第十二章滑动轴承 (6学时)一、摩擦、磨损、润滑概述两个相对滑动物体接触时必然有摩擦，→（发生）磨损→（考虑）润滑。
关于摩擦、磨损与润滑的学科构成了摩擦学(Tribology)。
“摩擦学”已作为一门重要学科分支收到人们普遍重视。
这是由于世界性的能源危机引起的。
因为有资料表明，世界上使用的能源大约有1/3~1/2 消耗于摩擦。
各种机械设备中，零件的主要失效形式是摩擦磨损造成的。
连我们日常生活中，衣、鞋等日常用品也会因磨损发生无法使用、当然摩擦又为我们生活带来许多益处，如人靠摩擦行走，汽车靠摩擦力制动等，如果没有摩擦这个世界将会是怎么样呢？摩擦学对人类生活有极为重要的影响，但我们对摩擦磨损的认识却十分肤浅，自今对其产生机理还没弄清楚。
❑摩擦——是相对运动的物体表面间的相互阻碍作用现象；其机理有：“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；❑磨损——是由于摩擦而造成的物体表面材料的损失或转移；润滑——是减轻摩擦和磨损所应采取的措施。
1、摩擦种类及特点①干摩擦－是指表面间无任何润滑剂或保护膜的纯金属接触时的摩擦。
特点：摩擦系数大，磨损严重。
②边界摩擦－是指摩擦表面被吸附在表面的边界膜隔开，其摩擦性质取决于边界膜和表面的吸附性能时的摩擦。
物理吸附膜－靠油中极性分子与表面相互吸引而成。
该膜极薄，小于表面粗糙度，受温度影响大。
化学吸附膜－靠分子键和金属形成的化学吸附膜。
较物理吸附膜强度稳定性高。
化学反应膜－油中加入添加剂后与表面进行化学反应生成的膜。
特点：膜较厚，强度、稳定性高、承载能力强。
③流体摩擦－是指摩擦表面被流体膜隔开的摩擦，摩擦性质取决于流体内部分子间粘性阻力的摩擦。
特点：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。
④混合摩擦－是指摩擦表面间处于边界摩擦和流体摩擦的混合状态。
混合摩擦能有效降低摩擦阻力，其摩擦系数比边界摩擦时要小得多。
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。
2、润滑油的粘度粘度――表征润滑油流动时的内部阻力，是衡量内摩擦大小指标。
也是是润滑油的主要质量指标，粘度值越高，油越稠，反之越稀；①动力粘度――牛顿在1687年研究粘性液体流动的摩擦定理中，定义了动力粘度η，见图4－7、4－8所示，油层中的切应力与其速度梯度成（∂u/∂y）正比，即τ＝－η﹒∂u/∂y比例常数为流体的（动力）粘度。
符合这种粘度规律流体称为牛顿体。
动力粘度η的量纲 N·s/m2或Pa·s 。
不便测量，主要用于流体动力学计算。
②运动粘度――动力粘度η与同温度下该液体密度ρ之比值,υ＝η/ρ（4－7）运动粘度υ的量纲 m2 / s （国际单位）.在C.G.S制中用(物理单位) St（斯）,1 St=1 cm2/s;常用的为cSt(厘斯)， 1 cSt=1 mm2/s 。
GB/T314-1994规定采用润滑油在40℃时的运动粘度中心值作为润滑油的牌号。
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。
3、粘度与温度、压力关系粘－温特性：随着温度的升高，粘度将变小。
其影响程度由粘度指数（VI）表示，VI越大，则粘度随温度的变化越小，即粘－温性能越好。
图4－9为几种全损耗系统润滑油的粘－温曲线。
粘－压特性：当应力很高（大于20MPa）时,润滑油的粘度将明显增大。
一般，只在高副元件中才有这种现象，如重载齿轮传动中，啮合处的局部压力可能高达4000MPa，此时润滑油的粘度极大，变得像腊状的固体。
二、径向滑动轴承结构及材料结构有：（整体式、剖分式、自动调节式）轴承－支撑轴的零件最简单的结构“坐上钻孔”，由“瓦、衬座组成，有油孔、油塞。
１、轴承材料轴承材料包括轴瓦和轴承衬的材料，常用轴承材料：见表12－2，其种类和基本要求如下：基本要求：耐磨、减摩性好、具有一定强度。
其它要求：跑合性、传热性、耐腐蚀性好。
①轴承合金（巴氏合金、白合金）——含锡铅锑铜的合金材料，耐磨减摩，基体软，适合做轴衬。
特点：减摩性好，但较软，强度低，适合做轴衬。
②铜合金、锡（铅）青铜——耐磨减摩，强度高，适合做轴瓦③ 含油轴承（多孔质金属材料）----是一种用金属粉经压制、烧结成形后得到的末冶金材料，为多孔组织，能蓄油。
适做轴瓦。
④ 非金属材料（轴承塑料）----如：尼龙、工程塑料，可用水润滑，摩擦系数小，但导热差。
三、 不完全液体摩擦滑动轴承的设计计算径向轴承：主要用于工作可靠性要求不高的低速、重载、间歇工作的轴承。
轴承可靠的工作条件是：边界膜不破坏。
1. 验算轴承平均压力(保证边界膜不破裂和轴承强度)：[]P dBF p ≤=； （12－1） 2. 验算pv 值：轴承单位面积上的摩擦功为fpv ，限制摩擦功就是限制轴承温升。
（限制轴承的温升，防止边界膜因温度太高而破裂以及防止胶合）[]pv BFn dn Bd F pv ≤=⨯⋅=19100100060π （12－2） 3. 验算滑动速度（考虑磨损）：[]v v ≤ （12－3） 选取适当的配合。
一般可取：f6H7f7H899、或d H 四、 液体动力润滑径向滑动轴承设计计算１、 液体动力润滑的基本方程－雷诺方程对流体平衡方程（Navier －Stokes 方程）作如下假设，流体为牛顿流体即)(y u ∂∂=ητ，层流，忽略压力对流体粘度等。
在以上假设下，从两平板所构成的楔形空间中，取某一层液体的一部分作为单元体，通过建立平衡方程和给定边界条件，可得一维雷诺方程（推导略）： 雷诺方程：()036h h hv x p -=∂∂η -η油的动力粘度,ｈ－移动件至静止件的距离,轴颈的圆周速度ｖ 油的压力p, b h 位于横轴0处。
2、油楔承载原理当0h h >时，22yv x p ∂∂=∂∂>0， p 沿x 上升；·当时，0h h =22yv x p ∂∂=∂∂=0时， max p p =；·当0h h <时，22yv x p ∂∂=∂∂<0， p 沿x 下降，油膜承载力的建立必须满足以下条件（1）相对运动表面形成收敛的楔形间隙；（2）被油膜分开的两表面有一定的相对滑动速度，并带着油由大口向小口运动，在一定范围内，油膜承载能力与滑动速度成正比；（3）润滑油有一定粘度，供油充分，粘度越大，承载能力也越大。
径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程（分三阶段如p285图12-13）a ）轴的起动阶段；b ） 不稳定润滑阶段，接触面上摩擦作用，轴爬高；c ） 动力润滑阶段，n↑，v↑，油被带入油楔，形成承载油膜，轴径被托起，摩擦系数f 下降，轴承向左移动；3、最小油膜厚度：设D 、d 分别为轴承孔和轴径的直径。
如图几何关系：·轴承直径间隙：d D -=∆；·半径间隙：2/∆=-=r R δ； ·相对间隙：rd δψ=∆=； ·偏心率：δχe = ；e 为偏心距·最小油膜厚度：()χψχδδ-=-=-=1)1(min r e h ；保证液体润滑条件：()[]h r h ≥-=χψ1min （12－25）许用油膜厚度： []()21Z Z R R S h +=R z —表面粗糙度，与加工方法有关（其值参见P289）S —安全系数，常取S ≥23、设计用曲线（),,0μv q S前述雷诺方程是假设轴衬的宽度为无限宽，这于实际情况不符，对有限宽度轴承来说，要考虑端泻的影响，使轴承承载能力大大下降。
如图所示：而根据雷诺方程，并考虑端泄的影响要计算动压油膜的承载力十分复杂，需用二阶雷诺方程求解。
有人已将计算值绘成曲线供设计使用。
即：χ-0S 曲线——见图17-18，索氏数0S ，包角β，偏心率χ和宽径比B/d 。
并且：ηωψBd F S 20= 0S 的值反映承载能力，0S 上升，承载能力高，但χ 上升，m in h 下降，不安全，应使min min ][h h <，设计时由0S 查图17-18曲线得χ值。
χ-v q 曲线——见图17-19，流量系数-v q 是χ、B/d 和β的函数。
设计时，由χ查图17-19得-v q 值，则流量：-=v v q d q ωψ3 χμ--曲线——见图17-20，摩擦特性系数-μ也是χ、B/d 和β的函数。
设计时，由χ查图17-20得-μ值，则：ψμμ=-摩擦功耗 Fv Fv P ψμμμ-==５、 热平衡计算目的：控制润滑油在工作载荷下润滑油的最高温升，以维护轴承的承载能力。
出发点：当轴承达到热平衡时 ，即轴承在单位时间内由摩擦而产生的热量等于同时间内轴承散出的热量（包括轴承的油流带出的热量及轴承装置散发的热量）时，计算润滑油的温升，使其不超过允许值。
热平衡时有： 21Q Q Q += (12-27) 而 Q ＝ μpv (12-27a) Q 1＝ v q ρc (t o -t i ) (12-27b)Q 2＝ s απd B (t o -t i ) (12-27c)带入上式整理后可得：Δt ＝t o -t i ＝(μ/ψ)p /[c ρ(v q /ψvBd )＋s απ/ψv ] (12-28)其中：v q /ψvBd ----润滑油油量因数，由轴承的宽径比B/d 及偏心率χ查图12－16c －油的比定压热容s α—传热系数μ----轴承的摩擦因数，μ＝(π/ψ)(ηω/p )＋0.55ψξ ， ξ----随轴承宽径比B /d 而变的因数，见P209滑动轴承设计时，通常是Δt 给出平均温度t m （一般，取平均温度不超过750C ）,校核入口处的油温t it m =( t i +t 0)/2t i ＝ t m －Δt / 2 ＝ 30～450C若t i ＞ 30～450C ，则表示轴承的热平衡易于建立，轴承的承载能力尚未充分用尽。
此时，应降低平均温度，并允许适当加大轴瓦及轴颈的表面粗糙度，重作计算；若t i ＜ 30～450C , 则表示轴承不易达到热平衡。
此时，应加大间隙（以增加油的流量，增加散热能力），并考虑适当降低轴瓦和轴颈的表面粗糙度，再作计算。
五、 液体动压润滑向心滑动轴承的设计步骤一般已知：工作载荷F （W ），轴颈直径d （mm ），转速n （r/min ）1、 确定轴承的宽径比 DB ， 宽径比小：承载能力小；轴承压强大，运转稳定性好；端泄漏量大，温升低；支承刚度差；一般在0.5-1.5间。
选择宽径比的原则：高速重载时，轴承的温升高，B /d 宜取小些；低速重载时，为提高轴承的整体刚度，B /d 宜取大些；高速轻载时，如对轴承刚性无过高要求，B /d 可取小值；如需轴承有较大的刚性时，B /d 宜取较大值。
![机械基础 第2版 习题答案 (8)[4页]](https://img.taocdn.com/s1/m/de28c4aecf84b9d529ea7a10.png)
