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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。
液体动力润滑径向滑动轴承设计计算流体动力润滑的楔效应承载机理已在第四章作过简要说明，本章将讨论流体动力润滑理论的基本方程（即雷诺方程）及其在液体动力润滑径向滑动轴承设计计算中的应用。
（一）流体动力润滑的基本方程流体动力润滑理论的基本方程是流体膜压力分布的微分方程。
它是从粘性流体动力学的基本方程出发，作了一些假设条件后得出的。
假设条件：流体为牛顿流体；流体膜中流体的流动是层流；忽略压力对流体粘度的影响；略去惯性力及重力的影响；认为流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向不变。
图12－12中，两平板被润滑油隔开，设板A 沿x 轴方向以速度v 移动；另一板B 为静止。
再假定油在两平板间沿 z 轴方向没有流动(可视此运动副在z 轴方向的尺寸为无限大)。
现从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析。
作用在此微单元体右面和左面的压力分别为p 及p p dx x ∂⎛⎞+⎜∂⎝⎠⎟，作用在单元体上、下两面的切应力分别为τ及dy y ττ⎛⎞∂+⎜⎟∂⎝⎠。
根据x 方向的平衡条件,得：整理后得根据牛顿流体摩擦定律,得，代入上式得 该式表示了压力沿x 轴方向的变化与速度沿y 轴方向的变化关系。
下面进一步介绍流体动力润滑理论的基本方程。
1．油层的速度分布将上式改写成（a）对y 积分后得（c）根据边界条件决定积分常数C1及C2:当y=0时,v= V；y=h(h为相应于所取单元体处的油膜厚度)时,v=0,则得：代入（c）式后,即得 （d）由上可见,v由两部分组成：式中前一项表示速度呈线性分布，这是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这是由油流沿x方向的变化所产生的压力流所引起的。
2、润滑油流量当无侧漏时,润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为：将式(d)代入式(e)并积分后,得（f）设在 p=p max处的油膜厚度为h0(即时当润滑油连续流动时,各截面的流量相等,由此得 ：整理后得该式为一维雷诺方程。
动载滑动轴承轴心轨迹计算在往复式机械中，作用在连杆大小端及曲轴的滑动轴承上的载荷，无论大小和方向都随时间作周期性变化。
动载轴承由于油膜动压受旋转效应和挤压效应的综合作用，其轴心轨迹是变化的。
在正常的工况下，其轴心轨迹收敛于固定的轨迹曲线。
动载轴承的轴心轨迹的计算可以估计出轴承的失效形式及失效位置，从而在设计时可作有效的预防。
对轴心轨迹的计算，不能用稳态下的计算方法来确定，这是因为其油膜动压涉及挤压效应和旋转效应的综合作用，因而要采用非稳态下的计算方法才能确定。
本文主要采用Holland方法并通过计算机模拟进行计算。
图1 轴承模型示意图1.建立模型在进行轴心轨迹的计算之前，对有限宽的动载轴承作以下假设：（1）轴承的间隙中充满润滑油介质，流动服从雷诺方程，不考虑润滑油的涡动现象；（2）整圆轴承，轴承的轴线和轴颈平行；（3）轴承外表面光整；（4）不考虑温度场变化引起的油粘度变化。
求解轴心轨迹的基本思路如下，在油膜力和载荷互相平衡的情况下（由于轴颈惯性力相对较小，因此可以忽略不计），轴心都会逐渐收敛于一个确定的轨迹，所以可在轴颈的任意初始位置上根据力平衡关系确定轴心变化速度。
由此得到经过一微小时间间隔后的新的轴颈位置。
从这个位置再确定新的轴心变位速度，又得到另一时间间隔后的另一个轴颈位置。
如此不断进行下去，直到收敛于一个封闭的轴心轨迹。
分析动载轴承轴心轨迹的具体方法有Holland法、和Hahn法和移动率（Mobility）法。
为了克服对动载Reynolds方程在数学上求通解的困难，采用Holland法进行分析。
图1为物理模型的受力关系示意。
图中，F为动载荷，γ为动载荷与Y轴的方向角，δ为偏位角，Ωb为轴承角速度，Ωj为轴颈角速度，轴颈中心O j绕轴承中心O b的回转变位角速度为δ’，偏心率随时间的增长速率为ε’，R为轴承的内径。
P D是由轴颈和轴承相对油楔的旋转角速度引起的油膜动压，P V是由轴颈与轴承之间的挤压引起的油膜动压，称为挤压油压。
