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第九章 滑动轴承
1-1 基础知识
一、滑动轴承的分类、特点及应用
1．分类
滑动轴承按其滑动表面间摩擦状态不同，可分为液体摩擦滑动轴承和非液体摩擦滑动轴承（这里的非液体摩擦是指边界摩擦和混合摩擦的总称）。在液体摩擦滑动轴承中，根据其相对运动的两表面间油膜形成原理的不同，又可分为流体动压润滑轴承（简称动压轴承）和流体静压润滑轴承（简称静压轴承）。本章主要讨论动压轴承。
此外，按照承受载荷的方向不同，滑动轴承也可分为径向滑动轴承、推力滑动轴承和径向推力组合滑动轴承。还有按轴承的结构形式、润滑剂种类以及轴承材料等进行分类的方法。
2．特点及应用
滑动轴承的优点主要体现在以下几个方面：
（1）滑动轴承采用面接触，因而承载能力大；
（2）轴承工作面上的油膜有减振、缓冲和降噪的作用，因而工作平稳、噪声小；
（3）处于液体摩擦状态下轴承摩擦系数小、磨损轻微、寿命长；
（4）影响精度的零件数较少，故可达到很高的回转精度；
（5）结构简单，径向尺寸小；
（6）能在特殊工作条件下工作，如在水下、腐蚀介质或无润滑介质等条件中工作；
（7）可做成剖分式，便于安装。
二、滑动轴承的失效形式及常用材料
1．滑动轴承的失效形式
滑动轴承常见的几种失效形式有：磨粒磨损、刮伤、胶合、疲劳剥落以及腐蚀等。除此之外由于工作条件不同，滑动轴承还可能出现气蚀、流体侵蚀、电侵蚀和微动磨损等损伤。
2．轴承材料
轴瓦和轴承衬的材料统称为轴承材料。针对上述失效形式，轴承材料性能应着重满足以下主要要求：
1．良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性；
2．良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；
3．足够的强度和抗腐蚀能力；
4．良好的导热性、工艺性、经济性等。
需要指出的是，没有一种轴承材料能够全面具备上述性能，因而必须针对各种具体情况，仔细进行分析后合理选用。
常用的轴承材料可分三大类：1）金属材料，如轴承合金、铜合金、铝基合金和铸铁等；2）多孔质金属材料；3）非金属材料，如工程塑料、碳一石墨等。
三、滑动轴承的结构类型
1．径向滑动轴承的结构
径向滑动轴承主要用来承受径向载荷。常用的径向滑动轴承结构主要有整体式和剖分式两种型式。
整体式轴承结构简单，成本低廉，易于制造，但其缺点是轴套磨损后，轴承间隙过大时无法调整；另外只能从轴颈端部装拆，对于质量大的轴或具有中间轴颈的轴，装拆很不方便，甚至在结构上无法实现。因此，这种结构的轴承多用在低速、轻载或间歇工作的简单机械上。
剖分式轴承可克服上述两个缺点，因此使用较广，但结构略比整体式轴承复杂。
此外，为了解决整体式滑动轴承间隙无法调整的问题，保证机械的正常运转和旋转精度，还可采用间隙可调式径向滑动轴承。对于宽径比较大的轴承（B／d＞1.5），为了防止轴发生挠曲而引起轴承的边缘接触，造成轴承边缘的过度磨损，可采用自动调心式径向滑动轴承。
2．推力滑动轴承的结构
推力滑动轴承只用来承受轴向载荷。
推力滑动轴承可分为普通推力轴承和液体动压推力轴承两种。普通推力轴承工作时只能处于非液体摩擦状态，磨损较快；液体动压推力轴承是将推力瓦工作面制成多个固定斜面，或者将推力瓦制成多个可绕一支点摆动的可倾瓦块，它们与轴颈止推面构成收敛楔形可形成液体动压润滑，这种轴承性能较好但结构复杂。
3．轴瓦结构
轴瓦是滑动轴承中的重要零件，它的结构是否合理对轴承性能影响很大。轴承体上采用轴瓦是为了节约贵重的轴承材料和便于维修。轴瓦结构有整体式（又称轴套）和剖分式两种。
整体式轴瓦通常称为轴套。轴套又分为光滑轴套（一般不带油沟）和带纵向油槽的轴套两种。光滑轴套的构造简单，用于轻载、低速或不经常转动和不重要的场合；带纵向油槽的轴套，便于向工作面供油，故应用比较广泛。
剖分式轴瓦由上、下两半轴瓦组成。通常，下轴瓦承受载荷，上轴瓦不承受载荷，但上轴瓦开有油沟和油孔，润滑油由油孔输入后，经油沟分布到整个轴瓦表面上。
在轴瓦设计中，为了防止轴瓦在轴承座中发生轴向移动和周向转动。轴瓦必须有可靠的定位和固定。
为了润滑轴承的工作表面，一般都在轴瓦上开设油孔和油沟（糟）。油孔用来供油，油沟用来输送和分布润滑油。几种常见的油孔和油沟形式如下图9-1所示。油孔和油沟的开设原则是： l）油沟的轴向长度应比轴瓦长度短（大约为轴瓦长度的80％），不能沿轴向完全开通，以免油从两端大量泄失，影响承载能力；2）油孔和油沟不应开在轴瓦的承载区，以免降低油膜的承载能力。

图9-1常见油孔、油沟的形式
四、不完全液体润滑滑动轴承设计计算
不完全液体润滑滑动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，轴承还可能产生度劳破坏。
因此，不完全液体润滑滑动轴承的设计计算准则是：保证边界润滑膜不破坏，尽量减少轴承材料的磨损。
1．径向滑动轴承的计算
在设计时，通常是已知轴承所受径向载荷（单位为N）、轴颈转速（单位为r／min）及轴颈直径（单位为mm），然后进行以下验算。
（1）验算轴承的平均压力
（9-1）
式中：——轴承宽度；
——轴瓦材料的许用压力。
（2）验算轴承的值
轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗成正比（是摩擦系数），限制值就是限制轴承的温升。
（9-2）
式中：——轴径圆周速度，即滑动速度；
——轴承材料的许用压力。
（3）验算滑动速度
（9-3）
式中：——许用滑动速度；
滑动轴承所选用的材料及尺寸经验算合格后，应选取恰当的配合，一般可选、或。
2．止推滑动轴承的计算
止推滑动轴承又名推力滑动轴承，它由轴承座和止推轴颈组成。常用的结构形式有空心式、单环式和多环式，其结构及尺寸见图9-2。

图9-2
止推滑动轴承的设计方法与径向滑动轴承基本相同，其计算公式如下：
（9-4）
（9-5）
（9-6）
式中：
——轴向载荷；
——止推轴承环形支承面的外径；
——止推轴承环形支承面的内径；
——环形支承面的平均直径；
——推力环个数；
——考虑推力环面上开有油沟而使面积减小的百分数，常取。
、及都与轴承材料有关。设计时，在选定轴承材料和尺寸后就可以通过上述条件进行验算。
五、液体动压润滑径向滑动轴承设计计算
1． 摩擦、磨损及润滑
在讲液体动压润滑径向滑动轴承设计计算之前，我们首先要讲一下摩擦、磨损及润滑。
（1）摩擦
在外力作用下，相互作用的两物体作相对运动或有相对运动的趋势，其接触表面间产生的切向运动阻力称为摩擦力，这一现象称为摩擦。
摩擦分有多种类方法，按运动状态可分为静摩擦和动摩擦；按运动形式可分为滑动摩擦和滚动摩擦；按摩擦状态（或润滑状态）可分为干摩擦、流体摩擦、边界摩擦和混合摩擦如图9-3所示。

a）干摩擦 b）边界摩擦 c）流体摩擦 d）混合摩擦
图9-3 摩擦状态
流体摩擦、边界摩擦和混合摩擦，都必须在一定的润滑条件下实现，所以它们又被称为流体润滑、边界润滑和混合润滑。
摩擦系数随摩擦状态的变化曲线即摩擦特性曲线如图9-4所示。

图9-4 摩擦特性曲线
（2）磨损
磨损是伴随摩擦而产生的，它是相互接触的物体在相对运动时，表层材料不断发生损耗的过程或者产生残余变形的现象。磨损能毁坏工作表面，影响机械性能，消耗材料和能量，并使机械设备寿命降低。
机械零件的磨损过程大致分为三个阶段：1）跑合阶段；2）稳定磨损阶段；3）急剧磨损阶段。如图9-5所示。

图9-5 磨损过程
从磨损过程的变化来看，为了提高机械零件的试用寿命，应在设计或使用机器时，力求获得良好跑合，延长稳定磨损阶段，推迟急剧磨损阶段的到来。
（3）润滑
在两摩擦表面间加入润滑剂，形成润滑膜，从而降低摩擦，减轻磨损，保护零件不遭锈蚀，并起到散热降温作用，这种方法称为润滑。按摩擦面间的润滑状态润滑可分为流体动压润滑、流体静压润滑、弹性流体动压润滑、边界润滑和混合润滑。
流体动压润滑是依靠摩擦表面间形成收敛油楔和相对运动，并借助于粘性流体的动力学作用产生油膜压力，以平衡外载荷的润滑。要形成流体动压润滑必须具备三个条件：1）两工作表面间必须构成楔形间隙，如图9-6所示；2）两工作表面间必须充满具有一定粘度的润滑油或其他流体；3）两工作表面间必须有一定的相对滑动速度，其运动方向必须保证能带动润滑油从大截面流入，从小截面流出。

图9-6 油楔形状
1．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，即雷诺方程，推导该方程的力学模型如图9-7所示。一维雷诺方程式的微分表达形式为
（9-7）

图9-7 动压分析力学模型
而它的常用形式，即一维雷诺方程的积分表达形式为
（9-8）
式中：
——润滑油粘度；
——平板移动速度；
——油膜厚度，与有关；
——为处的油膜厚度。
2．径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程
径向滑动轴承的轴径与轴承孔间必须留有间隙，如图9-8a所示。径向滑动轴承形成流体动压润滑的过程，可分为三个阶段： 1）起动前阶段，见图9-8a； 2）起动阶段，见图9-8b； 3）液体润滑阶段，见图9-8c。

图9-8 径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程
当轴颈静止时（图a），轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。此时，两表面间自然形成一收敛的楔形空间。当轴颈开始转动时，速度极低，带入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升（图b）。随着转速的增大．轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐加多。这时，右侧楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈向左浮起。当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏心位置上（图c〕。这时，轴承处于流体动力润滑状态，油膜产生的动压力与外载荷F相平衡。此时，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。
3．径向滑动轴承的几何关系和承载量系数
如图9-9所示为轴承工作时轴径的位置，轴承和轴径的连心线与外载荷的方向形成一偏位角，轴承孔和轴颈直径分别用与表示。

图9-9径向滑动轴承的几何参数和油压分布
（1）直径间隙：
（9-9）
（2）半径间隙：轴承孔半径与轴颈半径之差
（9-10）
（3）相对间隙：直径间隙与轴径公称直径之比
（9-11）
（4）偏心距：轴颈在稳定运转时，其中心与轴承中心的距离
（5）偏心率：偏心距与半径间隙的比值
（9-12）
（6）最小油膜厚度：
（9-13）
（7）承载量系数
（9-14）
式中：
——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，；
——轴承宽度，m；
——外载荷，；
——轴颈圆周速度，。
4．最小油膜厚度
为了建立滑动轴承完全的液体润滑，必须使最小油膜厚度满足
（9-15）
式中：
——安全系数，一般取；
——轴颈表面粗糙度的十点平均高度；
——轴瓦表面粗糙度的十点平均高度。
1-2 重点和难点
一、本章重点
本章的重点内容概括起来有以下几点：
（1）滑动轴承得特点与选用；
（2）轴瓦材料；
（3）不完全液体润滑径向滑动轴承的设计计算；
（4）不完全液体润滑止推轴承的设计计算；
（5）液体动压润滑径向滑动轴承的设计计算
二、本章难点
本章的难点主要体现在以下几点：
（1）流体动力润滑的基本方程；
（2）液体动压润滑径向滑动轴承的设计与主要参数。
1-3 例题精解
例9-1 设某蜗杆减速器的蜗轮轴两端采用混合摩擦润滑向心滑动轴承支持。已知：蜗轮轴转速，轴材料为45号钢，轴颈直径，轴承宽度，轴承载荷；轴瓦材料为ZCuSn10P1（，，）。试校核此向心滑动轴承。
解：
（1）验算轴承平均压力

（2）验算轴承的值

（3）验算滑动速度

因此该轴承合格。
例9-2 某离心泵径向滑动轴承，已知轴的直径，轴的转速，轴承径向载荷，轴承材料为ZQSn6－6－3，试依据非液体摩擦滑动轴承计算方法校核该轴承是否可用。如不可用，应如何改进（按轴的强度计算，轴颈直径不得小于48mm）？
解：
由机械设计手册查得轴承材料ZQSn6－6－3的许用最大值：
，，
按已知数据，并取，得

由计算可知选用ZQSn6－6－3材料不能满足要求，而、满足。现考虑如下两个改进方案进行计算：
（1）不改材料，减小轴颈直径以减小速度，取为允许的最小值，则

仍不能满足要求，此方案不可用，所以必须改选轴承材料。
（2）改选材料，在铜合金轴瓦上浇铸轴承合金ZChPbSb15－15－3，查得，，，经试算，取，：

由此可见采用铜合金轴瓦浇铸ZChPbSb15－15－3轴承合金。其中轴颈直径，轴承宽度。
例9-3 试设计一起重卷筒的滑动轴承。已知轴承的径向载荷，轴颈直径，轴的转速。
解：
（1）确定轴承的结构型式
根据轴承的重载低速工作要求，按非液体摩擦轴承设计。采用剖分式结构便于安装和维护。润滑方法采用油脂杯用脂润滑。由机械设计手册可初步选择2HC4－200号径向滑动轴承。
（2）选择轴承材料
按重载低速条件，由机械设计手册选用轴瓦材料为ZQA19-4，据其轴瓦材料特性查得：
，，
（3）确定轴承宽度
对起重装置，轴承的宽径比可取大些，取，则轴承宽度

（4）验算轴承强压

（5）验算及值

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，，等。一般可取。
例9-4 一液体摩擦径向滑动轴承，已知轴颈直径，轴承宽度，轴的转速，半径装配间隙为，偏心率，采用号机械油润滑，润滑油在50℃时的粘度。试求该轴承能承受的最大径向载荷。
解：
（1）求轴承的相对间隙

（2）计算轴颈圆周速度

（3）确定轴承承载系数
根据，，查关系图得：。
（4）求轴承能承受的最大径向载荷
根据得

例9-5 有一混合摩擦径向滑动轴承，轴颈直径，轴承宽度，轴瓦材料为ZQAl9-4，试求：
（1）当载荷，转速时，校核轴承是否满足非液体润滑轴承的使用条件；
（2）当载荷时，轴的允许转速；
（3）当轴的转速时的允许载荷；
（4）轴的允许最大转速。
由机械设计手册查得轴瓦材料ZQAl9-4的许用值为，,。
解：
（1）校核轴承的使用条件
已知载荷，转速，则

由此可知，满足使用要求。
（2）求时轴的允许转速
由
所以

（3）求时轴的允许载荷
同样由 ，则

（4）求轴的允许最大转速
由
则

例9-6 试分析例9-6图中所示各种两板间的油膜能否产生流体动压力，并说明理由。

例9-6图
解：
在分析例9-6图中所示的各种两板间的油膜时，为了不致得出错误的结论，应对下述两种情况加以区别：（l）摩擦表面运动时并不改变油楔在空间的位置，此时只要看摩擦表面的运动是否将润滑油由大口带向小口，若是则产生流体动压力；若否，则不能；（2）摩擦表面的运动改变了油楔在空间的位置，此时可在油楔任取一固定截面，看摩擦表面运动的结果使该截面的间隙高度是增加了还是减少了，若是增加了则不能产生流体动压力，若减少了则能产生流体动压力。根据上述两点，现分析例9-6图所示各情况：
（1）图（a）：摩擦表面运动时，不改变油楔在空间的位置，运动表面使润滑油由大口流向小口，故该油楔能产生流体动压力；
（2）图（b）：摩擦表面运动的结果改变了油楔在空间的位置，且使油楔上任一固定截面的间隙高度在瞬时增大，故不能产生流体动压力；
（3）图（c）：表面运动的结果，改变了油楔在空间的位置，且使油楔上任一固定截面的间隙高度减小，故能产生流体动压力；
（4）图（d）：速度方向沿倾斜方向，运动的结果并不改变油楔在空间的位置，且使润滑油从小口流向大口，故不能产生流体动压力；
（5）图（e）：当时，同图（a）；当时，同图（b）。
1-4 习题
一、选择题
9-1 巴氏合金用于制造 。
A．单层金属轴瓦 B．双层及多层金属轴瓦
C．含油轴承轴瓦 D．非金属轴瓦
9-2 含油轴承是采用 制成的。
A．塑料 B．石墨 C．铜合金 D．多孔质金属
9-3 下述材料中， 是轴承合金（巴氏合金）。
A．20CrMnTi B．38CrMnMo
C．ZSnSb11Cu6 D．ZCuSn10Pbl
9-4 液体摩擦动压径向轴承的偏心距随 而减小。
A．轴颈转速的增加或载荷的增加
B．轴颈转速的增加或载荷的减少
C．轴颈转速的减少或载荷的减少
D．轴颈转速的减少或载荷的增加
9-5 设计液体动压径向滑动轴承时，若发现最小油膜厚度不够大，在下列改进设计的措施中，最有效的是 。
A．减少轴承的宽径比 B．增加供油量
C．减少相对间隙 D．增大偏心率
9-6 温度升高时，润滑油的粘度 。
A．随之升高 B．保持不变
C．随之降低 D．可能升高也可能降低
9-7 径向滑动轴承的直径增大1倍，长径比不变，载荷不变，则轴承的压强变为原来的 倍。
A．2 B．l／2 C．1／4 D．4
9-8 径向滑动轴承的直径增大1倍，长径比不变，载荷及转速不变，则轴承的值为原来的 倍。
A．2 B．l／2 C．4 D．1／4
9-9 液体动压径向滑动轴承在正常工作时，轴心位置、轴承孔中心位置及轴承中的油压分布应如题9-9图的 所示。
A．（a） B．（b） C．（c） D．（d）

题9-9图
9-10动压液体摩擦径向滑动轴承设计中，为了减小温升，应在保证承载能力的前提下适当 。
A．增大相对间隙，增大宽径比 B．减小，减小
C．增大，减小 D．减小，增大
9-11对于一般低速重载的液体动压润滑径向滑动轴承，通常在设计时考虑采用 。
A．较小的宽径比 B．较小的轴承压力
C．较低粘度的润滑油 D．较小的轴承相对间隙
9-12 动压滑动轴承能建立油压的条件中，不必要的条件是 。
A．轴颈和轴承间构成楔形间隙
B．充分供应润滑油
C．轴径和轴承表面之间有相对滑动
D．润滑油温度不超过50℃
二、填空题
9-13 滑动轴承的失效形式有，，，，。
9-14 验算滑动轴承最小油膜厚度的目的是。
9-15 采用三油楔或多油楔滑动轴承的目的在于。
9-16 在非液体摩擦滑动轴承中，限制值的主要目的是防止轴承。
9-17 在设计液体摩擦动压滑动轴承时，若减小相对间隙，则轴承的承载能力将；旋转精度将；发热量将。
9-18 影响润滑油粘度的主要因素有和。
9-19 非液体摩擦滑动轴承的主要失效形式是，在设计时应验算项目的公式为，，。
9-20 滑动轴承的润滑作用是减少，提高，轴瓦的油槽应该开在载荷的部位。
9-21 形成液体动压润滑的必要条件是、、。
9-22 滑动轴承的承载量系数将随着偏心率的增加而，相应的最小油膜厚度也随着的增加而。
三、计算题
9-23 一减速器中的非液体摩擦径向滑动轴承，轴的材料为45号钢，轴瓦材料为铸造青铜ZCuSn6。承受径向载荷；轴颈直径；工作长度；转速。试验算核轴承是否适合用？
提示：根据轴瓦材料，已查得：，，。
9-24 试设计一多环推力滑动轴承如题9-24图。已知轴颈直径为，所受轴向载荷，轴的转速，钢制轴不淬火，轴承材料为青铜。

题9-24图
9-25 设计一液体摩擦径向滑动轴承，工作情况稳定，采用剖分式轴承。已知轴承载荷，轴颈直径，轴的转速。
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