机械设计课件濮良贵
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机械设计课件濮良贵
楔效应承载机 平行板—相对运动理—流速直线分布—油无内压力
不平行板—相对运动—流速变化—油有内压力
三.流体动力润滑基本方程
假设：牛顿流体 （
u
） y
计平重衡方力程、：
层流流动、不
pdzdy
大 p气压p影d响x、dz油dy不可压d缩ydz
x
y
y
dy
dzdx
0
整理可得：
p
x y
-
u y
三.油孔及油槽
开设油孔及油槽的原则： 将油导入整个摩擦表面而又不影响油膜承载能力 单轴向油槽→整体式→最大油膜厚度处
轴向油槽 双轴向油槽→对开式→剖分面处
周向油槽→载荷方向变动范围超过180°→中部
油沟形式：一般润滑油从非承载区引入.
周向油槽
§12—5 滑动轴承润滑剂的选用
润滑剂
润滑油→液体 润滑脂→润滑油＋稠化剂
顺应性、磨合性、导热性、足够的强度
1.轴承合金 (白合金、巴氏合金)
基体，均夹着锑锡、铜锡硬晶粒→最好，但 价高、强度低→轴承衬。
2.青铜 ——锡、铝、铅青铜
3.灰铸铁、耐磨铸 ——轻载、低速 4铁.多孔质金属材料（含油轴承、陶质金属）
5 非金属材 料
铁（铜）粉＋石墨→压型→烧结 ——塑料、尼龙、橡胶、硬木
0分.3子5 —机械理论：粘着作用和刨犁作用
2.边界摩 两摩擦面由吸附着的很簿的边界膜隔 开的
擦
摩擦
ｆ＝0.01～0.1
边界膜： 物理吸附膜、化学吸附膜 化学反应膜
3.液体摩擦 两摩擦完全被液体油膜隔开的摩擦
4.混合摩擦
油ｆ＝膜0：.0静01压～0油.0膜08和动压 油膜 干、边界、液体摩擦并存
最新机械设计课件濮良贵版本08课件PPT
F1 F2ef
Fec
2F0
ef ef
1 1
欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系，或者说是给出
了一个具体的带传动所能提供的最大有效拉力Fec 。
由欧拉公式可知：
包角的概念
预紧力F0↑→最大有效拉力Fec ↑
2
包角α↑→最大有效拉力Fec ↑
1
摩擦系数 f↑→最大有效拉力Fec ↑
当已知带传递的载荷时，可根据欧拉公式确定应保证的最小初拉力F0。
弹性滑动导致：从动轮的圆周速度v2＜主动轮的圆周速度v1，速度降低 的程度可用滑动率ε来表示：
其中：
v1 v2 100% v1
或
v1
dd1n1 (m/s)
6000
v2(1)v1
v2
dd2n2 (m/s)
6000
因此，传动比为：
i n1 (1)dd2
n2
dd1
若带的工作载荷进一步加大，有效圆周力达到临界值Fec后，则带与带轮
槽型
Z
A
SPZ
SPA
B
C
SPA
SPC
50
75
125
200
ddmin/mm
63
90
140
224
带传动的工作情况分析
三、带传动的运动分析
工作情况分析(运动分析)
带传动在工作时，从紧边到松边，传动带所受的拉力是变化的，因此带
的弹性变形也是变化的。
带传动中因带的弹性变形变化所导致的带与带轮之间的相对运动，称为 弹性滑动。 （演示→ ）
◆ 运转一定时间后，带会松弛，为了保证带传动的能力，必须重新张紧，才 能正常工作。
常见的张紧装置有定期张紧装置、自动张紧装置、张紧轮张紧装置。
机械设计课件濮良贵版本08
Ｖ带传动的设计计算
Ｖ带传动的设计计算
Ｖ带轮结构设计
1. V带轮设计的要求
结构工艺性好、无过大的铸造内应力、质量分布均匀。
轮槽工作面要精细加工, 以减少带的磨损。
各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度, 以使带的载荷分布较为均匀。
2. 带轮的材料
通常采用铸铁, 常用材料的牌号为HT150和HT200。
张紧轮一般应放在松边的内侧, 使带只受单向弯曲。同时张紧轮应尽量靠近大轮, 以免过分影响在小带轮上的包角。张紧轮的轮槽尺寸与带轮的相同。
二、自动张紧装置
弹性滑动导致: 从动轮的圆周速度v2＜主动轮的圆周速度v1，速度降低 的程度可用滑动率ε来表示:
带传动的工作情况分析
（演示→ ）
V带传动的设计1
Ｖ带传动的设计计算
1. Ｖ带传动的设计准则
带传动的主要失效形式是打滑和传动带的疲劳破坏。
2. 单根V带的基本额定功率
带传动的承载能力取决于传动带的材质、结构、长度, 带传动的转速、包角和载荷特性等因素。
平带传动, 结构简单, 带轮也容易制造, 在传动中心距较大的场合应用较多。
在一般机械传动中, 应用最广的带传动是Ｖ带传动, 在同样的张紧力下, Ｖ带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。
多楔带传动兼有平带传动和Ｖ带传动的优点, 柔韧性好、摩擦力大, 主要用于传递大功率而结构要求紧凑的场合。
普通Ｖ带
窄Ｖ带
齿形Ｖ带
宽Ｖ带
带传动概述
Ｖ带的截面尺寸
在各类机械中应用广泛, 但摩擦式带传动不适用于对传动比有精确要求的场合。
6. 带传动的应用
带传动概述
带传动的工作情况分析
带传动的工作情况分析是指带传动的受力分析、应力分析、运动分析。
机械设计课件濮良贵版本05
螺旋传动按其用途不同，可分为以下三种类型:
传力螺旋 传导螺旋 调整螺旋
说明
螺旋传动按其螺旋副摩擦性质的不同，又可分为：
滑动螺旋 滚动螺旋 静压螺旋
说明
螺旋机构在机床的进给机构、起重设备、锻压机械、测量仪器、工具、 夹具、玩具及其他工业装备中有着广泛的应用。
螺旋传动
二、滑动螺旋的结构和材料 1．滑动螺旋的结构
F0
KST
z
f ri
i 1
采用铰制孔用螺栓，是靠螺栓的剪切和
螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩T。
Fmax Fi rmax ri
z
Firi T
i 1
Fmax
Trmax
Z
ri2
i 1
3．受轴向载荷的螺栓组联接
螺栓组联接的设计
螺纹联接组的设计5
若作用在螺栓组上轴向总载荷FΣ作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓
螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：
s P
F d0 Lmin
sP
螺栓杆的剪切强度条件为：
F
4
d02
F Lmin
d0
F
式中：F－螺栓所受的工作剪力，单位为N；
d0－螺栓剪切面的直径（可取螺栓孔直径），单位为mm； Lmin－螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，单位为mm；设计时
应使Lmin≥1.25d0
螺栓组联接的设计
受力分析时所作假设：所有螺栓的材料、直径、长度和预紧力均相同； 螺栓组的对称中心与联接接合面的形心重合； 受载后联接接合面仍保持为平面。
受力分析的
OT
ri fF0 fF0
O
1．受横向载荷
2．受转矩
3．受轴向载荷 4．受倾覆力矩
螺栓组联接的设计
机械设计课件濮良贵版本13
类 型 代 号
内 径 代 号
基本代号——表示轴承的类型与尺寸等主要特征。 后置代号——表示轴承的精度与材料的特征。 前置代号——表示轴承的分部件。
滚动轴承的主要类型和代号
◆ 内径代号：内径代号×5=内径，如：08表示轴承内径d=5×08=40mm。 类型和代号
特殊情况： 内径 d
代号
10 00
12 01
滚动轴承的类型选择
滚动轴承是标准零件，同学们应能在机械设计过程中，根据使用的要求 较合理地选择滚动轴承的类型与规格。
类型选择1
一、滚动轴承选择的一般过程如下：
选择轴承的类型和直径系列 按轴径确定轴承内径
对有较严格要求的轴承 进行承系能力验算 合格 END
对没有严格要求的轴承 可不进行承载能力验算
不合格
滚动轴承尺寸的选择
滚动轴承尺寸的选择取决于轴承承受的载荷、对轴承寿命要求以及可 靠性的要求等。 滚动轴承的载荷有动载荷与静载荷之分，不同的载荷对应着不同的失 效形式。载荷及失效形式的分析是本节的重要内容。 滚动轴承的寿命主要是指轴承的疲劳寿命，由于疲劳寿命与概率密切 相关率，因此轴承的寿命必然与可靠性问题相关。 本节从以下方面讲述滚动轴承尺寸的选择： 滚动轴承的失效形式 滚动轴承的当量动载荷 滚动轴承的静承载能力 滚动轴承的可靠度 滚动轴承的寿命计算 向心推力轴承的轴向力计算 滚动轴承尺寸选择的过程
◆ 公差等级代号：公差分2、4、5
、6(6x)、 0级，共五个级别 。
低级
高级
◆ 游隙代号：游隙分1
以/P2 、/P4、 /P5、 /P6(/P6x)为代号，0级不标注 。 、2、 0 、3 、4 、5共六个组别。
大 游隙值：小
以/C1 、/C2、 /C3 、/C4 、/C5为代号，0组不标注。
机械设计课件濮良贵版本10
斜齿轮齿面上的接触线为一斜线。受载时， 轮齿的失效形式为局部折断（如右图）。
校核计算公式：
设计计算公式：
标准斜齿圆柱齿轮强度计算
式中：YFa、YSa应按当量齿数zv=z/cos3b查表确定
斜齿轮螺旋角影响系数Yβ的数值可查图确定
斜齿圆柱齿轮轮齿受载及折断
校核计算公式：
设计计算公式：
钢制软齿面齿轮，其配对两轮齿面的硬度差应保持在30~50HBS或更多。
常用材料
齿轮传动的计算载荷
齿轮传动强度计算中所用的载荷，通常取沿齿面接触线单位长度上所受 的载荷，即：
Fn 为轮齿所受的公称法向载荷。 实际传动中由于原动机、工作机性能的影响以及制造误差的影响，载荷 会有所增大，且沿接触线分布不均匀。
标准直齿圆柱齿轮设计过程
五、直齿圆柱齿轮设计的大致过程
选择齿轮的材料和热处理
选择齿数，选齿宽系数fd 初选载荷系数(如Kt=1.2)
按接触强度确定直径d1 计算得mH=d1/z1
按弯曲强度确定模数mF
确定模数mt=max{mH ,mF}
计算确定载荷系数K= KAKvKαKβ
修正计算模数
m模数标准化 计算主要尺寸：d1=mz1 d2=mz2 … 计 算 齿 宽： b=fd d1
综合曲率为：
利用赫兹公式，并代入齿宽中点处的当量齿轮相应参数，可得锥齿轮齿面接触疲劳强度计算公式如下：
校核计算公式：
设计计算公式：
齿轮的结构设计
通过强度计算确定出了齿轮的齿数z、模数m、齿宽B、螺旋角b、分度圆直 径d 等主要尺寸。
在综合考虑齿轮几何尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及经济性等 各方面因素的基础上，按齿轮的直径大小，选定合适的结构形式，再根据 推荐的经验数据进行结构尺寸计算。
校核计算公式：
设计计算公式：
标准斜齿圆柱齿轮强度计算
式中：YFa、YSa应按当量齿数zv=z/cos3b查表确定
斜齿轮螺旋角影响系数Yβ的数值可查图确定
斜齿圆柱齿轮轮齿受载及折断
校核计算公式：
设计计算公式：
钢制软齿面齿轮，其配对两轮齿面的硬度差应保持在30~50HBS或更多。
常用材料
齿轮传动的计算载荷
齿轮传动强度计算中所用的载荷，通常取沿齿面接触线单位长度上所受 的载荷，即：
Fn 为轮齿所受的公称法向载荷。 实际传动中由于原动机、工作机性能的影响以及制造误差的影响，载荷 会有所增大，且沿接触线分布不均匀。
标准直齿圆柱齿轮设计过程
五、直齿圆柱齿轮设计的大致过程
选择齿轮的材料和热处理
选择齿数，选齿宽系数fd 初选载荷系数(如Kt=1.2)
按接触强度确定直径d1 计算得mH=d1/z1
按弯曲强度确定模数mF
确定模数mt=max{mH ,mF}
计算确定载荷系数K= KAKvKαKβ
修正计算模数
m模数标准化 计算主要尺寸：d1=mz1 d2=mz2 … 计 算 齿 宽： b=fd d1
综合曲率为：
利用赫兹公式，并代入齿宽中点处的当量齿轮相应参数，可得锥齿轮齿面接触疲劳强度计算公式如下：
校核计算公式：
设计计算公式：
齿轮的结构设计
通过强度计算确定出了齿轮的齿数z、模数m、齿宽B、螺旋角b、分度圆直 径d 等主要尺寸。
在综合考虑齿轮几何尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及经济性等 各方面因素的基础上，按齿轮的直径大小，选定合适的结构形式，再根据 推荐的经验数据进行结构尺寸计算。
机械设计课件濮良贵版本11
详细内容
普通蜗杆传动的参数与尺寸
四、导程角g
在m和d1为标准值时, z1↑→g↑
五、传动比 i
六、蜗轮齿数z2
蜗轮齿数主要取决于传动比, 即z2= i z1 。 z2不宜太小（如z2＜26), 否则将使传动平稳性变差。 z2也不宜太大, 否则在模数一定时, 蜗轮直径将增大, 从而使相啮合的蜗杆支承间距加大, 降低蜗杆的弯曲刚度。 （Z1与Z2的荐用值表）
系统因摩擦功耗产生的热量为:
自然冷却从箱壁散去的热量为:
在热平衡条件下可得:
可用于系统热平衡验算, 一般to≤70~80℃
可用于结构设计
ad－箱体表面的散热系数, 可取ad ＝(8.15~17.45)W/(m2•℃)；
S －箱体的可散热面积(m2)；
t0－润滑油的工作温度(℃)； ta－环境温度(℃)。
普通蜗杆传动的效率、润滑与热平衡
一、蜗杆传动的效率
h1─计及啮合摩擦损耗的效率；
h2─计及轴承摩擦损耗的效率；
h3─计及溅油损耗的效率；
h1是对总效率影响最大的因素，可由下式确定:
所以 Z1↑→γ↑→η↑
效率与蜗杆头数的大致关系为: 蜗杆头数 １ ２ ４ ６ 总 效 率 0.70 0.80 0.90 0.95
蜗轮常用材料有：铸造锡青铜、铸造铝青铜、灰铸铁等。
普通蜗杆传动的承载能力计算
四、蜗杆传动的受力分析
蜗杆传动的受力分析与斜齿圆柱齿轮的受力分析相同, 轮齿在受到法向载荷Fn的情况下, 可分解出径向载荷Fr、周向载荷Ft、轴向载荷Fa。
蜗杆传动受力方向判断
五、蜗杆传动强度计算
在不计摩擦力时，有以下关系:
第十一章 蜗杆传动
§11-1 蜗杆传动概述
普通蜗杆传动的参数与尺寸
四、导程角g
在m和d1为标准值时, z1↑→g↑
五、传动比 i
六、蜗轮齿数z2
蜗轮齿数主要取决于传动比, 即z2= i z1 。 z2不宜太小（如z2＜26), 否则将使传动平稳性变差。 z2也不宜太大, 否则在模数一定时, 蜗轮直径将增大, 从而使相啮合的蜗杆支承间距加大, 降低蜗杆的弯曲刚度。 （Z1与Z2的荐用值表）
系统因摩擦功耗产生的热量为:
自然冷却从箱壁散去的热量为:
在热平衡条件下可得:
可用于系统热平衡验算, 一般to≤70~80℃
可用于结构设计
ad－箱体表面的散热系数, 可取ad ＝(8.15~17.45)W/(m2•℃)；
S －箱体的可散热面积(m2)；
t0－润滑油的工作温度(℃)； ta－环境温度(℃)。
普通蜗杆传动的效率、润滑与热平衡
一、蜗杆传动的效率
h1─计及啮合摩擦损耗的效率；
h2─计及轴承摩擦损耗的效率；
h3─计及溅油损耗的效率；
h1是对总效率影响最大的因素，可由下式确定:
所以 Z1↑→γ↑→η↑
效率与蜗杆头数的大致关系为: 蜗杆头数 １ ２ ４ ６ 总 效 率 0.70 0.80 0.90 0.95
蜗轮常用材料有：铸造锡青铜、铸造铝青铜、灰铸铁等。
普通蜗杆传动的承载能力计算
四、蜗杆传动的受力分析
蜗杆传动的受力分析与斜齿圆柱齿轮的受力分析相同, 轮齿在受到法向载荷Fn的情况下, 可分解出径向载荷Fr、周向载荷Ft、轴向载荷Fa。
蜗杆传动受力方向判断
五、蜗杆传动强度计算
在不计摩擦力时，有以下关系:
第十一章 蜗杆传动
§11-1 蜗杆传动概述
机械设计课件濮良贵版本
濮良贵版本的背景
1 专业经验
濮良贵教授是机械工程领域的权威，拥有超过20年的教学和实践泛关注，并在工程设计方面作出了重要贡献。
3 教材编写
濮良贵教授从实践出发，精心编写了这个课件，以便学生更好地理解机械设计。
课程目标
1 扎实基础
2 应用能力
通过学习本课程，你将掌握机械设计的核 心概念，建立坚实的基础。
机械设计课件濮良贵版本
欢迎来到机械设计课件濮良贵版本。将通过生动的教学方法和丰富的内容， 为你展示机械设计的核心概念和应用。
课程介绍
1 基础知识
掌握机械设计的基本原理和技术，为日后深入学习打下坚实的基础。
2 实践机会
通过项目和实验，将理论知识应用于实际情境，提升解决复杂问题的能力。
3 行业应用
了解机械设计在各个行业的应用，为未来就业做好准备。
结语
通过机械设计课件濮良贵版本，你将得到广泛的知识和技能，为未来的机械设计职业发展奠定坚实基石。 开始你的机械设计之旅吧！
你将学会将理论知识应用于实际问题，并 开发出创新的机械设计解决方案。
3 团队合作
4 职业发展
通过合作项目和讨论，培养团队合作和沟 通能力，为未来的工作做好准备。
本课程将帮助你了解机械设计行业的最新 趋势和发展机会，为就业做好准备。
课程大纲
热力学基础
掌握热力学概念和应用， 了解物体的热力学性质和 能量转化。
机械元件设计
学习各种机械元件的设计 原理和计算方法，包括轴 承、齿轮和联轴器等。
机械系统分析
通过系统分析方法，了解 机械系统的运行和性能优 化。
计算机辅助设计
使用计算机辅助设计软件进行机械设计，提 高效率和精度。
创新设计案例
机械设计课件濮良贵版本12
◆ 两板相对运动的结果，应使液体在粘性力的作用下由楔形空间的大端 流向楔形空间的小端 。
详细推导
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算
二、径向滑动轴承形成流体动力润滑时的状态
◆ 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。
◆ 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。 由于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%。
空心式
单环式
多环式
汽车用滑动轴承故障原因的平均比率
轴承表面的磨粒磨损、刮伤、咬粘(胶合)、疲劳剥落和腐蚀。
一、滑动轴承常见失效形式有：
滑动轴承还可能出现气蚀、电侵蚀、流体侵蚀和微动磨损等失效形式。
３．承受巨大的冲击与振动载荷，如轧钢机。
４．特重型的载荷，如水轮发电机。
５．根据装配要求必须制成剖分式的轴承，如曲轴轴承。
６．在特殊条件下工作的轴承，如军舰推进器的轴承。
７．径向尺寸受限制时，如多辊轧钢机。
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。
§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
第十二章 滑动轴承
滑动轴承概述
滑动轴承的典型结构
一、径向滑动轴承的结构
１．整体式径向滑动轴承
详细推导
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算
二、径向滑动轴承形成流体动力润滑时的状态
◆ 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。
◆ 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。 由于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%。
空心式
单环式
多环式
汽车用滑动轴承故障原因的平均比率
轴承表面的磨粒磨损、刮伤、咬粘(胶合)、疲劳剥落和腐蚀。
一、滑动轴承常见失效形式有：
滑动轴承还可能出现气蚀、电侵蚀、流体侵蚀和微动磨损等失效形式。
３．承受巨大的冲击与振动载荷，如轧钢机。
４．特重型的载荷，如水轮发电机。
５．根据装配要求必须制成剖分式的轴承，如曲轴轴承。
６．在特殊条件下工作的轴承，如军舰推进器的轴承。
７．径向尺寸受限制时，如多辊轧钢机。
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。
§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
第十二章 滑动轴承
滑动轴承概述
滑动轴承的典型结构
一、径向滑动轴承的结构
１．整体式径向滑动轴承
机械设计课件濮良贵版本04
３. 流体摩擦是指摩擦表面被流体膜隔开，摩擦性质取决于流体内部分子间粘性阻力的摩擦。流体摩擦时的摩擦系数最小，且不会有磨损产生，是理想的摩擦状态。
边界摩擦和混合摩擦在工程实际中很难区分, 常统称为不完全液体摩擦。
随着科学技术的发展, 关于摩擦学的研究已逐渐深入到微观研究领域, 形成了微－纳米摩擦学理论, 引发出许多新的概念, 比如提出了超润滑的概念等。从理论上讲, 超润滑是实现摩擦系数为零的摩擦状态, 但在实际研究中, 一般认为摩擦系数在0.001量级（或更低）的摩擦状态即可认为属于超润滑。关于这方面的研究也是目前微－纳米摩擦学研究的一个重要方面, 同学们应对此给予关注。
滚动摩擦: 物体表面间的运动形式是相对滚动。
“机械说” 产生摩擦的原因是表面微凸体的相互阻碍作用；
“分子说” 产生摩擦的原因是表面材料分子间的吸力作用；
一、摩擦的机理
“机械－分子说” 两种作用均有。
1785年, 法国的库仑用机械啮合概念解释干摩擦, 提出摩擦理论。后来又有人提出分子吸引理论和静电力学理论。1935年, 英国的鲍登等人开始用材料粘附概念研究干摩擦, 1950年, 鲍登提出了粘附理论。
润滑脂的主要质量指标是: 锥入度，反映其稠度大小。
粘度是润滑油的主要质量指标, 粘度值越高, 油越稠, 反之越稀；
润滑油的牌号与运动粘度有一定的对应关系，如: 牌号为L-AN10的油在40℃时的运动粘度大约为10 cSt。
滴点, 决定工作温度。
应用矿物油作润滑剂的记载最早见于西晋张华所著《博物志》, 书中提到酒泉延寿和高奴有石油, 并且用于“膏车及水碓甚佳”。
摩擦学是研究相对运动的作用表面间的摩擦、磨损和润滑, 以及三者间相互关系的理论与应用的一门边缘学科。
边界摩擦和混合摩擦在工程实际中很难区分, 常统称为不完全液体摩擦。
随着科学技术的发展, 关于摩擦学的研究已逐渐深入到微观研究领域, 形成了微－纳米摩擦学理论, 引发出许多新的概念, 比如提出了超润滑的概念等。从理论上讲, 超润滑是实现摩擦系数为零的摩擦状态, 但在实际研究中, 一般认为摩擦系数在0.001量级（或更低）的摩擦状态即可认为属于超润滑。关于这方面的研究也是目前微－纳米摩擦学研究的一个重要方面, 同学们应对此给予关注。
滚动摩擦: 物体表面间的运动形式是相对滚动。
“机械说” 产生摩擦的原因是表面微凸体的相互阻碍作用；
“分子说” 产生摩擦的原因是表面材料分子间的吸力作用；
一、摩擦的机理
“机械－分子说” 两种作用均有。
1785年, 法国的库仑用机械啮合概念解释干摩擦, 提出摩擦理论。后来又有人提出分子吸引理论和静电力学理论。1935年, 英国的鲍登等人开始用材料粘附概念研究干摩擦, 1950年, 鲍登提出了粘附理论。
润滑脂的主要质量指标是: 锥入度，反映其稠度大小。
粘度是润滑油的主要质量指标, 粘度值越高, 油越稠, 反之越稀；
润滑油的牌号与运动粘度有一定的对应关系，如: 牌号为L-AN10的油在40℃时的运动粘度大约为10 cSt。
滴点, 决定工作温度。
应用矿物油作润滑剂的记载最早见于西晋张华所著《博物志》, 书中提到酒泉延寿和高奴有石油, 并且用于“膏车及水碓甚佳”。
摩擦学是研究相对运动的作用表面间的摩擦、磨损和润滑, 以及三者间相互关系的理论与应用的一门边缘学科。
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四 止推滑动轴承
结构：止推轴颈和轴承座 类型：空心式 压力较均匀
单环式 单向轴向力，压力均匀 多环式 双向轴向力，压力不均匀
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§12—3 滑动轴承的失效形式及常用材料 一.滑动轴承的失效形式
1.磨粒磨损 硬质颗粒→磨料→研磨轴和轴承表面
2.刮 伤
轴表面硬轮廓峰顶刮削轴承
3.咬粘（胶合） 温升+压力+油膜破裂→粘附 4.疲劳剥落 载荷反复作用→疲劳裂纹→扩展→剥落
第十二章 滑 动 轴 承
基本内容：滑动轴承的基本类型、结构、材料及
滑动轴承的工作能力和热平衡计算
本章重点：轴瓦的材料及结构
滑动轴承的基本设计方法 §12—1 概 述
一. 轴承功用 支承轴及轴上零件,并保证旋转精
度减少轴与支承间的摩擦与磨损
二. 轴承的分类 按摩擦性质
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滑动轴承
滚动轴承
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滑动摩擦状态分类
整理可得： p
x y
- u y
p2u
x y2
结构：轴承座，轴套（整体） 特点：结构简单，成本低，但装拆不便，无法调整间隙
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二 对开式径向滑动轴承
结构：轴承座、轴承盖， 轴瓦（两边）、螺栓
特点：剖分面垂直载荷方向， 正剖、斜剖，装拆方便， 磨损后可调整间隙，结构复杂
三 自动调心式滑动轴承
轴瓦能摆动，适应轴的变形，用于 支承跨距较大或多支点的长轴
表面完全隔开，由油膜产生的压力来平衡外载荷
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楔效应承载机理 平行板—相对运动—流速直线分布—油无内压力 不平行板—相对运动—流速变化—油有内压力
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三.流体动力润滑基本方程
假设：牛顿流体（ u ）
y
层流流动、不计重力、
大气压影响、油不可压缩
平衡方程：
pd z p d p xd y d xz d ydyy d y zd d yz 0 d
对开式 厚壁轴瓦 浇铸 双、多层金属
薄壁轴瓦 轧制
二. 轴瓦的定位
轴瓦定位的目的——防止轴瓦相对轴承座移动
轴瓦定位的方法：凸缘、紧定螺钉、销钉、凸耳
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三.油孔及油槽
开设油孔及油槽的原则： 将油导入整个摩擦表面而又不影响油膜承载能力
单轴向油槽→整体式→最大油膜厚度处 轴向油槽
双轴向油槽→对开式→剖分面处
[p] [pV]—许用值Mpa Mpa·m/S 查表(12—6)
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§12—7 液体动力润滑径向滑动轴承设计计算
一.流体摩擦
流体中任意点处切应力均与该处流体的速度梯度成正比
比例系数η—粘度—流体的
v 内摩擦力
y 二.流体动力润滑
流体动力润滑：
两相对运动物体的摩擦表面，
借助相对速度产生的油膜把两
3.灰铸铁、耐磨铸铁 ——轻载、低速
4.多孔质金属材料（含油轴承、陶质金属）
铁（铜）粉＋石墨→压型→烧结
5 非金属材料 ——塑料、尼龙、橡胶、硬木
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§12—4 轴 瓦 结 构
滑动轴承的关键零件——轴瓦 影响结构的因素——材料、润滑等
一. 轴瓦的型式和构造
轴瓦
整体式
整体轴套 单、双、多层金属卷制轴套
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二. 止推滑动轴承的计算
1.验算轴承的平均压力p
p
z
4
Fa (d22
d12)
p
Mpa
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2. 验算轴承的ｐv值
平均速度 v nd1 d2
6010002
m/S
ｐv值
p
v
nFa
30000zd2
d1
pv
Mpa·m/S
Z—环的数目
Fa—轴向载荷
d2 —轴环直径 d1—轴承孔径 n—轴颈的转速
周向油槽→载荷方向变动范围超过180°→中部
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油沟形式：一般润滑油从非承载区引入.
周 精选PPT 向 油 槽
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§12—5 滑动轴承润滑剂的选用
润滑油→液体
润滑剂 润滑脂→润滑油＋稠化剂
一. 润滑油固及体其润选滑择剂→石墨、ＭoS2、聚四氟乙稀
润滑油——液体动压轴承 表12—4 选择原则： ⑴ 转速高、压力小——粘度低 ⑵ 转速低、压力大——粘度高 ⑶ 高温度下工作（t＞60℃）——较高粘度 二. 润滑脂及其选择
润滑脂——要求不高、难经常供油或低速重载轴承
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选择原则： ⑴ 压力大、速度低——小针入度，反之选针入度大的 ⑵ 润滑脂滴点应高于轴承工作温度20~30℃，以免流失 ⑶ 在有水或潮湿场合，应选防水性的润滑脂、 三. 固体润滑剂 ——用于特殊场合
§12—6 不完全液体润滑滑动轴承的设计计算
1.干摩擦 两摩擦面间无任何润滑剂，固体表面 直接 接触 摩擦、磨损大 ｆ＝0.30～0.35
分子—机械理论：粘着作用和刨犁作用
2.边界摩擦 两பைடு நூலகம்擦面由吸附着的很簿的边界膜隔 开的
摩擦
ｆ＝0.01～0.1
边界膜： 物理吸附膜、化学吸附膜 化学反应膜
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3.液体摩擦 两摩擦完全被液体油膜隔开的摩擦
5.腐蚀 润滑剂氧化→酸性物质→腐蚀
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二. 轴承的材料 ——轴瓦和轴承衬的材料
要求：良好的减摩性、耐磨性、抗胶合性
顺应性、磨合性、导热性、足够的强度
1.轴承合金 (白合金、巴氏合金) ——以锡或锑为软
基体，均夹着锑锡、铜锡硬晶粒→最好，但
价高、强度低→轴承衬。
2.青铜 ——锡、铝、铅青铜
不完全液体润滑滑动轴承 ——混合摩擦状态 一 失效形式及设计准则
1.主要失效形式
磨损→间隙↑→运动精度↓ 胶合：温度↑ →粘度↓润滑恶化→烧瓦
2.设计准则 维持边界油膜不破裂
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二.径向滑动轴承的计算
1.验算轴承的平均压强 p ——限制压力防止过度磨损
p F p Mpa
Bd
2.验算轴承的pv值 ——限制温升防止胶合
ｆ＝0.001～0.008
油膜：静压油膜和动压 油膜
4.混合摩擦 干、边界、液体摩擦并存
非（完全）液体摩擦
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三.滑动轴承的分类
按受载类型 径向轴承——径向力 止推轴承——轴向力
不完全液体滑动轴承
按润滑状态
动压轴承
液体滑动轴承
静压轴承
§12—2 滑动轴承的主要结构形式
一 整体式径向滑动轴承
p vB F1 d0 d6 0 n 01F 9 nB 10 p0 vMpa·m/S
3.验算滑动速度v ——防止速度太高加速磨损
v ≤［v］ m／s
F—径向载荷mm ； B—轴承寛度mm； d—轴颈直径mm ； n—轴颈转速r/min ； [p]，[pv]—许用应力Mpa, Mpa·m/S 查表(12—2)