下载文档原格式
第八章滑动轴承8.1 重点、难点分析本章的重点内容是滑动轴承轴瓦的材料及选用原则；非液体摩擦滑动轴承的设计准则及设计计算；液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算。
难点是液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算及参数选择。
8.1.1 轴瓦材料及其应用对轴瓦材料性能的要求：具有良好的减摩性、耐磨性和咬粘性；具有良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；具有足够的强度和抗腐蚀的能力和良好的导热性、工艺性、经济性等。
常用轴瓦材料：金属材料、多孔质金属材料和非金属材料。
其中常用的金属材料为轴承合金、铜合金、铸铁等。
8.1.2 非液体摩擦滑动轴承的设计计算对于工作要求不高、转速较低、载荷不大、难于维护等条件下的工作的滑动轴承，往往设计成非液体摩擦滑动轴承。
这些轴承常采用润滑脂、油绳或滴油润滑，由于轴承得不到足够的润滑剂，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。
非液体摩擦轴承的承载能力和使用寿命取决于轴承材料的减摩耐磨性、机械强度以及边界膜的强度。
这种轴承的主要失效形式是磨料磨损和胶合；在变载荷作用下，轴承还可能发生疲劳破坏。
因此，非液体摩擦滑动轴承可靠工作的最低要求是确保边界润滑油膜不遭到破坏。
为了保证这个条件，设计计算准则必须要求：p≤[p]，pv≤[pv]，v≤[v]限制轴承的压强p，是为了保证润滑油不被过大的压力挤出，使轴瓦产生过度磨损；限制轴承的pv值，是为了限制轴承的温升，从而保证油膜不破裂，因为pv值是与摩擦功率损耗成正比的；在p及pv值经验算都符合要求的情况下，由于轴发生弯曲或不同心等引起轴承边缘局部压强相当高，当滑动速度高时，局部区域的pv值可能超出许用值，所以在p较小的情况下还应该限制轴颈的圆周速度v。
8.1.3液体动力润滑径向滑动轴承设计计算液体动力润滑的基本方程和形成液体动力润滑（即形成动压油膜）的条件已在第一章给出，这里不再累述。
1．径向滑动轴承形成动压油膜的过程径向滑动轴承形成动压油膜的过程可分为三个阶段：（1）起动前阶段，见图8-1a；（2）起动阶段，见图8-1b；（3）液体动力润滑阶段，见图8-1c；图8-1 径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程对于这一形成过程应掌握如下要点：（1）从轴颈开始转动到轴颈中心达到静态平衡点的过程分析；（2）在给定载荷、轴颈转动方向及偏心距e的大小时，如何确定轴颈的平衡位置；（3）确定轴颈平衡位置后，油膜压力分布的大致情况以及最小油膜厚度h min的位置；（4）影响轴颈静态平衡点位置的主要因素有外载荷F，润滑油粘度η和轴颈转速n。
第八章滑动轴承8.1 重点、难点分析本章的重点内容是滑动轴承轴瓦的材料及选用原则；非液体摩擦滑动轴承的设计准则及设计计算；液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算。
难点是液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算及参数选择。
8.1.1 轴瓦材料及其应用对轴瓦材料性能的要求：具有良好的减摩性、耐磨性和咬粘性；具有良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；具有足够的强度和抗腐蚀的能力和良好的导热性、工艺性、经济性等。
常用轴瓦材料：金属材料、多孔质金属材料和非金属材料。
其中常用的金属材料为轴承合金、铜合金、铸铁等。
8.1.2 非液体摩擦滑动轴承的设计计算对于工作要求不高、转速较低、载荷不大、难于维护等条件下的工作的滑动轴承，往往设计成非液体摩擦滑动轴承。
这些轴承常采用润滑脂、油绳或滴油润滑，由于轴承得不到足够的润滑剂，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。
非液体摩擦轴承的承载能力和使用寿命取决于轴承材料的减摩耐磨性、机械强度以及边界膜的强度。
这种轴承的主要失效形式是磨料磨损和胶合；在变载荷作用下，轴承还可能发生疲劳破坏。
因此，非液体摩擦滑动轴承可靠工作的最低要求是确保边界润滑油膜不遭到破坏。
为了保证这个条件，设计计算准则必须要求：p≤[p]，pv≤[pv]，v≤[v]限制轴承的压强p，是为了保证润滑油不被过大的压力挤出，使轴瓦产生过度磨损；限制轴承的pv值，是为了限制轴承的温升，从而保证油膜不破裂，因为pv值是与摩擦功率损耗成正比的；在p及pv值经验算都符合要求的情况下，由于轴发生弯曲或不同心等引起轴承边缘局部压强相当高，当滑动速度高时，局部区域的pv值可能超出许用值，所以在p较小的情况下还应该限制轴颈的圆周速度v。
8.1.3液体动力润滑径向滑动轴承设计计算液体动力润滑的基本方程和形成液体动力润滑（即形成动压油膜）的条件已在第一章给出，这里不再累述。
1．径向滑动轴承形成动压油膜的过程径向滑动轴承形成动压油膜的过程可分为三个阶段：（1）起动前阶段，见图8-1a；（2）起动阶段，见图8-1b；（3）液体动力润滑阶段，见图8-1c；图8-1 径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程对于这一形成过程应掌握如下要点：（1）从轴颈开始转动到轴颈中心达到静态平衡点的过程分析；（2）在给定载荷、轴颈转动方向及偏心距e的大小时，如何确定轴颈的平衡位置；（3）确定轴颈平衡位置后，油膜压力分布的大致情况以及最小油膜厚度h min的位置；（4）影响轴颈静态平衡点位置的主要因素有外载荷F，润滑油粘度η和轴颈转速n。
当外载荷F、润滑油粘度η和轴颈转速n发生变化时，轴心的位置也将随之改变，即e在变化。
2．径向滑动轴承的几何参数设R为轴承孔半径，r为轴颈半径，B为轴承宽度，则径向滑动轴承的主要几何参数为：图8-2 径向滑动轴承的几何参数（1）轴承宽径比B／d（2）轴承半径间隙δ＝R－r＝(D－d)／2（3）轴承相对间隙ψ＝δ／r（4）轴承偏心距e＝OO1（5）轴承偏心率χ＝e／δ（6）最小油膜厚度h min＝δ－e＝δ(1－χ)＝ψr(1－χ)（7）任意位置油膜厚度h＝ψr(1＋χcosφ)（8）在φ＝φ0处，油膜压力最大，最大油膜压力处的油膜厚度为 h 0＝ψr (1＋χcos φ0)以上各项几何参数，可结合图8-2明确意义，掌握其相互关系。
对其中有些参数，如轴承宽径比B /d 和相对间隙ψ，还应了解它们对轴承工作能力的影响，掌握其选用原则。
3．承载量系数C P有限宽轴承油膜的总承载能力为：C P 为滑动轴承的承载量系数，无量纲，C P ↑，轴承承载能力↑。
对于在外载荷作用下给定参数的轴承，可用式C P =F ψ2/ηωdB = F ψ2/2ηvB 求得。
C p 取决于轴承包角β、偏心率χ和宽径比B/d 。
可由表格或曲线查得C P 或偏心率χ，由χ计算出最小油膜厚度h min 。
4．参数选择（1）粘度η粘度大小取决于轴承的平均温度t m ，t m ↑，η↓，承载能力偏高；t m ↓，η↑，承载能力偏低。
设计时：先假定t m ——初选η——初步设计。
校核入口温度若t 1＝３５～４０℃则合适；否则重新计算。
低速、重载滑动轴承要选高粘度的润滑油，便于形成油膜；高速滑动轴承应选用低粘度的润滑油。
因为润滑油内摩擦力几乎与转速平方成正比，转速高，摩擦产生的热量大，使润滑油温度升高，粘度下降，同时还会使轴受热膨胀，间隙缩小，易造成油膜破裂、轴承烧伤。
轴承间隙大，不易形成油膜，且端泄大，应选较高粘度的润滑油。
轴承宽径比大，端泄小，应选粘度低的润滑油。
轴承宽径比与润滑油的粘度值约成反比关系。
（2）宽径比B /d一般轴承的宽径比B /d =0.3~1.5。
高转速滑动轴承，应选较小的B /d 值，这样可使端泄流量增大，以减少温升，但是B /d 小，轴承的承载能力也低。
宽径比B /d 大，轴承承载能力大，但温升高，且长轴颈易变形，制造、装配误差的影响也的较大。
因此，只在低速、重载，轴及轴承刚性好，制造及安装精度高时，宽径比B /d 才取较大值。
宽径比对承载能力的影响见图8-3。
宽径比B /d 的选择还与压强p 的选择密切相关，p 选得大些可以减小轴承的尺寸，并提高轴承运转的稳定性；但p 取得过大，会使油膜变薄，容易因油质或加工、装配质量问题而被破坏。
p 2C dB F ψηω=图8-3宽径比对承载能力的影响（3）相对间隙ψ轴承中的一些特性参数是相对间隙ψ或半径间隙δ的函数，承载量系数C p 是ψ2的函数，所以间隙值对轴承性能影响很大。
相对间隙主要根据载荷和速度选取。
速度高时，ψ值应大些；载荷越大，ψ值应越小。
直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时，ψ值取小些。
一般机器常用的ψ值可查阅有关的技术资料，也可以由经验公式求得。
（4）最小油膜厚度h min↓（即χ↑）,轴承的承载能力↑，但h min不能无限缩小。
为确保轴承在液体润滑条件下安全运转，应使最小油膜厚度大于轴颈、轴瓦工作表面粗糙度十点高度Ｒz1、R z2之和，即h min =ｒψ（１－χ）≥[h]，[h]＝S（Ｒz1+R z2)式中S——安全系数，常取S≥2。
8.2 典型题解析例8.1 试设计一个起重机卷筒的滑动轴承。
已知轴承的径向载荷F r＝2×105N，轴颈直径d＝200mm，轴的转速n＝300 r/min。
要点分析：非液体摩擦滑动轴承的设计计算。
解：（1）确定轴承的结构型式根据轴承的重载低速的工作要求，按非液体摩擦滑动轴承设计。
采用剖分式结构以便于安装和维护，润滑方式采用油脂杯用脂润滑。
由机械设计手册初步选择2HC4-200号径向滑动轴承。
（2）选择轴承材料按重载低速的工作条件，由机械设计手册选用轴瓦材料为ZCuA110Fe3，根据其材料特性查得：[p ]＝15 MPa ， [pv ]＝12 MPa ·m/s ， [v ]＝4 m/s（3）确定轴承宽度对起重装置，宽径比可以取大些，取B ／d ＝1.5，则轴承宽度B ＝B ／d ·d ＝1.5×200 mm ＝300 mm（4）验算轴承压强p ＝dB F r ＝3002001025⨯⨯MPa ＝3.33 MPa ＜ [p ] （5）验算v 及pv 值v ＝10006030020014.3100060⨯⨯⨯=⨯dnπm/s =3.24 m/s ＜ [v ] [pv ]＝3.33×3.14 MPa ·m/s ＝10.47 MPa ·m/s ＜ [pv ]从上面验算可知所选材料合适。
（6）选择配合 滑动轴承常用的配合有f6H7，f7H8，d9H9。
一般取d9H9。
例8.2 有一混合摩擦径向滑动轴承，轴颈直径d ＝60mm ，轴承宽度B ＝60mm ，轴瓦材料为ZCuA110Fe3，试求：（1）当载荷F r ＝36000N ，转速n ＝150 r/min 时，校核轴承是否满足非液体润滑轴承的使用条件；（2）当载荷F r ＝36000N 时，轴的允许转速；（3）当轴的转速n ＝900 r/min 时的允许载荷F r ；（4）轴的允许最大转速n max 。
要点分析：滑动轴承的条件性计算。
解：根据轴瓦材料的型号ZCuA110Fe3，可查相关手册得：[p ]＝15 MPa ，[v ]＝4m/s ，[pv ]=12 MPa ·m/s（1）当载荷F r ＝36000N ，转速n ＝150 r/min 时，606036000r ⨯==Bd F p MPa=10 MPa ＜[p ]＝15MPa s m v s m s m dnv /4][/471.0/1000601506014.3100060=<=⨯⨯⨯=⨯=π=0.471/ 71.4/471.010=⋅⨯=s m MPa pv MPa ·m/s ＜][pv ＝12 MPa ·m/s 由此可知，满足使用要求。
（2）求轴的允许转速n由pv ＝100060.r ⨯dn Bd F π＜[pv ] 可得：n ≤2.382min /3600014.31260100060][100060r =⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯r F pv B πr/min 故，最大允许转速为382.2 r/min（3）由pv ＝100060.r ⨯dn Bd F π＜[pv ]得 F r ≤6.15286N 90014.31260100060][100060=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯n pv B πN 所以允许的最大载荷F r =15286.6N（4）v ＝100060⨯dnπ，因为v ≤[v ]=4m/s所以，n max ≤6014.34100060][100060⨯⨯⨯=⨯d v π r/min ＝1273.9 r/min 例8.3 已知某发电机转子的径向滑动轴承轴瓦的包角为180°，轴颈直径d ＝150mm ，宽径比B /d ＝1，半径间隙δ＝0.0675mm ，承受工作载荷F ＝50000N ，轴颈转速n ＝1000 r/min ，采用锡青铜，其[p ]＝15 MPa ，[pv ]＝20 MPa ·m/s ，[v ]＝10m/s ，轴颈的表面微观不平度的十点平均高度R Z1＝0.002mm ，轴瓦的表面微观不平度的十点平均高度R Z2＝0.003mm ，润滑油在轴承平均温度下的粘度η＝0.014Pa ·s 。
（1）验算此轴承是否产生过度磨损和发热。
（2）验算此轴承是否能形成液体动力润滑。
附：vB F C ηψ22p =，100060⨯=dn v π（m/s ）要点分析：液体动力润滑条件下，载荷越大，油膜厚度就越小，偏心率χ就越大。
而最小油膜厚度又要受到轴颈和轴承表面粗糙度等的限制。
