└不降低油膜承载力 ②油沟开在轴瓦内表面→以油 口为中心纵向、斜向或横向
35o 35o
3.轴瓦定位配合 4.必要时开油室 5.轴瓦
③油沟形式→
－贮油和稳定供油
④油沟与轴瓦端面保持一定距离，防止漏油
⑤宽径比：轴瓦宽度与轴颈直径之比B/d
液体摩擦滑动轴承：B/d=0.5-1； 非液体摩擦的滑动轴承：B/d=0.8-1.5
3.液体摩擦－ 两摩擦面完全由液体隔开的摩擦→理想 →ｆ≈0.001～0.01
4.混合摩擦－ 干、边界、液体摩擦并存→实际 →非液体摩擦
§15-2 滑动轴承的结构 p.238
(一)向心滑动轴承→主要承受径向载荷FR 1.整体式→ 轴承座、轴瓦(轴套) 2.剖分式→ 轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦(两边)、
dB 2
CP
承载量系数
二. 最小油膜厚度 hmin e (1 ) r (1 )
轴其承他承条载件能不力变也，愈hm大in越。小，则偏心率越大，Cp也越大， 但受粗糙度、轴刚度、几何形状误差等影响，油膜厚度 不能无限减小，需要加以限制。
hmin r (1 ) [h]
[h] S(Rz1 Rz2 )
2.铅锑轴承和金
较脆，中速、中载轴承
轴承衬
二. 青铜
强度高、承载能力大，耐磨性和导热性都优于轴承合 金，可在较高温度下工作，但可塑性差，不宜跑合， 与之相配的轴颈必须淬硬。 三. 具有特殊性能的轴承材料：
粉未治金（含油轴承、陶质金属）
铁（铜）粉＋石墨→压型→烧结； 多孔性组织，空隙内可储存润滑油 灰铸铁、耐磨铸铁 →轻载、低速
2.特点: →润滑效果好，具冷却、清洗作用。 供油、 密封麻烦。
3.润滑方法:→┌间歇润滑:油孔、油杯 └连续润滑:油杯、油环、飞溅、压力
4.牛顿粘性定律 －润滑油作层流流动时, 各油层间 的剪应力与速度梯度成正比。
→沿 y 坐标各油层速度呈线性分布→剪切流。
η－动力粘度 Pa·S(N·s/m2)(国际) ν－运动粘度(m2/s)
二. 形成动压润滑的必要条件:
两工 作平面 间必须
1.有楔形间隙 2.连续充满粘性流体 3.有相对运动(由大截面→小截面)
三. 向心滑动轴承形成动压润滑的过程：
e
n=0,形成 轴瓦对轴颈摩擦力 开始形成动压
弯曲的楔 →轴颈向右滚动而 润滑，轴颈受 形成动压润滑
形空间 偏移
力向左移动 ，并稳定运转
四.液体动压润滑的基本方程
塑料、橡胶
§15-4 润滑剂和润滑装置 p.242
一.润滑目的： 摩擦功耗↓磨损↓, 冷却、吸振、防锈 润┌液体润滑剂：润滑油 滑│半固体润滑剂：润滑脂 剂└固体润滑剂→石墨、ＭoS2、聚四氟乙稀
二. 润滑油： 1.主要性能指标: 粘度→液体流动的内摩擦性能→内部剪应力
温度↑→粘度↓（粘温图）。
压力↑→粘度↑，变化极微，可忽略。
dp 6v h h0
dx
h3
(15-10)
h = h0 →dp/dx = 0 →油压最大
§15-7 向心动压轴承的几何关系和承载量的计算
一. 向心动压轴承的几何系数
直径间隙 D d
半径间隙
相对间隙
dr
2
偏心率 e
最小油膜 厚度
hmin e (1 ) r (1 )
F
三. 向成心动滑压动润轴滑承形成动压润滑的过程
四(两.液板体间动液压体润)层滑流的→基本方程
流量相等→
油膜无承载能力
2. 两板相互倾斜:
当两 板 间
楔形间隙 相对运动(由大→小) 连续流体
两端速度若按虚线三角形→带 入油量＞带出油量→间隙内油 压↑→油膜具承载力→流体由中 向两端流动→压力流。
→压力油膜→起始于入口处， 进口流速→凹形 终止于最小油膜厚度处。 → 出口流速→凸形
1.基本方程建立的假设:
1)Z向无限长 ,润滑油在Z向没有流动 2)压力p不随y值的大小而变化 , 即同一油膜截面上压力为常数 2.公式的建立: 3)润滑油的粘度η不随压
力而变化,并且忽略油 层的重力和惯性 4)润滑油处于层流状态。
2.公式的建立: －AB板间形成动压润滑
→取一微单元体(dx,dy,dz)→它承受油压p、内摩擦切
Rz1、Rz2：轴颈、轴瓦孔表面微观不平度的十点平均高度 S：安全系数，常取≥2。
§15-8 液体动压多油楔轴承与静压轴承简介
在多油楔滑动轴承中，轴瓦的内孔制成特殊形状，目的是在 工作中产生多个油楔，形成多个动压油膜，借以提高轴承的 工作稳定性加旋转精度。
椭圆轴承，它的项隙和侧隙之比常制成1：2，减小了顶隙而扩 大了侧隙。顶隙减小，在顶部也可形成动压油膜；侧隙扩大， 增加端泄油量，降低轴承温升。工作时，椭圆轴承中形成上 下两个动压油膜，有助于提高稳定性。但其摩擦损耗将会有 所增加，而且供油量增大，承载量降低。
静压轴承与空气轴承简介
静压轴承是依靠给油装置，将高压油压入轴承的间隙中，强制形成 油膜，保证轴承在液体摩擦状态下工作。油膜的形成与相对滑动速度 无关，承载能力主要取决于油泵的给油压力，因此静压轴承对高速、 低速、轻载、重载下都能胜任工作。
在启动、停止和正常运转时期内，轴与轴承之间均无直接接触，理 论上轴瓦没有磨损，轴承寿命长，可以长时期保持精度。而且正由于 任何时期内轴承间隙中均有一层压力油膜，故对轴和轴瓦的制造精度 可适当降低，对轴瓦的材料要求也较低。
FA2 FR2
按载荷的方向
向心轴承－ 主要承受径向载荷FＲ （与轴心线垂直）
推力轴承－ 主要承受轴向载荷FA (与轴心线一致)
§15-1 摩擦状态
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→强烈温升→不允许
2.边界摩擦－ 两摩擦面由吸附着的很簿的边界膜隔 开的摩擦→ｆ≈0. 1～0.3
du dy (15-1)
ρ－液体密度
(kg/m3)
三. 润滑脂:
润滑油+稠化剂(金属皂 ←氢氧化物+硬脂酸)
特点:
→不易流失，易密封、不需经常添加 对速度和载荷的变化有较大的适应范围， 受温度影响不大； 但摩擦磨损大，效率低，不宜于高速，易 变质
四. 固体润滑剂:
石墨、二硫化钼、聚氟乙烯树脂
润滑油不能膜厚度
h (1 cos) r (1 cos)
油膜压力 最大处的
h0 (1 cos0 )
油膜厚度
dp 6v h h0
dx
h3
(15-10)
dp
d
6
w
2
(cos cos0 ) (1 cos)3
p
6 w 2
(cos cos0 ) d 1 (1 cos)3
F
应力τ →根据平衡条件,沿x方向:
p dydz ( d ) dxdz ( p dp) dydz dxdz 0
z
dp dx
d
dy
沿x方向单位压力变化率
→由 牛 顿粘d性u 定律
dy
123=)))油润液沿层滑体y方的油动向速流压τ 切度量润应分 滑力布 的变基化本率方。程x p
p+dp
§15-5非液体摩擦滑动轴承的计算
┌液体润滑滑动轴承 └非液体润滑滑动轴承
(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↓ →耗功→温度↑→粘度↓润滑恶化→烧瓦、胶合
2.设计准则: →维持边界油膜不遭破裂
在润滑剂中加少量石墨或MOS2→边界油膜较坚韧
p p
pV pV
(二)设计计算： →维持边界油膜不遭破裂
τ +d τ
dp dx
d 2u dy 2
(15-8)
y
油膜压力变化率与速度梯度的导数有关。
dp dx
d 2u dy 2
(15-8)
1)油层的速度分布: (式15-7对y积分)
u
1
2
dp dx
y2
C1 y C2
→由边界条件: 当y=0 ,u=v 当y=h ,u=0
u 1 dp ( y2 hy) y h v (15-9)
第十五章 滑 动 轴 承 p.253
前言 摩擦状态 滑动轴承的结构 滑动轴承的材料 非液体摩擦滑动轴承的计算 润滑剂和润滑装置 动压润滑基本原理
前
言
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
滑动轴承 滚动轴承
FA1 FR1
Fr Fa
– 应用节流器能随外载荷的变化而自动调节各油腔内的压 力，节流器选择得恰当，可使主轴的位移e达到最小值。
– 节流器是静压轴承中的关键部分。 – 常用的节流器有小孔节流器(图15-21)和毛细管节流器等。
空气轴承
❖空气是一种取之不尽的流体， 而且粘性小，它的粘度为L－ AN7全损耗系统用油的1/4000， 所以利用空气作为润滑剂，可 以解决每分钟数十万转的超高 速轴承的温升问题。
一.向心轴承：
1.轴承压强(p)验算→ 油不被过大压力挤出→不产生
p FR p
Bd
Mpa (15-3)
过大磨损
2.验算pｖ值→ 限制温升→防止油膜破裂→防止胶合
pV FR dn pV Mpa·m/S (15-4)
Bd 1000 60
Fd－R－轴径颈向二直载.径推荷m力Nm轴承
； ；
B－轴承寛度mm； n－轴颈转速r/min ；
§15-3 轴瓦及轴承衬材料
材料具有的性能 1）摩擦系数小；2）导热性好，热膨胀系 数小；3）耐磨、耐蚀、抗胶合能力强；4）足够的机械强 度和可塑性→两层不同金属（浇铸或压合）做成轴瓦
一.轴承合金 (白合金、巴氏合金)
1.锡锑轴承和金 摩擦系数小，抗胶合性能好，对油的吸 附性强，耐蚀性好，易跑合，常用于高速、重载→价格 贵、机械强度差→轴承衬