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第十二章 滑动轴承 12.1 概述 12.2 滑动轴承的结构形式 12.3 轴瓦的材料和结构 12.4 非液体摩擦滑动轴承的计算 非液体摩擦轴承工作在混合摩擦状态下，在摩擦表面间有些地方呈现液体摩擦，有些地方呈现边界摩擦。 如果边界膜披破坏将会产生干摩擦，摩擦系数增大，磨损加剧，严重时导致粘着磨损(胶合)。所以在非液体摩擦轴承中保持边界膜不被破坏是十分重要的。 边界膜抗破坏的能力，即边界膜的强度与油的油性有关，也与轴瓦材料有关，还与摩擦表面的压力和温度有关。温度高，压力大，边界膜容易破坏。 非液体摩擦轴承设计时一旦材料选定，则应限制温度和压力。但计算每点的压力很因难，目前只能用限制压强的办法进行条件性计算。 轴承温度对边界膜的影响很大。轴承内各点的温度不同，目前尚无适用的温度计算公式。 轴承温度的升高是由摩擦功耗引起的，fpv为单位时间内单位面积上的摩擦功，因此可以用来限制表征摩擦功的特征值p.v来限制摩擦功耗，亦即限制轴承温度。 12.4.1 非液体摩擦径向滑动轴承的计算 12.4.2 非液体摩擦推力滑动轴承的计算 12.4.3 非液体摩擦径向滑动轴承的配合 为了保证滑动轴承具有足够的间隙，又有一定的旋转精度，应合理地选择配合。 选择轴承配合时，要考虑轴的精度等级和使用要求，推荐的配合种类列于表12.3。 12.5 液体动压形成原理及基本方程 液体摩擦轴承分为流体动压轴承和流体静压轴承。 前者又分为径向轴承和推力轴承，本章主要讲述流体动压径向滑动轴承。 这种轴承的特点是轴颈和轴承两相对运动表面间完全被一层油膜所分开。 这层油膜形成必须满足一定的条件。因此，在讨论动压轴承的设计方法之前，必须对流体动压润滑理论中最基本的问题作一简要的叙述。 12.5.1 流体动压润滑形成原理 首先讨论在直角坐标系内两块互相倾斜平板间流体的流动(见图12.12)。其中N板不动，M板以速度v沿x方向移动。 12.5.2 流体动压基本方程 12.6 液体动压径向滑动轴承的计算 12.6.2 径向滑动轴承的几何参数及其基本方程的形式 12.6.3 径向滑动轴承的承载量系数和最小油膜厚度计算 12.6.4 滑动轴承的热平衡计算 12.6.5 耗油量和摩擦功率 12.6.6 滑动轴承主要参数选择 12.6.7 滑动轴承摩擦特性曲线 12.7 其他形式滑动轴承简介 12.7.1 自润滑轴承（又称无润滑轴承） 靠轴承材料本身的自润滑性润滑的轴承。通常选用磨损率低的材料制造。 常用各种工程塑料和碳-石墨制作轴瓦材料。 采用不锈钢或碳钢镀硬铬作为轴颈材料。 一般轴颈表面硬度应大于轴瓦表面硬度。 选材料如表12.7所示，适用环境如表12.8所示。 自润滑轴承的主要设计参数与普通滑动轴承类似。L/d≈0.35~1.5。d/d0≤2。 配合间隙选择要慎重，一般塑料轴承的间隙应比金属轴承的大（聚四氟乙烯除外），随线膨胀系数而变化，通常取直径间隙Δ′≈0.005d且不小于0.1mm（碳-石墨可不小于0.075mm）。 轴瓦壁厚也应随直径d而变化，多用金属材料作瓦基，在其中压入薄的塑料衬套组成复合轴瓦材料。 小尺寸轴承使用整体塑料轴瓦时取壁厚为d=12~20。 12.7.2 多油楔轴承 1. 多油楔径向滑动轴承 对于在高速轻载下工作的滑动轴承，为了提高轴承的稳定性和油膜剐度，常采用椭圆轴承和多油楔轴承。 图12.22为椭圆轴承，它是一种剖分式轴承，工作时在轴承的上半部和下半部各形成一个油楔，其压力区和压力分布如图所示。 多油楔轴承较复杂，有的是在轴瓦内表面上人为地加工几个楔形槽，如三油楔轴承(见图12.23)。图中(b)所示的轴承具有三个单方向的楔形间隙，只适于单方向旋转的轴承。图中(a)为具有三个双方向的楔形间隙，可用于经常正反转的轴。 以上为楔角固定不变的轴承，也称固定瓦多油楔轴承。 如果轴瓦倾角随工作条件变化而改变，组成的轴承称为摆动瓦多油楔轴承，如图12.24所示。瓦块靠其背面上的球形窝被支承在调整螺钉的球形端。调整螺钉的作用是安装时调节间隙的大小。其球形端面淬火处理，井与瓦背上的球窝对研，保证具有较高的支承刚度。磨床主袖的滑动轴承有的就是用摆动瓦三袖楔轴承。实际应用中也有五块瓦轴承，其原理和结构与三块瓦轴承相似。 2. 多油楔推力滑动轴承 12.7.3 气体润滑轴承 当轴颈转速极高（n100000r/min）时，用液体润滑剂的轴承即使在液体摩擦状态下工作，摩擦损失也很大。导致效率降低，轴承过热。 改用气体润滑剂可极大地降低摩擦损失。这是由于气体粘度显著地低于液体粘度。 气体润滑轴承也分为动压轴承、静压轴承及混合轴承，其工作原理与液体滑动轴承相同。 气体润滑剂主要是空气，它不需特别制造，又无需回收。 氢的粘度比空气的低1