第七章滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計§7-1概述按承載(chéngzài)方向分—向心滑動軸承

推力滑動軸承—主要承受徑向載荷Fr

—主要承受軸向載荷

Fa一、滑動軸承分類：按摩擦狀態分—非液體摩擦滑動軸承和液體摩擦滑動軸承；按結構形式分—整體式、剖分式

和自動調心式等；滑動軸承(軸瓦)間隙配合Fr精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－概述二、滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)的摩擦狀態：1、干摩擦狀態應避免此種摩擦狀態。摩擦面間無潤滑劑，功率損失嚴重，磨損劇烈，溫升高，軸瓦易破壞。摩擦面微觀現象2、邊界摩擦狀態摩擦表面間有潤滑油存在，油中的極性分子吸附在金屬表面上，形成了一層極薄的邊界油膜。但仍有尖峰部分直接接觸。摩擦系數f＝0.01～0.1邊界油膜放大精品資料第七章滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計－概述3、液體摩擦(mócā)狀態兩摩擦表面完全被潤滑油分隔開，形成了一定厚度的壓力油膜。是潤滑油分子之間的摩擦，摩擦系數極小，f＝0.001~0.008。重要軸承采用這種摩擦狀態。壓力油膜4、混合摩擦狀態—半干摩擦、邊界摩擦、半液體摩擦、液體摩擦狀態混合多數滑動軸承處于這種摩擦狀態。非液體摩擦滑動軸承——邊界摩擦或混合摩擦狀態液體摩擦滑動軸承——液體摩擦狀態靜壓軸承動壓軸承精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－概述滑動軸承的適用(shìyòng)場合：低速輕載、精度不高非液體摩擦滑動軸承高速滾動軸承壽命大為降低重載滾動軸承造價高承受巨大沖擊和振動載荷油膜的緩沖和阻尼作用支承精度特別高滑動軸承零件少某些特殊場合徑向尺寸受限制、曲軸軸承等三、滑動軸承的主要特點：●工作平穩，無噪聲；●適合于高速(液體摩擦)；●液體摩擦時功率損失??；●徑向尺寸小而且可剖分。連桿精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－概述體中內摩擦阻力的大小(dàxiǎo)。常用潤滑劑（第十四章）：潤滑油

1、潤滑油的性能及選擇▲黏度:四、滑動軸承的潤滑潤滑脂

固體潤滑劑

表征了流動的液牛頓流體黏性定律：動力黏度油層間的剪應力速度梯度u=v

移動件

O

x

y

h

y

靜止件u

平行平板間油的流動

ττv液體層流—液體，用途最廣泛；—半固體，一般用于中、低速；—主要用作油、脂的添加劑，也可單獨使用。黏度越高→內摩擦力越大精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－概述黏度是最重要(zhòngyào)的性能指標，是選擇潤滑油的主要依據。黏度的單位:動力黏度η

運動黏度ν

單位Pa?

S（帕秒），1Pa?S＝1N?

S/m2主要用于流體動力學計算同溫下流體的密度(kg/m3)運動黏度單位換算國際單位制物理單位稱為St(斯)常用單位稱為cSt(厘斯)工業用潤滑油的黏度用運動黏度，單位用cSt（厘斯）。精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－概述注意(zhùyì)：潤滑油的黏度并不是定值，隨溫度和壓力的變化而變化，溫度的影響最大。溫度升高

黏度下降壓力升高

黏度上升但壓力對黏度的影響較小，通常忽略不計。▲油性:

也稱潤滑性，表征油國標規定，40℃時黏度的平均值為該潤滑油牌號的黏度。中的極性分子對金屬表面的吸附性能。油性好則摩擦系數小黏－溫曲線精品資料第七章滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計－概述潤滑油的選擇(xuǎnzé)原則：▲凝點—反映潤滑油的低溫工作性能?！W點—反映潤滑油高溫下工作的安全性。●載荷大—難以形成油膜，●速度高—摩擦力大，●工作溫度高—黏度下降，2、潤滑脂的性能及選擇根據黏度選擇潤滑油的牌號●壓強大—油易被擠出，鈣基潤滑脂——抗水性好、耐熱性差、價廉鈉基潤滑脂——抗水性差、耐熱性好、防腐性較好鋰基潤滑脂——抗水性和耐熱性好鋁基潤滑脂——抗水性好、耐熱性差、有防銹作用選黏度高的油選黏度低的油選黏度高的油選黏度高的油精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－概述針入度—表征潤滑脂的稀稠度，類似(lèisì)于油的黏度；滴點—表征潤滑脂耐高溫的性能。潤滑脂的選擇原則：●工作環境有水汽，選鈣基潤滑脂或鋁基潤滑脂；●工作溫度高，選鈉基潤滑脂；●有水汽而且工作溫度高，則應選鋰基潤滑脂。潤滑脂的主要性能指標：潤滑脂越稠針入度↓承載能力↑摩擦阻力↑潤滑脂工作溫度一般應低于滴點20℃～30℃潤滑脂常用于低速、輕載的非液體摩擦滑動軸承中精品資料第七章滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計－非液體摩擦滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)一、失效(shīxiào)形式1、磨損導致軸承配合間隙加大，影響軸的旋轉精度，甚至使軸承不能正常工作。1、限制軸承的壓強p

高速重載且潤滑不良時，摩擦加劇，發熱多，使軸瓦表面上的材料焊粘在軸頸表面而出現膠合。二、設計計算準則(近似計算)§7-2非液體摩擦滑動軸承的設計2、膠合（燒瓦）目的—防止軸瓦過度磨損。ldFr向心滑動軸承：平均壓強

pmax許用壓強，查表7-2（徑向滑動軸承）p精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－非液體摩擦滑動軸承z－推力環的數目(shùmù)k－考慮油槽使支承面積減小，常取0.8~0.92、限制軸承的pv值

目的—控制軸承的發熱量，防止膠合破壞。pvf－單位面積上的摩擦功率損失所以，pv值表征了軸承發熱量的大小。pv↑發熱量↑溫升↑潤滑效果↓膠合失效→→→→dd0Fa推力滑動軸承:向心滑動軸承：nzk多環時適當降低f－

摩擦系數v－

軸頸線速度查表7-2d精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－非液體摩擦滑動軸承p≤[p]v≤[v]防止(fángzhǐ)膠合：pv≤[pv]防止磨損：許用線速度查表7-23、限制滑動速度v目的—防止滑動速度過高而引起磨損推力滑動軸承:

vm－端面平均線速度

dm－平均直徑取2~4dd0Fandm精品資料第七章滑動軸承設計－非液體(yètǐ)摩擦滑動軸承三、非液體摩擦滑動軸承設計(shèjì)步驟確定軸承結構形式確定軸承寬度l和孔徑d驗算p、pv、v選擇軸承的配合選擇潤滑劑與潤滑裝置選擇軸瓦材料選擇寬徑比l/d:

l/d=0.5~1.5

l/d↑承載能力↑散熱性能↓且易偏載

l/d↓油易流失承載能力↓ld潤滑裝置一針閥式油杯潤滑裝置二油芯式油杯精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承vF兩摩擦表面(biǎomiàn)平行，不會產生動壓油膜vp兩摩擦表面成楔形間隙，產生了動壓油膜進油口出油口進油口出油口一、動壓油膜的形成機理F壓力油膜形成相對運動（動壓油膜）外界提供壓力油（靜壓油膜）F壓力油膜§7-3液體摩擦動壓向心滑動軸承設計擁擠使進口流速減慢、出口流速加快間隙內的潤滑油形成了擁擠精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承二、液體(yètǐ)動壓潤滑的基本方程——雷諾方程兩剛性板形成楔形間隙，間隙內連續充滿潤滑油。假設：1）z方向潤滑油無流動；2）潤滑油處于層流狀態；3）油壓p不隨y值變化；4）黏度不隨壓力變化；5）潤滑油不可壓縮。從油膜中取出微單元體，邊長分別為dx、dy、dz，受力如圖由x方向力的平衡得：根據流體黏性定律：

p沿x的變化率取決于該點速度梯度的導數精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承線性分布拋物線分布p對y積分(jīfēn)：邊界條件：任意截面上單位寬度(z=1)的流量(x方向)：設油膜壓力最大處的間隙為h0，潤滑油是連續、不可壓縮的，各截面流量應相等移動板速度間隙高度xyvh0C1、C2－積分常數由假設3知，

關于y是常數。此處的

=0，故hu精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－液體摩擦滑動軸承若考慮(kǎolǜ)油的z向流動，可導出二維雷諾方程：二維雷諾方程常用數值法求解，如有限差分法。設計時通常用一維雷諾方程近似計算油膜壓力。得一維雷諾方程：即：因假設p只與x相關，故一維雷諾方程可寫成：據此，可求解出間隙內各點的油膜壓強

p精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－液體摩擦滑動軸承討論(tǎolùn)之一——動壓油膜承載機理兩板不平行因h＝h0，故dp/dx＝0。若外界提供的油無壓力，則p＝0，不能形成動壓油膜。流速線性分布由于擁擠而產生了壓力。dp/dx＞0時為負；dp/dx＜0時為正雷諾方程兩板平行精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－液體摩擦滑動軸承討論(tǎolùn)之二——形成動壓油膜的必要條件v進油口出油口若h＝h0，則dp/dx＝0，油壓無變化?！?/p>

間隙內必須連續充滿具有一定黏度的潤滑油或其他流體；●

兩工作表面必須具有一定的相對滑動速度；●

運動方向應保證潤滑油從大口流進、小口流出。為了使油膜壓力與外載平衡，還必須使黏度η、滑動速度v、間隙大小等匹配適當。注意：進油口出油口v否則會產生負壓?！?/p>

兩工作表面必須形成收斂的楔形間隙；兩工作表面相互吸引,不能承受外載動畫演示精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承油膜壓力(yālì)↑偏心距e

↓n↑軸心線會產生漂移o1o2靜止Fr金屬表面直接接觸(n＝0)no1o2啟動Fr摩擦力使軸頸右移（n?。﹐1o2n不穩定運行Fr形成油膜，有左向分力（n增大）多油楔軸承可提高旋轉精度Δ討論之三——向心滑動軸承動壓油膜的形成過程彎曲的楔形間隙,滿足必要條件之一n

→∞時，e

=0?o1o2n穩定運行Fr油膜壓力與外載平衡e多油楔滑動軸承圖片精品資料第七章滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計－液體摩擦滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)Rr1、半徑(bànjìng)間隙δ三、動壓向心滑動軸承的主要參數及其選擇δ=R–r

R與r公稱值相等，δ的值取決于配合公差。δ例：軸承配合：孔偏差：軸偏差：最小半徑間隙：最大半徑間隙：則半徑間隙δ在30~55μm之間精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承或查表7-3Rr2、相對(xiāngduì)間隙ψψ↓油膜壓力↑摩擦阻力↑→承載能力↑回轉精度↑→溫升↑選取原則：載荷大、回轉精度要求高——ψ取小些；轉速高——ψ取大些。可按經驗公式估算選定ψ值→計算δ

→

選擇配合公差，（間隙的相對大小）使δmin≤δ≤δmaxδ線速度此r為公稱尺寸精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－液體摩擦滑動軸承ld但承載能力小、耗油量大。滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)工作時，χ常在0.5～0.95之間。χ在0～1之間變化，反映了軸承的承載能力，3、軸承的寬徑比l/d

l/d↑油膜壓力↑易偏載→承載能力↑散熱差→溫升↑l/d↓→溫升↓,選擇：查表7-44、偏心率χ

χ=e/δ載荷↓、轉速↑→偏心率χ↓o1o2e(偏心距)精品資料enFO1O2pmax第七章滑動軸承設計(shèjì)－液體摩擦滑動軸承以O1-O2的連線(liánxiàn)為極坐標軸；5、最小油膜厚度hmin

在任意角φ處：h≈δ+ecosφ＝δ（1+χcosφ）在φ＝φ0處：h0≈δ（1+χcosφ0）當φ＝π時，油膜厚度最小：hmin＝δ－e＝δ（1－χ）＝rψ（1－χ）hminφφ1φaφ0φ2αhh0φa—外載荷偏位角；φ1—動壓油膜的起始角；φ2—動壓油膜的終止角；φ0—油膜壓力最大處；φ

—任意位置角；α

—載荷油膜角；精品資料第七章滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計－液體摩擦滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)hmin＝rψ（1－χ）hmin↓(即χ↑)→油膜壓力(yālì)↑→承載能力↑但hmin受表面粗糙度、形狀誤差、軸變形等因素的限制，不能太小。為使動壓軸承正常工作，設計時，應使hmin≥[hmin]軸瓦表面粗糙度軸頸表面粗糙度四、動壓向心滑動軸承承載能力計算目的：在一定的外載荷作用下，確定軸承參數，計算油膜壓力，并使最小油膜厚度hmin符合設計要求。假定：軸承無限寬，潤滑油無軸向（z向）流動，故采用一維雷諾方程。若hmin過小，可能形成不了動壓油膜。Rz2比Rz1低一個等級Rz1＝1.6Rz2＝3.2＝(2~3)(Rz1+Rz2)精品資料dx第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承dφoxr需將直角坐標(zhíjiǎozuòbiāo)轉化成極坐標：則dx=rdφ

并將h、h0代入，得極坐標表達式：任意點(φ處)的油膜壓力(如M點)：沿F方向油膜壓力分量之和(單位寬度)：φ2hminφ1φaφ0enFO1O2φ●MpφPy壓強集中力精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承考慮“端泄”，沿軸承寬度方向(fāngxiàng)(z)，油膜壓力呈拋物線分布。zy任意橫截面內y向壓力按下式計算：軸向坐標端泄修正系數軸承寬度則與外載F平衡時沿F方向油膜總壓力：F令其為Cp—承載量系數則：或PyPy'動壓向心軸承模擬承載量系數精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承潤滑油用運動黏度ν，要轉換:η＝νρ×10-6Pa.s各參數(cānshù)單位：l—m；η—Pa.s；v—m/s；承載量系數Cp無量綱，與l/d、χ的關系見圖。若軸承參數已定由→計算承載能力F若已知外載F并選定主要參數l/dχ查Cp由→確定最小油膜厚度hmin＝rψ（1－χ）l/dCp查χ則計算：驗算hmin≥[hmin]?注意1、軸承承載能力隨χ的增加而迅速增大，但同時hmin將減小，要求更高的制造精度。2、潤滑油黏度η與承載能力成正比，但黏度過大，功耗增加，溫升高。3、相對間隙ψ的平方與承載能力成反比，但ψ過小，散熱效果差，溫升高。動壓向心軸承模擬精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承將分子(fēnzǐ)、分母同除以ψdlv目的：防止溫升過高黏度降低而使動壓油膜破裂。五、動壓向心滑動軸承熱平衡計算熱平衡時：軸承的發熱量＝散熱量計算公式：摩擦發熱量流動油帶走的熱量軸承座散熱量液體摩擦系數（并非常量）潤滑油的比熱潤滑油的密度軸承的耗油量潤滑油的溫升軸承的散熱系數軸承座散熱面積A≈πdl溫升：t1－進油口油溫t2－出油口油溫流量系數CQ摩擦特性系數Cf平均壓強(單位Pa)精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－液體摩擦滑動軸承初定tm＝50℃左右(zuǒyòu)，應≤75℃，

△t

不得超過30℃

據此確定油的實際黏度因潤滑油的黏度與溫度有關，所以動壓軸承工作時，從進油口到出油口，油溫逐漸升高，而黏度逐漸降低。故設計時，采用平均溫度下的黏度。平均溫度：熱平衡計算時：t1＝40℃左右，應控制在35～45℃之間，若t1要求過低，則外部冷卻困難(循環潤滑）計算(實際的平均溫度)若|tm'

-

tm|＞5℃，則說明熱平衡不合要求精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承若熱平衡計算不符合要求，則需重新選擇(xuǎnzé)軸承參數。若tm'過高加大相對間隙ψ減少發熱量適當減小軸頸及軸瓦的表面粗糙度值若tm'過低能力未充分發揮，可減小初定的tm，重新設計可同時加大粗糙度值，以降低加工精度要求計算半徑間隙：δ＝ψr計算最小半徑間隙δmin和最大半徑間隙δmax確定配合公差：間隙配合如H7/e6若δmin≤δ≤δmax，則配合選擇適當最后，根據計算結果，確定軸承配合：例：軸承配合：孔偏差：軸偏差：最小半徑間隙：最大半徑間隙：精品資料第七章滑動軸承設計－液體(yètǐ)摩擦滑動軸承確定軸承(zhóuchéng)結構形式確定軸承寬度l和孔徑d計算平均壓強p、pv、v計算Cp、查χ、計算hmin選擇軸瓦材料及潤滑油六、動壓向心滑動軸承設計步驟（已知外載F）驗證hmin是否滿足要求熱平衡計算選定軸承配合公差作業要做到這一步！精品資料第七章滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計－設計示例例：發動機用動壓向心滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計實例已知：d=90mm、F=30000N、n=970r/min、要求軸承剖分、入口油溫40℃設計項目計算結果序號1選結構型式正剖分軸承、剖分面兩側供油、包角為180°2選取寬徑比l/d(表7-4）

l/d＝1.23軸承寬度l(m)

l＝1.2×90mm＝0.108m4平均壓強p(Pa)

p＝F/(dl)＝3.08MPa＝3.08×106Pa5線速度v

(m/s)

v＝πdn/(60×1000)＝4.576pv值(MPa.m/s)

pv＝14.087選軸瓦材料查表7-2，選ZCuSn10P18選擇潤滑油牌號查表14-2，選L-AN469初定平均溫度tm(°C)

tm＝50[p]、[pv]、[v]均符合要求精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－設計(shèjì)示例設計項目計算結果序號10按tm查運動(yùndòng)黏度ν(mm2/s)查圖14-2，得ν＝2811動力黏度η(Pa.s)取ρ＝870η＝νρ×10-6＝0.02412確定相對間隙ψ(式7-25)取ψ＝0.000913選擇軸頸表面粗糙度(μm)查表7-5，取Rz1＝1.614選擇軸瓦表面粗糙度(μm)比軸頸低一級

Rz2＝3.216查偏心率χ

查圖7-16取χ＝0.4817計算最小油膜厚度hmin(mm)hmin＝rψ（1－χ）＝0.0210618計算[hmin]＝(2~3)(Rz1+Rz2)值[hmin]＝0.0096～0.014419最小油膜厚度是否足夠

hmin＞0.0144故足夠15計算承載量系數

式7-19，Cp=1.025精品資料第七章滑動軸承設計(shèjì)－設計(shèjì)示例設計項目計算結果序號20查摩擦(mócā)特性系數Cf查圖7-16得Cf＝2.421查流量系數CQ

查圖7-17得CQ＝0.105熱平衡計算：24計算潤滑油溫升△t(°C)由式7-23得△t＝3225已知入口溫度t1(°C)t1＝4026計算實際平均溫度tm'(°C)tm'＝t1＋△t/2＝5627熱平衡計算是否合格？|tm－tm'|

＞5°C，不合格22比熱c，密度ρ，取中間值c=1850J/kg℃，ρ=870kg/m323散熱系數αs，中型軸承，通風一般，取αs

=80J/m2S℃精品資料第七章滑動軸承(huádònɡzhóuchénɡ)設計－設計示例設計項目計算結果序號再設計(shèjì)：增大ψ

值（0.00088~0.00146）

取ψ＝0.0012重新計算：Cp=1.823，χ＝0.65，hmin＝0.0189，Cf＝1.8，CQ＝0.123潤滑油溫升△t(°C)△t＝22.7計算平均溫度tm'(°C)tm'＝51與初定值接近，合適28計算半徑間隙δ(mm)δ＝ψr＝0.0012×45＝0.054δ