Bd=∞34不同寬徑比軸承的壓力分布dDwB=131==12（a）F（a②相對間隙ψ一般軸承選取ψ的經驗公式：ψ選取的依據：載荷和速度n——軸頸轉速，r/min?！d荷大，ψ選小值（hmin?。D速高，ψ選大值，端泄速度高，散熱快。詳細內容見教材

理論相對間隙：35②相對間隙ψ一般軸承選取ψ的經驗公式：ψ選取的依據：載荷和

③

軸承的動力粘度η軸承的動力粘度η對軸承的承載能力、功耗和溫升影響很大。平均溫度tm過低，粘度η較大，算出的承載能力偏高，反之承載能力偏低。計算時，應先初選平均溫度tm=50~75°C步驟：初選tm初選η驗算ti如不滿足ti=35~40°C

，應重新選擇動力粘度η再做計算36③軸承的動力粘度η軸承的動力粘度η對軸承的承載能力、功耗粘度η的兩種計算方法（a）方法一（一般軸承初選粘度η步驟）▲再按公式（4-4，P53）：（b）方法二▲根據軸承平均溫度tm（一般tm=50~75°C）初選運動粘度ν

；tm=（

35~40°C）▲根據軸頸轉速n初選粘度η′：▲根據η驗算運動粘度ν:▲根據運動粘度ν驗算平均溫度:▲完成設計后再按熱平衡條件驗算軸承的入口溫度ti

并應使：ti=（

35~40°C）37粘度η的兩種計算方法（a）方法一（一般軸承初選粘度η步驟）▲例題9.2

設計一機床的液體動力潤滑徑向滑動軸承，載荷垂直向下，工作情況穩定，采用對開式軸承。已知工作載荷F=100000N，軸頸直徑d=200mm，轉速n=500r/min，在水平剖分面單側供油。解：1．選擇軸承寬度、軸瓦材料、潤滑油牌號及配合（1）選擇軸承寬度根據機床軸承常用的寬徑比范圍，取寬徑比為1。則軸承寬度（2）按非液體滑動軸承的設計準則選擇軸瓦材料

1）計算軸頸圓周速度2）計算軸承工作壓力38例題9.2設計一機床的液體動力潤滑徑向滑動軸承，載荷垂直2）計算相應的運動粘度取潤滑油密度3）計算PV值查表9.1，軸承材料為ZCuSn10P1。（3）選擇潤滑油牌號1）初估潤滑油動力粘度由式（9.24）：由式（2.7）：392）計算相應的運動粘度取潤滑油密度3）計算PV值查3）選定平均油溫現選平均油溫1）估算相對間隙由式（9.23）取ψ為0.00125（4）選擇配合2）估算直徑間隙根據直徑間隙△=0.25mm，按GB/T1801-1999選配合查得軸承孔尺寸公差為:，軸頸尺寸公差為:。403）選定平均油溫現選平均油溫1）估算相對間隙由式（9.22．潤滑狀態的計算（1）計算最大、最小間隙（2）計算最大、最小相對間隙412．潤滑狀態的計算（1）計算最大、最小間隙（2）計算最大、最2）換算出潤滑油在tm=50°時的動力粘度1）按t=50℃查出粘度等級為68的潤滑油的運動粘度由圖2.9查得：ν50

=40cSt（3）計算承載量系數由式（9.16）計算出承載系數CP（4）求軸承偏心率根據CP及B/d的值查表9.2，經過插算求出偏心率422）換算出潤滑油在tm=50°時的動力粘度1）按t=（5）計算最小油膜厚度（6）確定軸頸、軸承孔表面粗糙度十點高度按加工精度要求取軸頸表面粗糙度等級為：，則得軸頸粗糙度十點高度軸承孔粗糙度十點高度取軸承孔表面粗糙度等級為：因：，故滿足工作可靠性要求。43（5）計算最小油膜厚度（6）確定軸頸、軸承孔表面粗糙度十點高（7）計算許用油膜厚度取安全系數S=2，由式（12-26）故滿足工作可靠性要求3．熱平衡計算（1）計算軸承與軸頸的摩擦系數因軸承的寬徑比B/d=1，取隨寬徑比變化的系數ζ＝１則：44（7）計算許用油膜厚度取安全系數S=2，由式（12-26）（2）查出潤滑油流量系數由寬徑比B/d，偏心率χ1=0.78，χ2=0.78

，查圖9.5，得潤滑油流量系數

45（2）查出潤滑油流量系數由寬徑比B/d，偏心率χ1=0.78（3）計算潤滑油溫升根據潤滑油密度ρ=900kg/m3

,取比熱容c=1800J/(kg·C)，表面傳熱系數αs=80W/(m2·C)，由式（9.20）得：46（3）計算潤滑油溫升根據潤滑油密度ρ=900kg/m3,?。?）計算潤滑油入口溫度

，超過不多，故所選配合可用。因一般取47（4）計算潤滑油入口溫度，超過不多，故所選第9章滑動軸承工作能力設計9.1

概述9.2

軸承材料9.3

混合潤滑滑動軸承的工作能力設計9.4

流體動壓滑動軸承的工作能力設計48第9章滑動軸承工作能力設計9.1概述9.2軸承材象滾動軸承一樣，滑動軸承也是支承軸的部件。

主要的結構型式為整體式對開式（剖分式）整體式徑向滑動軸承螺紋孔軸承座軸套缺點：1）磨損后，間隙過大無法調整；

2）裝拆不便（只能從端部裝拆）適用場所：多用于低速、輕載或間歇性工作場所（非液體潤滑）9.1概述49象滾動軸承一樣，滑動軸承也是支承軸的部件。主要的結構型式為對開式徑向滑動軸承便于對中和和防止橫向錯動優點：

1)裝拆方便

2)軸瓦磨損后可用減少剖分面處的墊片厚度來調整軸承間隙FF50對開式徑向滑動軸承便于對中和和防止橫向錯動優點：FF3對開式徑向滑動軸承軸承座剖分軸瓦聯接螺栓螺紋孔剖分面軸承蓋51對開式徑向滑動軸承軸承座剖分軸瓦聯接螺栓螺紋孔剖分面軸承蓋4對開式調心軸承凸球面瓦背凹球面支承面整體軸套軸承襯52對開式調心軸承凸球面瓦背凹球面支承面整體軸套軸承襯5滑動軸承的分類按承受載荷分徑向滑動軸承推力滑動軸承按潤滑承載機理分

非流體潤滑滑動軸承液體動壓軸承液體靜壓軸承流體潤滑滑動軸承與滾動軸承相比，滑動軸承的主要特點

（1）適于工作轉速特高、較低的場所；（3）適于具有特大沖擊載荷和振動的場所；（5）適于對徑向尺寸有限制的場所；（4）適于軸承必須剖分安裝的場所（如曲軸支承）；（6）適于在水或腐蝕性介質中工作。（2）能保證軸的支承位置特別精確；53滑動軸承的分類按承受載荷分徑向滑動軸承推力滑動軸承按潤滑承載9.2軸承材料對軸承材料的要求1）良好的減摩性、耐磨性和抗膠合性;2）良好的摩擦順應性、嵌入性和磨合性;3）足夠的強度和耐腐蝕性;常用軸承材料金屬材料如軸承合金、銅合金、鋁基合金和鑄鐵等；多孔質金屬材料；非金屬材料如工程塑料、碳—石墨等。4）良好的導熱性、工藝性、經濟性。549.2軸承材料對軸承材料的要求1）良好的減摩性、耐磨性和1）巴氏合金錫基合金―以錫為軟基體，內含錫或銅硬顆粒鉛基合金―以鉛為軟基體，內含錫或銅硬顆粒巴氏合金的優點：耐磨性、順應性、嵌藏性好巴氏合金（也稱為軸承合金）的缺點：強度低2）銅合金錫青銅―ZQSn10-1、ZQSn6-6-3等；鉛青銅―ZQPb30等；鋁青銅―ZQAl9-4等。銅合金既可做軸瓦，也可做軸承襯551）巴氏合金錫基合金―以錫為軟基體，內含錫或銅硬顆粒鉛基合金3）鋁基軸承合金―具有較高的強度和耐腐蝕性，且價格較軸承合金和銅合金便宜，故應用廣泛。4）灰鑄鐵及耐磨鑄鐵―一般用于低速輕載和不受沖擊載荷的場所。

5）多孔質金屬材料（粉末冶金）―由不同的金屬粉末加上硫錫、鉛及石墨混合后高壓成型，再經過高溫燒結而成的多孔性結構材料，所制成的軸承也稱含油軸承。6）非金屬材料―塑料、橡膠、硬木等563）鋁基軸承合金―具有較高的強度和耐腐蝕性，且價格4）灰鑄鐵9.3混合潤滑滑動軸承的工作能力設計混合摩擦潤滑狀態―非完全液體潤滑滑動軸承的潤滑狀態設計應保證的工作條件為：邊界膜不遭破壞，維持摩擦表面有潤滑油存在。徑向滑動軸承的計算（1）驗算軸承的平均壓力P（為限制過度磨損）B―軸承寬度（根據寬徑比B/d）確定；―軸瓦材料的許用壓力，Mpa;（

其值見表9.1）1.混合潤滑徑向滑動軸承的工作能力設計F—作用在軸承上的徑向載荷，N；579.3混合潤滑滑動軸承的工作能力設計混合摩擦潤滑狀態―非（2）驗算軸承的PV（為限制軸承溫升）（3）驗算軸承的滑動速度V（為限制加速磨損）V―軸徑圓周速度，即滑動速度。―軸承材料的PV許用值，Mpa ．m/s。（其值見表9.1）―許用滑動速度，m/s，（其值見表9.1）n—軸頸的轉速，r/min；58（2）驗算軸承的PV（為限制軸承溫升）（3）驗算軸承的滑動速例題9.1處于邊界潤滑狀態的徑向滑動軸承，徑向外載荷為3.0kN，軸頸的轉速為1000r/min，工作溫度最高為130℃，軸頸允許的最小直徑為65mm。試設計此軸承。解：（1）初取軸承的內徑D=75mm。（3）軸承的工作能力計算：（2）設軸承的寬徑比B/D=1，則軸承的寬度B=D=75mm。1）平均壓強的計算2）速度計算59例題9.1處于邊界潤滑狀態的徑向滑動軸承，徑向外載荷為3.3）pv值計算

4）查表9.1根據計算的工作參數可選擇錫青銅，牌號為

ZCuSn10P1。其相應的最大許用值為：＜＜＜軸承的工作能力滿足要求。603）pv值計算4）查表9.1根據計算的工作參數可選擇錫青2.混合潤滑推力軸承的工作能力設計（1

）校驗平均壓強P（為限制過度磨損）―軸承孔直徑，mm；―軸環直徑，mm；―軸向載荷，N；―推力環的數目；k―考慮承載面積因油溝而減少的系數，隨油溝的數目與寬度的不同取

k=0.8~0.9。612.混合潤滑推力軸承的工作能力設計（1）校驗平均壓強（2）校驗pv值（為限制軸承的溫升）V—推力軸頸平均直徑上的圓周速度，m/s。[p]、[pv]—所用材料的許用值，見表9.1?！飳τ诙喹h軸承因各環受力不均，這些許用值比表9.1中值要降低20%~30%。62（2）校驗pv值（為限制軸承的溫升）V—推力軸頸平均直徑上uy9.4流體動壓滑動軸承的工作能力設計1.流體動壓潤滑的機理推導基本方程的合理假設：1）流體為牛頓流體；2）流體為層流流動；3）流體不可壓縮；4）忽略流體的慣性力和重力；5）沿膜厚方向油膜壓力不變。xzz212163uy9.4流體動壓滑動軸承的工作能力設計1uyxz對微單元油膜求X方向的平衡方程，得：整理后得：（9.6）64uyxz對微單元油膜求X方向的平衡方程，得：假設流體為牛頓流體，則有物理方程：將式（9.7）代入式（9.6），得：

（9.8）（9.7）將式（9.8）積分，得到油膜沿著膜厚方向（z軸）的速度分布:

根據邊界條件：

z=h時，u=0；z=0時，u=Uh。則積分常數C1、C2分別為:

；65假設流體為牛頓流體，則有物理方程：將式（9.7）代入式（9.潤滑油單位時間內沿x方向，流過任意截面單位寬度面積的體積流量為：假設潤滑油沿y軸不流動（無端泄），且不可壓縮流體流量是連續的，則在任何截面上的qx都是常數，即:整理后得:一維雷諾方程

66潤滑油單位時間內沿x方向，流過任意截面單位寬度面積的假設潤滑由一維雷諾方程可得出形成流體動壓潤滑油膜壓力的基本條件：（4）有足夠充足的供油量。（1）潤滑油要具有一定的粘度。（2）兩摩擦表面要具有一定的相對滑動速度。（3）相對滑動的表面要形成收斂的楔形間隙。uhh＞h0h＜h0h＞h0h＜h0h=h0，速度分布zh1h0h2x67由一維雷諾方程可得出形成流體動壓潤滑油膜壓力的基本條件：（（2）（b）圖為軸頸開始轉動時，轉速極低，帶入軸承間隙中的油量較少，軸瓦給軸頸的摩擦力與軸頸表面圓周速度相反，迫使軸頸沿孔壁向左爬升；2流體動壓徑向滑動軸承的主要幾何參數d徑向滑動軸承形成流體動力潤滑的的過程D（1）（a）圖為軸頸靜止時，軸頸在最低位置與軸瓦接觸；（b）（3）隨著軸頸轉速增大，帶入楔形空間的潤滑油增加，動力油膜將軸頸向右浮起。FωFfωFFfωF（a）F（c）ωFωF68（2）（b）圖為軸頸開始轉動時，轉速極低，帶入軸承間隙中的徑向滑動軸承的主要幾何參數直徑間隙：半徑間隙：（1）相對間隙：偏心距：Pmax（2）偏心率：Ddoωeo169徑向滑動軸承的主要幾何參數直徑間隙：半徑間隙：（1）相對間隙o1Pmaxoβθ（3）偏位角θ和軸承包角β徑向滑動軸承穩定工作時，徑向外載荷F與軸承孔和軸頸中心連心線之間的夾角θ稱為偏位角F軸承包角β一般為120°和180°（4）最小油膜厚度hmin（5）承載區內任意處的油膜厚度hφe70o1Pmaxoβθ（3）偏位角θ和軸承包角β徑向滑動軸承穩定3流體動壓徑向滑動軸承的工作能力設計滑動軸承的失效形式1）磨粒磨損：由殘留切屑或潤滑油中的污物顆粒造成；5）刮傷：由硬顆?；蜉S徑表面的粗糙輪廓峰頂引起。2）膠合：溫升過高使軸承和軸頸發生膠合導致粘著磨損；4）疲勞剝落：接觸變應力反復作用的結果；3）腐蝕磨損

潤滑油在使用過程中生成酸性物質或生成黑色硬質氧化蝕導致點狀剝落和腐蝕磨損；★前三項為主要失效形式。713流體動壓徑向滑動軸承的工作能力設計滑動軸承的失效形式1設計準則：保證軸承具有一定承載能力的同時嚴格控制溫升。（1）承載量的設計流體動壓潤滑徑向滑動軸承，取其承載量為：η—潤滑油的動力粘度，Pa·s；ω—軸頸的角速度，rad/s。CP

—承載系數式中：承載系數CP越大，承載能力越大。72設計準則：保證軸承具有一定承載能力的同時嚴格控制溫升。（1）B/dχ0.30.40.50.60.650.70.750.800.850.30.05220.08260.1280.2030.2590.3470.4750.6991.1220.40.08930.1410.2160.3390.4310.5730.7761.0791.7750.50.1330.2090.3170.4930.6220.8191.0981.5722.4280.60.1820.2830.4270.6550.8191.0701.4182.0013.0360.70.2340.3610.5380.8161.0141.3121.7202.3993.5800.80.2870.4390.6470.9721.1991.5381.9652.7544.0530.90.3390.5150.7541.1181.3711.7452.2483.0674.4591.00.3910.5890.8531.2531.5281.9292.4693.3724.808表9.2

有限寬軸承的承載量系數CP

（節選）比較軸承的承載量系數CP和寬徑比B/d、偏心率χ間的關系。73B/dχ0.30.40.50.60.650.70.750.8★但最小油膜厚度hmin受到軸頸和軸承表面粗造度、軸的剛性及軸承與軸頸的幾何形狀誤差等的限制。應滿足：★偏心率x愈大則hmin愈小，軸承的承載能力就愈大。―分別為軸、軸承孔表面粗糙度十點高度。S―安全系數，常取S≥2。74★但最小油膜厚度hmin受到軸頸和軸承表面粗造度、軸的剛性（3）軸承的熱平衡計算溫升的原因：軸承工作時摩擦功耗轉變為熱量,使潤滑油溫度升高。溫升過高的后果：軸承承載能力降低。―軸承摩擦所產生的熱量；―流出的油帶走的熱量；―軸承表面通過輻射和傳導散發的熱量。熱平衡計算的目的：將軸承的溫升限制在允許的范圍內。達到熱平衡狀態的條件為：75（3）軸承的熱平衡計算溫升的原因：軸承工作時摩擦功耗轉變為熱

q—潤滑油流量，按潤滑油流量系數求出，m3/s；

ρ—潤滑油的密度，對礦物油為850~900kg/m3；

c—潤滑油的比熱容，對礦物油為1675~2090J/(Kg·℃)；

t0—油的出口溫度，℃；

t1—油的入口溫度，通常由于冷卻設備的限制，取為35~40℃；αS—為軸承的表面傳熱系數（取值見教材）；

B―軸承寬度（根據寬徑比B/d）確定；

d―軸的直徑。熱平衡條件：

Q=Q1+Q2

即76q—潤滑油流量，按潤滑油流量系數求出，m3/s；熱平衡―潤滑油流量―潤滑油的密度―潤滑油的比熱容―油的出口溫度―油的進口溫度―軸承的表面傳熱系數——潤滑油流量系數。，，=潤滑油的溫度差，單位為°C。77―潤滑油流量―潤滑油的密度―潤滑油的比熱容―油的出口溫度―油―摩擦系數（當B/d＜1）（當B/d≥1）軸承承載能力計算時，涉及到的幾種溫度及其關系潤滑油的入口溫度，單位為°C。潤滑油的出口溫度，單位為°C。潤滑油的溫度差，單位為°C。潤滑油的平均溫度，單位為°C，是計算承載能力的依據注意：潤滑油從入口到出口的過程溫度逐漸升高。tm的具體要求請見教材78―摩擦系數（當B/d＜1）（當B/d≥1）軸承承具體設計時，應先給定平均溫度tm然后計算：=再計算入口溫度：當：軸承不易達到熱平衡狀態，應加大間隙并適當降低軸瓦表面粗糙度，再行計算。軸承易達到熱平衡狀態，軸承承載能力富裕，可適當加大軸瓦表面粗糙度，再行計算。79具體設計時，應先給定平均溫度tm然后計算：=再計算入口溫度：（4）參數選擇①寬徑比B/d一般軸承的寬徑比B/d的范圍：0.3~1.5寬徑比?。骸龃蠖诵沽拷档蜏囟?。▲運轉的平穩性好?！休d能力下降。PPFF寬徑比大：▲端泄速度慢，不利于散熱。▲寬度B大，支承剛度好。▲承載能力大。高速軸承B/d宜選較小值；有支承剛度要求B/d宜選較大值詳細內容見教材FF80（4）參數選擇①寬徑比B/d一般軸承的寬徑比B/不同寬徑比軸承的壓力分布dDwB=131==12（a）F（a）圖：周向分布（b）圖：軸向分布Bd=14（b）Bd=∞81不同寬徑比軸承的壓力分布dDwB=131==12（a）F（a②相對間隙ψ一般軸承選取ψ的經驗公式：ψ選取的依據：載荷和速度n——軸頸轉速，r/min?！d荷大，ψ選小值（hmin?。D速高，ψ選大值，端泄速度高，散熱快。詳細內容見教材

理論相對間隙：82②相對間隙ψ一般軸承選取ψ的經驗公式：ψ選取的依據：載荷和

③

軸承的動力粘度η軸承的動力粘度η對軸承的承載能力、功耗和溫升影響很大。平均溫度tm過低，粘度η較大，算出的承載能力偏高，反之承載能力偏低。計算時，應先初選平均溫度tm=50~75°C步驟：初選tm初選η驗算ti如不滿足ti=35~40°C

，應重新選擇動力粘度η再做計算83③軸承的動力粘度η軸承的動力粘度η對軸承的承載能力、功耗粘度η的兩