具体设计时，应先给定平均温度tm 然后计算： = 再计算入口温度： 当： 轴承不易达到热平衡状态，应加大间隙并适当降低轴瓦表面粗糙度，再行计算。 轴承易达到热平衡状态，轴承承载能力富裕，可适当加大轴瓦表面粗糙度，再行计算。 （4）参数选择 ①宽径比B / d 一般轴承的宽径比B / d 的范围：0.3 ~ 1.5 宽径比小： ▲增大端泄量降低温度。 ▲运转的平稳性好。 ▲承载能力下降。 P P F F 宽径比大： ▲端泄速度慢，不利于散热。 ▲宽度B大，支承刚度好。 ▲承载能力大。 高速轴承B/d 宜选较小值； 有支承刚度要求B/d宜选较大值 详细内容见教材 F F 不同宽径比 轴承的压力分布 d D w B =1 3 1 = = 1 2 （a） F （a）图：周向分布 （b）图：轴向分布 B d = 1 4 （b） B d = ∞ ② 相对间隙

　　 一般轴承选取

　　的经验公式：

　　选取的依据：载荷和速度 n——轴颈转速，r/min 。 ▲ 载荷大，

　　选小值（hmin小） ▲转速高，

　　选大值，端泄速度高，散热快。 详细内容见教材 理论相对间隙： ③ 轴承的动力粘度η 轴承的动力粘度η对轴承的承载能力、功耗和温升影响很大。 平均温度tm过低，粘度η较大，算出的承载能力偏高，反之 承载能力偏低。计算时，应先初选平均温度tm =50~75°C 步骤： 初选tm 初选η 验算ti 如不满足ti= 35~40°C ，应重新选择动力粘度η再做计算 粘度η的两种计算方法 （a）方法一（一般轴承初选粘度η步骤） ▲再按公式（4-4，P53）： （b）方法二 ▲根据轴承平均温度tm（一般tm = 50~75 °C）初选运动粘度ν ； tm =（ 35~40°C） ▲根据轴颈转速n初选粘度η′： ▲根据η验算运动粘度 ν: ▲根据运动粘度 ν验算平均温度: ▲完成设计后再按热平衡条件验算轴承的入口温度ti 并应使： ti =（ 35~40°C） 例题9.2 设计一机床的液体动力润滑径向滑动轴承，载荷垂直向下， 工作情况稳定，采用对开式轴承。已知工作载荷F=100000N，轴颈 直径d=200mm，转速n=500r/min，在水平剖分面单侧供油。 解：1．选择轴承宽度、轴瓦材料、润滑油牌号及配合 （1） 选择轴承宽度 根据机床轴承常用的宽径比范围，取宽径比为1。则轴承宽度 （2）按非液体滑动轴承的设计准则选择轴瓦材料 1）计算轴颈圆周速度 2）计算轴承工作压力 2）计算相应的运动粘度 取润滑油密度 3）计算PV值 查表9.1，轴承材料为ZCuSn10P1。 （3）选择润滑油牌号 1）初估润滑油动力粘度 由式（9.24）： 由式（2.7）： * 第9章 滑动轴承工作能力设计 9.1 概述 9.2 轴承材料 9.3 混合润滑滑动轴承的工作能力设计 9.4 流体动压滑动轴承的工作能力设计 象滚动轴承一样，滑动轴承也是支承轴的部件。 主要的结构型式为 整体式 对开式（剖分式） 整体式径向滑动轴承 螺纹孔 轴承座 轴套 缺点：1）磨损后，间隙过大无法调整； 2）装拆不便（只能从端部装拆） 适用场所：多用于低速、轻载或间歇性工作场所（非液体润滑） 9.1 概述 对开式径向滑动轴承 便于对中和和防止横向错动 优点： 1 )装拆方便 2 )轴瓦磨损后可用减少剖分面处的 垫片厚度来调整轴承间隙 F F 对开式径向滑动轴承 轴承座 剖分轴瓦 联接螺栓 螺纹孔 剖分面 轴承盖 对开式调心轴承 凸球面瓦背 凹球面支承面 整体轴套 轴承衬 滑动轴承的分类 按承受载荷分 径向滑动轴承 推力滑动轴承 按润滑承载机理分 非流体润滑滑动轴承 液体动压轴承 液体静压轴承 流体润滑滑动轴承 与滚动轴承相比，滑动轴承的主要特点 （1） 适于工作转速特高、特重载的场所； （3）适于具有特大冲击载荷和振动的场所； （5） 适于对径向尺寸有限制的场所； （4） 适于轴承必须剖分安装的场所（如曲轴支承）； （6） 适于在水或腐蚀性介质中工作。 （2）能保证轴的支承位置特别精确； 9.2 轴承材料 对轴承材料的要求 1）良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性; 2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性; 3）足够的强度和耐腐蚀性; 常用轴承材料 金属材料 如轴承合金、铜合金、铝基合金和铸铁等； 多孔质金属材料； 非金属材料 如工程塑料、碳—石墨等。 4）良好的导热性、工艺性、经济性。 1）巴氏合金 锡基合金―以锡为软基体，内含锡或铜硬颗粒 铅基合金―以铅为软基体，内含锡或铜硬颗粒 巴氏合金的优点：耐磨性、顺应性、嵌藏性好 巴氏合金（也称为轴承合金）的缺点：强度低 2）铜合金 锡青铜―ZQSn10-1、ZQSn6-6-3等； 铅青铜―ZQPb30等； 铝青铜―ZQAl 9-4等。 铜合金既可做轴瓦，也可做轴承衬 3）铝基轴承合金―具有较高的强度和耐腐蚀性，且价格 较轴承合金和铜合金便宜，故应用广泛。 4）灰铸铁及耐磨铸铁―一般用于低速轻载和不受冲击载荷 的场所。 5）多孔质金属材料（粉末冶金）―由不同的金属粉末加上硫 锡、铅及石墨混合后高压成型，再经过高温烧结而 成的多孔性 结构材料，所制成的轴承也称含油轴承。 6）非金属材料―塑料、橡胶、硬木等 9.3 混合润滑滑动轴承的工作能力设计 混合摩擦润滑状态―非完全液体润滑滑动轴承的润滑状态 设计应保证的工作条件为： 边界膜不遭破坏，维持摩擦表面有润滑油存在。 径向滑动轴承的计算 （1）验算轴承的平均压力P（为限制过度磨损） B―轴承宽度（根据宽径比B/d）确定； ―轴瓦材料的许用压力，Mpa; （ 其值见表9.1） 1. 混合润滑径向滑动轴承的工作能力设计 F—作用在轴承上的径向载荷，N； （2）验算轴承的PV（为限制轴承温升） （3）验算轴承的滑动速度V（为限制加速磨损） V―轴径圆周速度，即滑动速度。 ―轴承材料的PV许用值，Mpa ．m/s。（其值见表9.1） ―许用滑动速度，m/s，（其值见 表9.1） n —轴颈的转速，r/min； 例题9.1处于边界润滑状态的径向滑动轴承，径向外载荷为3.0kN， 轴颈的转速为1000r/min，工作温度最高为130℃，轴颈允许的最小 直径为65mm。试设计此轴承。 解：（1）初取轴承的内径D=75mm。 （3）轴承的工作能力计算： （2）设轴承的宽径比B/D=1，则轴承的宽度B=D=75mm。 1）平均压强的计算 2）速度计算 3）pv值计算 4）查表9.1根据计算的工作参数可选择锡青铜，牌号为 ZCuSn10P1。其相应的最大许用值为： ＜ ＜ ＜ 轴承的工作能力满足要求。 2. 混合润滑推力轴承的工作能力设计 （1 ）校验平均压强 P（为限制过度磨损） ―轴承孔直径，mm； ―轴环直径，mm； ―轴向载荷，N； ―推力环的数目； k―考虑承载面积因油沟而减少的系数，随油沟的数目与宽度的不同取 k=0.8~0.9。 （2）校验pv值（为限制轴承的温升） V —推力轴颈平均直径上的圆周速度，m/s。 [ p]、[pv] — 所用材料的许用值 ，见表9.1。 ★对于多环轴承因各环受力不均，这些许用值比表9.1中值要降低20%~30%。 u y 9.4 流体动压滑动轴承的工作能力设计 1. 流体动压润滑的机理 推导基本方程的合理假设： 1）流体为牛顿流体； 2）流体为层流流动；3）流体不可压缩； 4）忽略流体的惯性力和重力；5）沿膜厚方向油膜压力不变。 x z z 2 1 2 1 u y x z 对微单元油膜求 X 方向的平衡方程，得： 整理后得： （9.6） 假设流体为牛顿流体，则有物理方程： 将式（9.7）代入式（9.6），得： （9.8） （9.7） 将式（9.8）积分，得到油膜沿着膜厚方向（z轴）的速度分布: 根据边界条件： z=h时，u=0；z=0时，u=Uh。则积分常数C1、C2分别为: ； 润滑油单位时间内沿x方向，流过任意截面单位宽度面积的 体积流量为： 假设润滑油沿y 轴不流动（无端泄），且不可压缩流体流量 是连续的，则在任何截面上的qx都是常数，即: 整理后得: 一维雷诺方程 由一维雷诺方程可得出形成流体动压润滑油膜压力的基本条件： （4）有足够充足的供油量。 （1）润滑油要具有一定的粘度。 （2）两摩擦表面要具有一定的 相对滑动速度。 （3）相对滑动的表面要形成 收敛的楔形间隙。 uh h＞h0 h ＜ h0 h＞h0 h ＜ h0 h = h0 ， 速度分布 z h1 h0 h2 x （2） （b）图为轴颈开始转动时，转速极低，带入轴承间隙中的 油量较少，轴瓦给轴颈的摩擦力与轴颈表面圆周速度相反，迫使轴颈沿孔壁向左爬升； 2 流体动压径向滑动轴承的主要几何参数 d 径向滑动轴承形成流体动力润滑的的过程 D （1） （a）图为轴颈静止时，轴颈在最低位置与轴瓦接触； （b） （3）随着轴颈转速增大，带入楔形空间的润滑油增加，动力油膜将轴颈向右浮起。 F ω Ff ω F Ff ω F （a） F （c） ω F ω F 径向滑动轴承的主要几何参数 直径间隙： 半径间隙： （1）相对间隙： 偏心距： Pmax （2）偏心率： D d o ω e o1 o1 Pmax o β θ （3）偏位角θ和轴承包角β 径向滑动轴承稳定工作时，径向 外载荷 F 与轴承孔和轴颈中心 连心线之间的夹角θ称为偏位角 F 轴承包角β一般为120°和180° （4）最小油膜厚度hmin （5）承载区内任意处的油膜厚度h φ e 3 流体动压径向滑动轴承的工作能力设计 1）磨粒磨损：由残留切屑或润滑油中的污物颗粒造成； 5）刮伤：由硬颗粒或轴径表面的粗糙轮廓峰顶引起。 2）胶合：温升过高使轴承和轴颈发生胶合导致粘着磨损； 4）疲劳剥落：接触变应力反复作用的结果； 3） 腐蚀磨损 润滑油在使用过程中生成酸性物质或生成黑色 硬质氧化蚀导致点状剥落和腐蚀磨损 ； ★ 前三项为主要失效形式。 设计准则：保证轴承具有一定承载能力的同时严格控制温升。 （1）承载量的设计 流体动压润滑径向滑动轴承，取其承载量为： η—润滑油的动力粘度，米乐M6(MiLe)亚洲官方网站- 赔率最高在线投注平台(访问: hash.cyou 领取999USDT）Pa·s； ω—轴颈的角速度，rad/s。 CP —承载系数 式中： 承载系数CP越大， 承载能力越大。 4.808 3.372 2.469 1.929 1.528 1.253 0.853 0.589 0.391 1.0 4.459 3.067 2.248 1.745 1.371 1.118 0.754 0.515 0.339 0.9 4.053 2.754 1.965 1.538 1.199 0.972 0.647 0.439 0.287 0.8 3.580 2.399 1.720 1.312 1.014 0.816 0.538 0.361 0.234 0.7 3.036 2.001 1.418 1.070 0.819 0.655 0.427 0.283 0.182 0.6 2.428 1.572 1.098 0.819 0.622 0.493 0.317 0.209 0.133 0.5 1.775 1.079 0.776 0.573 0.431 0.339 0.216 0.141 0.0893 0.4 1.122 0.699 0.475 0.347 0.259 0.203 0.128 0.0826 0.0522 0.3 0.85 0.80 0.75 0.7 0.65 0.6 0.5 0.4 0.3 χ B/d 表9.2 有限宽轴承的承载量系数 CP （节选） 比较轴承的承载量系数 CP和宽径比B/d、偏心率χ间的关系。 ★ 但最小油膜厚度hmin受到轴颈和轴承表面粗造度、轴的刚性 及轴承与轴颈的几何形状误差等的限制。应满足： ★ 偏心率x 愈大则 hmin 愈小，轴承的承载能力就愈大 。 ―分别为轴、轴承孔表面粗糙度十点高度。 S―安全系数， 常取S≥2。 （3）轴承的热平衡计算 温升的原因：轴承工作时摩擦功耗转变为热量,使润滑油温度升高。 温升过高的后果：轴承承载能力降低 。 ―轴承摩擦所产生的热量； ―流出的油带走的热量； ―轴承表面通过辐射和传导散发的热量。 热平衡计算的目的：将轴承的温升限制在允许的范围内。 达到热平衡状态的条件为： q —润滑油流量，按润滑油流量系数求出，m3/s； ρ—润滑油的密度，对矿物油为850~900kg/ m3； c —润滑油的比热容，对矿物油为1675~2090J/(Kg·℃)； t0—油的出口温度米乐M6(MiLe)亚洲官方网站- 赔率最高在线投注平台，℃； t1—油的入口温度，通常由于冷却设备的限制，取为35~40℃； αS—为轴承的表面传热系数（取值见教材）； B―轴承宽度（根据宽径比B/d）确定； d ―轴的直径。 热平衡条件： Q = Q1 + Q2 即 ―润滑油流量 ―润滑油的密度 ―润滑油的比热容 ―油的出口温度 ―油的进口温度 ―轴承的表面传热系数 —— 润滑油流量系数。 ， ， = 润滑油的温度差，单位为°C。 ―摩擦系数 （当B/d ＜ 1） （当B/d ≥ 1） 轴承承载能力计算时，涉及到的几种温度及其关系 润滑油的入口温度，单位为°C。 润滑油的出口温度，单位为°C。 润滑油的温度差，单位为°C。 润滑油的平均温度，单位为°C，是计算承载能力的依据 注意：润滑油从入口到出口 的过程温度逐渐升高。 tm的具体要求请见教材 *