1、第7章 滑动轴承(Sliding bearings),1）支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度；,2）减少转轴与支承之间的摩擦和磨损,滚动轴承,轴承的功用：,滑动轴承,滑动轴承一般用在：,汽轮机、离心式压缩机、内燃机、大型电机、水泥搅拌机、滚筒清砂机、破碎机等机械中,主要内容,一、滑动轴承的类型及其结构型式,二、轴瓦的材料和结构,三、轴承的润滑,四、非液体摩擦滑动轴承的设计,五、液体摩擦滑动轴承的设计, 受载方向,径向轴承,推力轴承,承受径向载荷,承受轴向载荷,7-1 概述, 摩擦状态,非液体摩擦滑动轴承,液体摩擦滑动轴承,静压轴承,动压轴承,一、滑动轴承的分类：,特点：系统复杂、工作可靠 应
2、用：低速、频繁启动，载荷或转速变化大场合,静压轴承：外界高压油输入轴承间隙，轴径与轴瓦由油膜分开,特点：结构简单、要求制造精度高 应用：高速、高旋转精度，高载荷或转速变化小的场合,动压轴承：轴径与轴瓦相对动，形成动压油膜，使轴径与轴瓦由油膜分开,二、摩擦状态的分类：, 完全液体摩擦状态,润滑油膜将摩擦表面完全隔开，只存在液体分子间的摩擦,润滑油膜部分地将摩擦表面隔开，有局部地方是金属间的直接接触, 边界摩擦状态,f = 0.0010.008,f = 0.0080.01,摩擦表面间没有任何物质的摩擦，阻力最大,边界摩擦常与半液体摩擦、半干摩擦并存，通称非液体摩擦, 干摩擦状态,f = 0.010
3、.1,完全液体摩擦, 滑动轴承工作的最理想状态, 但是要达到这种状态（流体动压）必须满足一定的条件,非液体摩擦, 低速、不太重要的轴承, 重要轴承要按完全液体摩擦状态来设计,一、向心滑动轴承, 整体式,结构简单、刚度大,7-2 滑动轴承的结构形式,轴只能从端部装入，磨损后轴与轴瓦间的间隙无法调整, 剖分式,由轴承盖、轴承座、剖分轴瓦和螺栓构成,结构较繁、间隙可调，装拆方便，广泛采用, 自动调心式,轴承宽径比较大时，若轴发生弯曲变形，易造成轴颈与轴瓦端部的局部接触,适合l/d1.5的轴承, 剧烈磨损和发热,轴瓦可随轴的弯曲或倾斜而自动调心，可保证轴颈与轴瓦的均匀接触, 间隙可调式,通过锥形表面的
4、移动来调整轴颈与轴瓦的间隙,二、推力滑动轴承,轴端面或轴环端面是承载面, 实心式,支撑面压强分布不均，磨损不均匀，使用较少, 空心式,支撑面上压强分布较均匀，润滑条件有所改善, 单环式,轴环端面承载，结构简单，润滑方便，低速轻载, 多环式,承载能力强，可承受双向轴向载荷 ，但各环受载不均,一、材料基本要求,良好的耐磨性和减摩性及抗胶合性,并有足够的强度,二、常用材料, 铸铁,轻载、低速的场合,锑、铜金属硬粒,锡基体或铅基体,轴瓦直接与轴颈接触，主要失效为：磨损和胶合, 轴承合金（巴氏合金）,摩擦系数小、抗胶合性能力强、吸附性强，易跑合，但机械强度较低、价昂,用作轴承衬，浇铸在钢或铸铁的轴瓦基体
5、上！,7-3 轴瓦的材料和结构, 铜合金,铁或铜粉末混入石墨压制烧结而成的多孔性材料,用于载荷平稳、低速和加油不便场合，如排气扇等家电设备,塑料、橡胶、尼龙等,摩擦系数小、耐磨、耐腐蚀，但承载低、热变形大 广泛应用于离心水泵、水轮机等设备中, 粉末冶金, 非金属材料,疲劳强度高、耐磨性与减摩性好，可在较高温下工作，但可塑性差，不易跑合；用于中低速、重载场合,表7-2列出了常用轴承材料性能及用途（部分）,机械设计,8-2 轴瓦的材料,三、 轴瓦的结构,与轴颈直接接触，应具有一定的强度和刚度，应定位可靠，便于输入润滑剂，容易散热，调整方便,常用轴瓦两种结构：整体式（也称轴套）和部分式,为节省贵重金
6、属，常在轴瓦内表面上浇铸或轧制一层轴承合金 轴承衬，约0.55mm厚,轴瓦和轴承座间不允许相对位移，可将轴瓦两端做成凸缘，或用销钉固定在轴承座上,为使轴承获得良好的润滑，还需开设油孔和油沟,油孔和油沟应开在非承载区内，否则会大大降低轴承承载能力,7-4 滑动轴承的润滑,一、润滑目的：,有机油、矿物油、化学合成油,其中矿物油应用最广,二、润滑剂：,减小摩擦和磨损，降温，防锈、减振等作用,绝大多数场合采用润滑油或润滑脂,液体（水、油）、半固体（润滑脂）、固体（石墨）和气体, 润滑油,评判润滑油好坏的主要性能指标有：,粘度、油性、氧化稳定性、闪点和燃点、凝固点,其中粘度是润滑油的最主要性能指标, 粘
7、度的概念, 粘度即流体抵抗变形的能力,粘度表征流体内摩擦阻力的大小，粘度越大，摩擦阻力越大,右图所示两平行板间充满一定粘度的润滑油,假设润滑油为层流,且润滑油只沿一个方向流动,各油层以不同速度u移动,贴近静止板的油层速度 u = 0,贴近移动板的油层速度 u = v,各油层间的相对滑移导致相应的剪切应力 t,且与y向的速度梯度成正比，即,比例常数，即动力粘度,( 粘性流体摩擦定律，也称牛顿粘性定律 ),表示u 随y 的距离增大而减小,长宽高各为 1m 的流体，若上下两面发生 1m/s 的相对滑动，所需施加的力为 1N 时，该流体的粘度为 1 个国际单位制的动力粘度，记为 Pa.s,动力粘度与同
8、温下该流体密度的比值,该粘度也叫绝对粘度，主要用于流体动力学计算, 润滑油的粘度, 运动粘度n, 动力粘度h,润滑油有两个粘度,润滑油牌号一般为40 C时运动粘度的平均值,1P =1dyns/cm2=100cP=0.1Pas,动力粘度的物理单位是P(泊), 粘度的常用单位,运动粘度的物理单位是cm2/s，St(斯),如：牌号为L-AN46 是指在40 C时油的运动粘度为41.450.6厘斯,温度,压力,粘度,粘度, 影响润滑油粘度的主要因素,压力较小时，对粘度的影响可忽略不计；但超过100MPa时，不能忽略, 其它性能指标如：油性、氧化稳定性、燃点等自学, 压力大、冲击、变载条件，选粘度高的油
9、；, 速度高，选粘度低的油，以减少摩擦损失；, 工作温度高，应选粘度高的油，因粘度会随温度升高而下降。, 润滑油粘度的选择原则, 润滑脂,钙基,抗水性好、耐热性差、价廉,钠基,抗水性差、耐热性好、防腐性较好,锂基,抗水性和耐热性好,铝基,抗水性好、有防锈作用、耐热性差,主要指标：,针入度：表征润滑脂稀稠,润滑脂越稠,滴点：润滑脂受热后开始滴落的温度，表征耐高温的能力,润滑脂工作温度一般应低于滴点20 30 C,针入度,承载能力,摩擦阻力,在润滑油中添加了稠化剂的膏状混合物,三、润滑剂的选择原则：, 类型选择,润滑油：润滑及散热效果较好，应用最广,液体摩擦和一般条件下的非液体摩擦滑动轴承采用,润
10、滑脂：不易流失，维护容易，密封性好,用在难于经常供油的非液体摩擦滑动轴承, 工作条件,轻载、高速：低粘度,高温、重载、低速：高粘度, 结构特点及环境条件,如润滑间隙小：低粘度；反之，高粘度,如易燃处：高抗燃性,油杯,油环润滑,1. 手工加油润滑,2. 滴油润滑,3. 油环润滑,4.飞溅润滑,5. 压力循环润滑,四、润滑方式：,黄油枪,一、失效形式,7-5 非液体摩擦滑动轴承的设计,若采用润滑脂、油绳或滴油润滑,失效形式：磨损、胶合（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
11、内容：, 验算摩擦发热pvpv, 验算滑动速度vv, 验算平均压力 p p,不能形成完全液体摩擦，工作状态为边界或混合摩擦润滑,由于轴承得不到足够的润滑剂,限制轴承的平均压强 p ：,二、设计准则,目的：保证润滑油不被过大压力挤出，防止轴瓦过度磨损,向心滑动轴承：,许用压强p查表7-2,推力滑动轴承：,k ：考虑油槽使支承面积减小的系数，k=0.80.9,z ：推力环的数目,限制轴承 pv 值 ：,目的 ：控制轴承的发热量，防止胶合破坏,代表了轴承单位面积摩擦功率(发热量)的大小,向心轴承：,推力轴承：,限制轴承的v 值 ：,限制因滑动速度过大而加快磨损,当p较小时，p和pv的验算即使都合格，
12、由于滑动速度过高,也会加快轴承磨损而报废。故应校核滑动速度v,三、 设计步骤,1、 选择轴承结构型式及轴瓦材料,2、初定轴承基本尺寸参数,选择宽径比,承载能力,散热性,油温,3、 校核计算(p、v、pv),4、 选择轴承的配合（表7-3）,5、选择润滑剂和润滑装置,7-6 液体摩擦动压滑动轴承的设计,一、动压油膜的形成机理,平行表面间不会产生压力！,进油口流量：,出油口流量：,故：平行板不能承受载荷！,流量是指单位时间内流经管道有效截面的流体数量，流体数量用体积表示者称为体积流量,故楔形间隙能承受外载（会产生压力油膜）！,进油口流量：,要维持流量守恒，须使得入口处平均流速下降，出口处平均流速加
13、大,出油口流量：,因此倾斜板流体内必定会产生压力，压力会改变入口、出口流速！,两倾斜板之间：,假设各层流体速度仍服从线性分布,则必有：,违反流量守恒定律！,二、液体动压润滑的基本方程,dxdz, 流体的流动是层流;, 忽略压力、温度对流体粘度的影响;, 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,假设：, 流体在z方向无流动。,对微单元体：,得：,而牛顿粘性定律：,对 y 积分：,边界条件：,dxdz,Fx= 0,x方向上任意截面上单位宽度的流量：,则
14、：,因为流体是连续的，所以有,得一维雷诺方程：,dxdz,讨论一：油膜压力沿 x 方向变化规律,由单元体受力平衡已得：, 平行板,平行板间油膜压力沿 x 方向无变化，等于入口处压力 (压力为 0), 倾斜板,油压p的分布由一维雷诺方程可得：,入口处速度图形为凹形,板上ab段：,h h0,故：,出口处速度图形为凸形,板上bc段：,h h0,故：,h0,油膜厚度为h0,油膜压力达pmax,u沿y方向呈线性分布,抛物线分布、由油 压沿x方向变化引起,线性分布、 由剪切流引起,速度u的分布：,h0,由 可知：, 两工作表面必须形成收敛的楔形间隙,若,则：,讨论二：液体摩擦形成的条件,油压p无变化，为常
15、数, 两工作表面必须有一定的相对运动，且 v 方向是从大口到小口,间隙中必须连续充满具有一定粘度的润滑油,无粘度,各油层无速度,两板间油无流动,不能形成油膜压力,否则会形成负压,讨论三、向心动压滑动轴承动压油膜的形成过程,n =0，静止,2、刚启动,3、转速不高时，n,4、稳定运行时,1、停车时,金属直接接触,n 0,摩擦力使轴颈右移,油膜压力将轴颈托起，其合力将轴颈左推,油膜压力将轴颈完全托起，其合力与外载平衡,油膜压力,偏心距e ,n,Fx 0,Fy =F Fx = 0,径向轴承动压油膜的形成过程：,静止,爬升,将轴抬起转速继续升高,质心左移,稳定运转达到工作转速, 轴瓦孔径D、轴颈直径d
16、 两者名义尺寸相等；半径间隙d 由公差形成, 轴颈上作用的总油膜压力与外载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偏位角ja和偏心距e来表示, 轴承工作能力取决于hmin，它与、v、d 等有关,说明：,三、动压向心滑动轴承承载能力的计算,如何求得动压油膜的承载能力？, 求承载区任意点的油膜压力p表达式, 求横截面上总承载力, 求沿宽度方向总承载力F,F = ？, 转化为倾斜板间的相对运动, 用雷诺方程求解, 圆周方向上总的压力, 考虑两端润滑油泄漏, 考虑轴瓦上油沟对压力的影响,承载能力的计算过程：,转换为极坐标系，o2为原点,取o1o2连线为极坐标轴,轴承半径间隙：
17、,轴承相对间隙：,轴承偏心率：,任意角j 处，轴承的油膜厚度为：,j 0 时：,j p 时：,偏心距e：,最大油膜厚度,最小油膜厚度,轴瓦半径为R，轴的半径为r, 两者名义尺寸相同，偏差不同,M,N,设轴承无限宽，不考虑润滑油沿轴向流动，则油膜压力用一维雷诺方程计算，即：,将上述方程用极坐标的形式表达，且,j0 为最大油膜压力处对应的极角,代入一维雷诺方程整理得：, j1为油膜起始角,对p积分，得任一点的油膜压力为：, j2为油膜终止角,设承载区内任一点M处的油膜压力为pj,为分析问题方便起见，又设外载方向为铅直方向,pj分解为水平、垂直方向两分力： pjx 和 pjy,pjx = 0,故不考
18、虑,pj,pjy,pjx,横截面上总的合力为：,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，见下页, j1为油膜起始角, j2为油膜终止角, ja为偏位角,油膜压力沿轴向分布情况：,实际分布曲线 抛物线,且曲线形状与轴承的宽径比 l/d 有关,B/d=1/4,B/d=1/3,B/d=1/2,B/d=1,B/d=,理论分布曲线 水平直线，各处压力一样,考虑轴承两端的润滑油泄漏，横截面的总压力变为：,KB：考虑端泄使油膜压力降低的系数,取决于轴承宽径比和偏心率,对于有限宽度轴承，油膜的总承载能力为：,CP
19、为承载量系数, 即为径向动压轴承所能承受的外载,如何求取承载量系数CP ？, CP的积分非常困难，因而采用数值积分方法进行计算，并作成相应的线图供设计用（表7-16）, CP是轴颈在轴承中位置的函数，其大小取决于轴承包角a、偏心率c 和宽径比l/d,轴承包角a ：轴承表面上连续光滑部分包围轴颈的角度,包角a 的大小：常见值为360、180和120, 当轴承的包角给定时，经过换算，CP可表示为,当轴承结构确定时，即d、l、y、c、h和v已知时，可求出轴承承载能力的大小！,四、最小油膜厚度的计算,动压向心滑动轴承的设计准则之一：hminh,其中： h为许用油膜厚度,S 为安全系数,h= S (Rz
20、1+Rz2),Rz1、Rz2 分别为轴颈和轴瓦表面粗糙度的十点平均高度,表7-5列出轴瓦表面粗糙度推荐值，相应轴颈粗糙度应更低,一般轴承：分别为3.2mm和6.3mm，1.6mm和3.2mm,重要轴承：分别为0.8mm和1.6mm，0.2mm和0.4mm,安全系数常取S2,考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等,如何求取最小油膜厚度hmin 呢？,轴承参数给定后，只有c 随外载 F 的变化而变化, 由承载量公式计算得到CP, 由CP 和 l/d 由图7-16查得偏心率c,图7-16,最小油膜厚度越小，轴承承载能力越高,hmin受加工、安装、变形等因素的影响，不可能无限小,五、动压向心滑动轴承热平
21、衡计算,计算目的：,摩擦发热量,油流动带走的热量,轴承座散热量,控制轴承发热量，不使润滑油温度过高而失效，从而使轴承出现胶合,热平衡状态时：,f：液体摩擦系数,F：轴承所受载荷,v：轴颈圆周速度,c：润滑油比热,：润滑油密度,Q：轴承耗油量 （m3/s）,A：轴承散热面积,as：轴承散热系数，依轴承结构和通风条件而定,t：温升,t = t2 - t1,分子分母同时除以yvdl,Cf：摩擦特性系数,CQ：流量系数,Cf 和CQ均为无量纲系数，且均为 l/d 和c 的函数,图7-16,图7-17,图7-17,实际上达到热平衡时，从入口到出口，润滑油的温度并不上是处处相等，而是逐渐升高的,计算轴承承
22、载能力时，采用平均温度, 定得过低、外部冷却难,注意动压轴承设计时：, 初始温度t1取为环境温度，一般t1=3540左右, 需要知道润滑油粘度。而粘度应取为平均温度下的粘度，但此值未知，可采用试算法，初选tm=50左右, 算得的tm建议不超过75左右，tm初选值与计算值相差大于 5C 时， 必须重选tm初选值重新计算,设计动压轴承时，有时是先给定tm，求出温升后，再来校核油的入口温度t1,t1= tm-t/2 = 3540,当t1 3540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,在保证承载能力的不下降的条件下，适当增大轴承间隙,增加冷却
23、装置：加风扇、冷却水管、循环油冷却,当t1 3540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,六、液体摩擦动压向心滑动轴承的设计：,设计约束：,见非液体摩擦滑动轴承设计,1、初步确定一种设计方案,根据轴承直径d、转速n及外载荷F 等工作条件，参考有关经验数据，初步确定一种轴承的设计方案，具体包括：, 确定轴承的结构型式, 选定有关参数：l/d、y、h、Rz和几何形状偏差等, 选择轴瓦结构和材料,在多种设计方案的基础上进行综合评定，选择一种最为合理的方案,2、校核计算,主要包括轴承最小油膜厚度和润滑油温升计算，若不合格需重新设计。还需校核p、v及pv值。,3、综合评
24、定,设计思路：,设计过程中主要参数选择：, 相对间隙,承载能力，,回转精度,摩擦阻力,温度,y,y 的选择原则：,载荷大、速度低，y 宜取小值, 提高承载能力,粘度,承载能力,平稳性,载荷小、速度高，y 宜取大值, 减小发热,旋转精度要求高时，y 宜取小值,或按表7-3推荐值取,设计时，可按经验公式取：, 宽径比,轴承宽度,承载能力,端泄量，,温升,反之，轴承越宽，承载能力越高，温升也越高,散热能力，,推荐值见表7-4,粘度，, 润滑油粘度,承载能力，,摩擦功耗，,温升,载荷大、速度低，选大粘度,载荷小、速度高，选小粘度,一般轴承：, 表面粗糙度,表面粗糙度见表7-5,1、了解滑动轴承的类型、结构形式及特点,5、掌握动压向心滑动轴承的承载能力与哪些因素有关？承载量系数CP如何确定？,2、了解轴瓦材料及轴承的润滑,4、掌握动压油膜的形成原理及条件,3、掌握非液体摩擦滑动轴承的失效形式和设计准则,校核p、pv和v值,三个必备条件,l/d、h、y、hmin,6、掌握液体摩擦动压向心滑动轴承的设计过程中主要参数的选择,本章基本要求,设采用的润滑油牌号为LAN-100，其运动粘度由第十四章查取,P181 题7-3,作业,下周一上课时交,
