滑动轴承设计
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学习指南
第16章 滑动轴承设计
一.基本要求
1）了解滑动轴承的类型和结构特点；
2）熟练掌握非液体摩擦滑动轴承的条件性计算 ； 3）掌握轴瓦材料和轴瓦结构的选择原则和设计要点； 4）了解润滑油和润滑脂的性能和选择原则； 5）掌握液体动压润滑的基本方程和油楔承载的机理； 6）掌握液体摩擦动压向心滑动轴承的基本原理和设计方法。
二.重点、难点指导
1. 滑动轴承的分类及特点
根据滑动轴承承受载荷的方向，滑动轴承分为受力与轴中心线平行的推力滑动轴承和受力垂直与轴的中心线的径向滑动轴承。
根据润滑膜的形成原理不同，滑动轴承可分为，利用相对运动副相对运动，借助流体粘性，把润滑剂带进摩擦面之间，形成压力膜，将运动副表面分开的动压滑动轴承；借用外部液压设备产生高压油，在运动副表面之间产生压力油膜的动静压轴承。
动压滑动轴承又可分为非液体摩擦动压滑动轴承和液体摩擦动压滑动轴承。 非液体摩擦滑动轴承工作时，油膜较薄，轴径和轴瓦的摩擦表面并没有完全隔开，任然有表面不平凸峰的接触。液体摩擦滑动轴承工作时，油膜较厚，轴径和轴瓦的摩擦表面被完全隔开，不直接接触，形成液体摩擦。
滑动轴承接触面积大，因此承载能力高；润滑膜具有抗冲击、减振的作用；影响精度的零件数量少，回转精度较高；因结构简单、可剖分，滑动轴承径向尺寸小，并便于安装。
2. 轴瓦材料和结构
轴瓦是旋转轴直接接触的零件，要求具有低的摩擦系数和高的耐磨性，通常采用减磨材料做轴瓦，价格昂贵，因此轴瓦常用双层或多层材料组成，只有在与轴径相对摩擦的表面采用减磨材料。 3. 非液体摩擦滑动轴承
非液体摩擦滑动轴承处于混合摩擦状态，因此维持边界油膜不破裂，是该类轴承的设计依据。边界油膜的强度和破裂温度决定轴承的工作能力，但边界油膜的破裂因素十
分复杂，目前还缺乏系统理论依据的计算方法，现在采用的计算方法只限于简化的条件性计算。
(1）径向滑动轴承的设计计算： 1）验算平均压强p(Mpa)
为了不产生过度磨损，应限制轴承的单位面积压力
p
（MPa），即
p=F/(Bd)≤[p]
式中，F—轴承径向载荷（N）；B—轴承宽度（mm）；d—轴径直径(mm)；[p]—轴瓦材料许用压强(Mpa)，见教材表16.1和表16.2。 2）验算轴承pv值(Mpa·m/s)
pv值与轴承摩擦功耗成正比，因此限制了pv值，也就限制了轴承的发热量和温升。即
pv=
πdnFFn
⋅≈≤[pv]Bd60×100019100B
式中，v—轴颈圆周速度，即滑动速度（m/s）；n—轴的转速(r/min)；[pv]—轴承材料的pv 许用值(Mpa・m/s)，见教材表16.1和表16.2。 3）验算滑动速度v(m/s)
当压强p较小时，即使p与pv都在允许范围内，也可能由于滑动速度过高而加速磨损，故要限制滑动速度v ，即
v≤[v]
式中，[v]为许用滑动速度(m/s)，其值见教材表16.1和表16.2。
滑动轴承所采用的材料及尺寸经验算合格后，应选取适当的配合，一般可选H9/d9或H8/f7、H7/f6。
（2）推力滑动轴承的设计计算
常见推力滑动轴承的结构和主要尺寸见教材图16.13 对于推力轴承，应验算压强p和pv值，即
p=
FaFa
≤[p] =22Azπ(d2−d1)/4
pv=
4Fa
2
−d12)60×1000×2zπ(d2
×
πn(d1+d2)
=
nFa
≤[pv]
30000×z(d2−d1)
式中，Fa—轴承轴向载荷(N); d1—轴承孔内径(mm)， d2—轴环外径(mm)（见图1）；z
—环的数目；[p]和[pv] 分别为许用压力值（m/s）和许用pv值（Mpa・m/s），见教材表16.5。对于多环轴承，由于载荷在各环间分布不均，其[p]和[pv]值应比单环式降低50%。
4. 液体动压润滑基本方程和承载机理 （1）一维雷诺方程式
液体动压润滑基本方程式即雷诺方程。关于一维雷诺方程应了解：