第 15章 滑 动 轴 承
§ 15-1 摩 擦 状 态
§ 15-2 滑动轴承的结构型式
§ 15-3 轴瓦及轴承衬材料
§ 15-4 润滑剂和润滑装置
§ 15-5 非液体摩擦滑动轴承的计算
§ 15-6 动压润滑的基本原理
§ 15-7 液体动压多油楔轴承简介
§ 15-8 静压轴承与空气轴承简介
? 轴承的功用有二,一为支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精
度；二为减少转轴与支承之间的摩擦和磨损 。
? 与滚动轴承相比，滑动轴承具有 承载能力大、工作平稳可靠、
噪声小、耐冲击、吸振、可以剖分 等优点。特别是流体膜轴承，
可以在很高的转速下工作，并且旋转精度高、摩擦因子小、寿
命长。
? 在高速重载、高精度及有巨大冲击、振动的场合，滚动轴承不
能胜任工作时，应采用滑动轴承。
? 对结构上要求剖分、要求径向尺寸小及在水或腐蚀性介质中工
作的场合，也应采用滑动轴承。
? 此外，一些简单支承和不重要的场合，也常采用结构简单的滑
动轴承。
§ 15-1 摩 擦 状 态
? 按表面润滑情况，将摩擦分为以下几种状态：
1,干摩擦
? 干摩擦 是指 两摩擦表面间无任何润滑剂或保护膜的纯金属
接触时的摩擦 (图 15-la)。 在干摩擦状态下, 摩擦功损耗和
磨损严重 。 在滑动轴承中不允许出现干摩擦 。
2,边界摩擦
? 两摩擦表面间被吸附在表面的边界油膜隔开, 摩擦性质取
决于边界油膜和表面的吸附性能时的摩擦 称为 边界摩擦 图
15-lb) 。
? 边界油膜虽不能绝对消除表面的磨损, 却可以起着减轻
磨损的作用 。 边界摩擦 状态的摩擦系数 f≈0.1~0.3。
3,液体摩擦
? 若两摩擦表面间有充足的润滑油, 将相对运动着的两金
属表面分隔开, 摩擦性质取决于液体内部分子间粘性阻
力的摩擦 称为 液体摩擦, 又称为 液体润滑 (图 15-lc)。 此
时, 由于两摩擦表面被油隔开而不直接接触, 摩擦系数
很小 (f≈0.001~0.01),所以显著地减少了摩擦和磨损 。
? 液体摩擦是最理想的情况 。
? 一般 摩擦表面多处于干摩擦, 边界摩擦和液体摩擦的混
合状态, 称为 混合摩擦 (或称为 非液体摩擦 )。
?图 15-1d为由实
验得到的摩擦
副的摩擦特性
曲线。 无量纲
参数 ηn/p称为
轴承特性数 。
随着 ηn/p的不
同，摩擦副分
别处于边界摩
擦、混合摩擦。
液体摩擦状态 。
? 滑动轴承按照承受载荷的方向主要分为； 1)向心滑动轴
承 —— 又称 径向滑动轴承, 主要承受径向载荷 ； 2)推力
滑动轴承 —— 承受轴向载荷 。
一、向心滑动轴承
§ 15-2 滑动轴承的结构型式
?图 15－ 2所示是一种普
通的剖分式轴承 。 它
是由 轴承盖 1,轴承座
2,剖分轴瓦 3和联接
螺栓 4等所组成 。
装配动画演示
? 轴承中直接支承轴颈的零件是轴瓦 。 为了安装时容易
对心, 在轴承盖与轴承座的中分面上做出阶梯形的榫
口 。 轴承盖应当适度压紧轴瓦, 使轴瓦不能在轴承孔
中转动 。 轴承盖上制有螺纹孔, 以便安装油杯或油管 。
? 向心滑动轴承还有轴承间隙可调节的滑动轴承, 轴瓦
外表面为球面的自位轴承等很多类型 。
? 轴瓦是滑动轴承中的重要零件 。
?如图 15-3所示, 向心滑动轴承的轴瓦
内孔为圆柱形 。 若载荷方向向下, 则
下轴瓦为承载区, 上轴瓦为非承载区 。
润滑油应由非承载区引入, 所以在顶
部开进油孔 。
? 在轴瓦内表面, 以进油口为中心沿纵向, 斜向或横向开有
油沟, 以利于润滑油均匀分布在整个轴颈上 。 油沟的形式
很多, 如图 15－ 4所示 。
? 一般油沟与轴瓦端面保持
一定距离, 以防止漏油 。
?当载荷垂直向下或略有偏斜时,
轴承的中分面常为水平方向 (图
15-2) 。 若载荷方向有较大偏斜时,
则轴承的中分面也斜着布置 (通常
倾斜 45° ),使中分平面垂直于或
接近垂直于载荷 (图 15-5) 。
? 图 15-6所示为润滑油从两侧导
入的结构, 常用于大型的液体
润滑的滑动轴承中 。 一侧油进
入后被旋转着的轴颈带入楔形
间隙中形成动压油膜, 另一侧
油进入后覆盖在轴颈上半部,
起着冷却作用, 最后油从轴承
的两端泄出 。 ?图 15－ 7所示的轴瓦两侧面镗有油室,
这种结构可以使润
滑油顺利地进入轴
瓦与轴颈的间隙 。
? 轴瓦宽度与轴颈直径之比 B/d称为 宽径比, 宽径比是向心滑
动轴承中的重要参数之一 。 对于液体摩擦的滑动轴承, 常
取 B/d=0.5~l；对于非液体摩擦的滑动轴承, 常取 B/d＝
0.8~1.5,有时可以更大些 。
二, 推力滑动轴承
? 轴上的轴向力应采用推力轴承来承受 。 止推面可以利用轴
的端面, 也可在轴的中段做出 凸肩 或装上推力圆盘 。 两平
行平面之间是不能形成动压油膜的, 因此须沿轴承止推面
按若干块扇形面积开出楔形 。 图 15－ 8a所示为固定式推力
轴承, 其楔形的倾斜角固定不变, 在楔形顶部留出平台,
用来承受停车后的轴向载荷 。
?图 b为可倾式推力轴承, 其扇形块的倾斜角能随载荷,
转速的改变而自行调整, 因此性能更为优越 。 扇形块
数一般为 6~12,图 c为扇形块的放大图 。
§ 15-3 轴瓦及轴承衬材料
? 轴瓦材料应具备下述性能,l)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)要有足
够的机械强度和可塑性 。
? 常见的轴瓦是用两层不同金属做成的, 两种金属在性能上
取长补短 。 在工艺上可以用浇铸或压合的方法, 将薄层材
料粘附在轴瓦基体上 。 粘附上去的薄层材料 称为 轴承衬 。
? 常用的轴瓦和轴承衬材料有下列几种：
一, 轴承合金
? 轴承合金 (又称白合金, 巴氏合金 )有锡锑轴承合金和铅锑
轴承合金两大类 。
? 锡锑轴承合金的摩擦系数小, 抗胶合性能良好, 对油的吸
附性强, 耐蚀性好, 易跑合, 是优良的轴承材料, 常用于
高速, 重载的轴承 。 但它的 价格较贵且机械强度较差, 因
此只能作为轴承衬材料而浇铸在钢, 铸铁 (图 15-9a及 b)或青
铜轴瓦上 (图 c)。 用青铜作为轴瓦基体是取其导热性良好 。
这种轴承合金的熔点比较低, 为了安全, 在设计, 运行中
常将温度控制得比 150℃ 低 30~40℃ 。
?铅锑轴承合金的各方面性能
与锡锑轴承合金相近, 但这
种材料较脆, 不宜承受较大
的冲击载荷 。 它一般用于中
速, 中载的轴承 。
二, 青铜
? 青铜的强度高, 承载能力大, 耐磨性与导热性都优于轴承
合金 。 它可以在较高的温度 (250℃ )下工作 。 但 它的可塑性
差, 不易跑合, 与之相配的轴颈必须淬硬 。
? 青铜可以单独做成轴瓦 。 为了节省有色金属, 也可将青铜
浇铸在钢或铸铁轴瓦内壁上 。 用作轴瓦材料的青铜, 主要
有锡青铜, 铅青铜和铝青铜 。 在一般情况下, 它们分别用
于中速重载, 中速中载和低速重载的轴承上 。
三, 具有特殊性能的轴承材料
? 用粉末冶金法做成的轴承, 具有多孔性组织, 孔隙内可以
贮存润滑油, 常称为 含油轴承 。
?运转时, 轴瓦温度升高, 由于油的膨胀系数比金属大,
因而自动进入摩擦表面起到润滑作用 。 含油轴承加一
次油可以使用较长时间, 常用于加油不方便的场合 。
?在不重要的或低速轻载的轴承中, 也常采用灰铸铁或
耐磨铸铁作为轴瓦材料 。
?此外, 还有橡胶轴承, 塑料轴承等 。
?表 15-1中给出常用轴瓦及轴承村材料的 [p],[pv]等数
据 。
带轴承衬的剖分式
剖分式
整体式
一, 润滑剂
?轴承润滑的目的 在于 降低摩擦功耗, 减少磨损, 同时
还起到冷却, 吸振, 防锈等作用 。 轴承能否正常工作,
和选用润滑剂正确与否有很大关系 。
?润滑剂分为,1)液体润滑剂 —— 润滑油； 2)半固体润
滑剂 —— 润滑脂； 3)固体润滑剂等 。
?在润滑性能上润滑油一般比润滑脂好, 应用最广 。 但
润滑脂具有不易流失等优点, 也常用 。 固体润滑剂除
在特殊场合下使用外, 目前正在逐步扩大使用范围 。
§ 15-4 润滑剂和润滑装置
1,润滑油
? 润滑油最重要的物理性能是粘度,
它也是选择润滑油的主要依据 。 润
滑油的 粘度 是指 润滑油抵抗变形的
能力, 它标志着液体内部产生相对
运动时内摩擦阻力的大小 。
? 如图 15-10所示，有两块平板 A及 B，两板之间充满着液体。
若板 A以速度 v沿 x轴运动，由于液体与金属表面的吸附作
用，板 A表层的液体随板 A以同样的速度 v一起运动，静止
板 B表层的液体静止不动。若润滑油作层流流动，则沿 y
坐标的油层将以不同速度 u 移动，于是形成各油层间的相
对滑移，在各层的界面上就存在相应的切应力 τ。
?牛顿在 1687年提出 粘性液体的摩擦定律 (简称 粘性定
律 )，即 在液体作层流运动时，油层间的切应力 τ 与
其速度梯度成正比,其数学表达式为：
? 式中,u是油层中任一点的速度, du/dy是该点的速度梯度；
η是比例系数, 即液体的 动力粘度, 常简称为 粘度 。
? 摩擦学中把 凡是服从这个粘性定律的液体 称为 牛顿液体 。
? 动力粘度 η为：长, 宽, 高各为 1m的液体, 如果使上下平
面间以 u=1m/s的相对速度运动, 所需施加的力 F 为 1N 时,
该液体的粘度为 1个国际单位制的动力粘度, 以 Pa·s(帕 ·秒 )
表示, 1Pa·s=1N·s/m2 。 动力粘度又称 绝对粘度 。
d 1 5 1
d
u
y????
? 动力粘度的厘米克秒制单位是 P(Poise,单位名称为泊 )，
1P=1dyn·s/cm2。 P的百分之一称 cP(厘泊 )。 Pa·s,P及 cP间
的换算关系为
1 Pa·s=10P=1000cP
? 此外, 还有运动粘度 ν,它等于动力粘度与液体密度 ρ的
比值, 即在国际单位制中, ν的单位是 m2/s。 实用上这个
单位嫌大, 故常采用它的厘米克秒制单位 St(Stokes,单
位名称为斯 ),或 cSt(厘斯 ),1St= 1cm2/s=100cSt。 一般
润滑油的牌号就是该油在 40℃ 时的运动粘度 (单位为 cSt或
mm2/s) 的平均值, 见表 15－ 2。
? 用润滑油同水作比较所测得的粘度, 称为 相对粘度 。 我国
常用恩氏粘度表示相对粘度, 规定：在一定温度 t下,
200cm3的油样流过直径 2.8mm小孔所需要的时间, 与同体积
20℃ 的蒸馏水流过该孔所需时间的比值, 即为该油样的恩
氏粘度, 用符号 Et表示 。
? 润滑油的粘度随着温度的升高而
降低, 这对于运行着的轴承来说,
必须加以注意 。 描述粘度随温度
变化情况的线图称为粘温图, 见
图 15－ 11。
? 润滑油的粘度还随着压力的升高
而增大, 但压力不太高时, 变化
极微, 可略而不计 。
?选用润滑油时, 要考虑速度, 载荷和工作情况 。 对于
载荷大, 温度高的轴承宜选粘度大的油, 载荷小, 速
度高的轴承宜选粘度较小的油 。
2,润滑脂
? 润滑脂 是 由润滑油和各种稠化剂 (如钙, 钠, 铝, 锂等金
属皂 )混合稠化而成 。 润滑脂密封简单, 不需经常加添,
不易流失, 所以在垂直的摩擦表面上也可以应用 。 润滑
脂对载荷和速度的变化有较大的适应范围, 受温度的影
响不大, 但摩擦损耗较大, 机械效率较低, 故不宜用于
高速 。 且 润滑脂易变质, 不如润滑油稳定 。 总的来说,
一般参数的机器, 特别是低速或带有冲击的机器, 都可
以使用润滑脂润滑 。
? 目前使用最多的是钙基润滑脂, 它有耐水性, 常用于
60℃ 以下的各种机械设备中轴承的润滑 。
3,固体润滑剂
? 固体润滑剂有石墨、二硫化钼 (MoS2)、聚氯乙烯树脂等多
种品种。一般在超出润滑油使用范围之外才考虑使用。
二, 润滑装置
?滑动轴承的给油
方法多种多样 。
如图 15-12所示,
有针阀式油杯,
A型弹簧盖油杯,
润滑脂用油杯等 。
? 上述三种油杯均已列入国家标准, 选用时可查阅有关手册 。
? 图 15-13为油环润滑, 在轴颈上套一油环, 油环下部浸入油
地中, 当轴颈旋转时, 靠摩擦力带动油环旋转, 把油引入
轴承 。 油环浸在油池内的深度约为其直径的四分之一时,
给油量已足以维持液体润滑状态的需要 。 它常用于大型电
机的滑动轴承中 。
? 最完善的给油方法是利用油
泵循环给油, 给油量充足,
给油压力只需 0.05MPa,在油
的循环系统中常配置过滤器,
冷却器 。
? 非液体摩擦滑动轴承可用润滑油润滑，也可用润滑脂润
滑。在润滑油、润滑脂中加入少量鳞片状石墨或二硫化
铝粉末，有助于形成更坚韧的边界油膜，且可填平粗糙
表面而减少磨损。
? 维持边界油膜不遭破裂, 是非液体摩擦滑动轴承的设计
依据 。
? 目前采用的计算方法是间接的, 条件性的 。 实践证明,
若能限制压强 p≤[p]和压强与轴颈线速度的乘积 pv≤[pv]，
那么轴承是能够很好地工作的 。
§ 15-5 非液体摩擦滑动轴承的计算
一, 向心轴承
1,轴承的压强 p
? 限制轴承压强 p,以保证润滑油不被过大的压力挤出, 从
而避免轴瓦产生过度的磨损 。 即
?式中,F为轴承径向载荷, N； B为轴瓦宽度, mm； d为轴
颈直径, mm;［ p］ 为轴瓦材料的许用压强, MPa(表 15-1)。
2,轴承的 pv值
?pv值与摩擦功率损耗成正比, 它简略地表征轴承的发热因
素 。
[ ] ( 1 5 3 )FpPBd? ? ?
? pv值越高，轴承温升起高，容易引起边界油膜的破裂。 pv
值的验其式为：
?式中,n为轴的转速, r/min； [pv]为轴瓦材料的许用值,
MPa·m/s(表 15- 1)。
二, 推力轴承
?由图 15-14可知, 推力轴承应满足
[ ] ( 1 5 4 )6 0 1 0 0 0F d np v p vBd ?? ? ? ??
22
21
[ ] ( 1 5 5 )
()4
Fpp
d d z?
? ? ?
?
[ ] ( 1 5 6 )mp v p v??
?推力轴承的 [p]和 [pv]值由 表 15-1查取 。 对于多环推力
轴承 (图 15-14b),由于制造和装配误差使各支承面上
所受的载荷不相等, [p]和 [pv]值应减小 20％ ~40％ 。
一, 动压润滑的形成原理和条件
? 如图 15-16a所示，两平行板间充满润滑油，板 B静止不动，
板 A以速度 v向左运动。当板上无载荷时两平行板之间液体
各流层的速度呈三角形分布，板 A,B之间带进的油量等于
带出的油量，因此两板间油量保持不变，亦即板 A不会下
沉。但若板 A上承受载荷 F时，油向两侧挤出 (图 15-16b)，
于是板 A逐渐下沉，直到与板 B接触。这就说明 两平行板之
间是不可能形成压力油膜的 。
? 如果板 A与板 B不平行，板间的间隙沿运动方向由大到小呈
收敛的楔形，并且板 A上承受载荷 F，如图 15-16c所示。
§ 15-6 动压润滑的基本原理
? 当板 A运动时，两端的速度若按照虚线所示的三角形分布，
则必然进油多而出油少。由于液体实际上是不可压缩的，
必将在间隙内“拥挤”而形成压力，迫使进口端的速度曲
线向内凹，出口端的速度曲线向外凸，不会再是三角形分
布。?进口端间隙 h
1大而速度曲线内凹, 出口端 h2小而速度曲线
外凸, 于是有可能使带进油量等于带出油量 。 同时, 间
隙内形成的液体压力将与外载荷 F平衡 。 这就 说明在间隙
内形成了压力油膜 。 这种 借助相对运动而在轴承间隙中
形成的压力油膜 称为 动压油膜 。 图 c还表明从截面 a-a到 c-
c之间, 各截面的速度图是各不相同的, 但必有一截面 b-
b,油的速度呈三角形分布 。
? 形成动压油膜的必要条件是,
l) 两工作表面间必须有楔形间隙；
2) 两工作表面间必须连续充满润滑油或其他粘性流体；
3) 两工作表面间必须有相对滑动速度，其运动方向必须保证润滑
油从大截面流进，从小截面流出。
? 此外，对于一定的载荷 F，必须使速度 v，粘度 η及间隙等匹配
恰当 (充分条件 )。
? 向心滑动轴承形成动压油膜的过程如图 15-17所示。 图 a表示停
车状态，轴颈沉在下部。 轴颈表面与轴承孔表面构成了楔形间
隙，这就满足了形成动压油膜的首要条件 。
? 动画演示
?开始起动时, 在摩擦力的作用下, 轴颈沿轴承孔内壁
向右滚动爬升, 如图 b所示 。 由于轴颈转速不高, 进
入楔形空间的油量很少, 尚不足以形成压力油膜将轴
颈与轴承表面分开, 两者间处于不完全油膜润滑状态 。
? 随着转速的增大, 动压油膜逐渐形成, 将轴颈与轴承表面
逐渐分开, 摩擦力也逐渐减小, 如 图 c所示 。 因油膜内各点
压力的合力有向左推动轴颈的分力存在, 轴颈将向左下方
移动 。
? 在转速增大到一定数值后，足够多的润滑油进入楔形空间，
形成能平衡外载荷的动压油膜，轴颈被动压油膜抬起，稳
定地在轴承孔中心偏左的某一位置上转动, 如 图 d所示。
此时油膜内各点的压力，其垂直方向的合力与载荷 F平衡，
其水平方向的压力，左右自行抵消。于是轴颈就稳定在此
平衡位置上旋转。 若外载荷、转速及润滑油粘度保持不变，
轴颈将在这一位置稳定地转动 。
? 在一定的载荷作用下, 转速发生变化时, 轴颈的工作位置
将发生变化 。
? 从图中可以明显看出, 轴颈中心 O1与轴承孔中心 O不重合,
OO1=e,称为 偏心距 。 其他条件相同时, 工作转速越高, e
值越小, 即轴颈中心越接近轴承孔中心 。
? 轴颈中心位置随转速变化的运动轨迹接近于半圆 。
二, 液体动压润滑的基本方程
? 对照 图 15-18,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 (由于油膜很薄, 故这样假设是合理的 )；
3) 润滑油粘度 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。
1,速度分布方程
? 在油膜中取出一微单元体，它承
受油压 p和内摩擦切应力 τ(图 15-
18)。根据平衡条件，得
dd
dd
p
xy
??
p d y d z + ( + d ) d x d z - ( p + d p ) d y d z - d x d z = 0? ? ?
整理后，得,
?此式表明, 任意一点的油膜压力 p沿 x方向的变化率
dp/dx,与该点速度梯度 (y向 )的导数有关 。
?上式对 y积分得：
将 代入上式，得
212d
d
2
1 CyCy
x
pu ???
?
?式中 C1,C2是积分常数, 可由边界条件来确定 。
?当 y=0时, u=-v,所以 C2=-v;
?当 y=h时,u=0，所以
d
d
u
y???
2
2
dd ( 1 5 7)
dd
pu
xy ???
1
1d
2d
pvCh
xh?? ? ?
?代回原式并整理之
?由上式可知，油层的速度 u 由两部分组成：式中后一项的
速度呈线性分布 (图 15-6a)，这是 直接在板 A 的运动下由各
油层间内摩擦力的剪切作用所 引 起 的 流动,称为 剪切流 ；
式中前一项的速度呈抛物线分布 (图 15-6b)，这是 由于油膜
中压力沿 y 方向的变化所引起的流动,称为 压力流 。
2,流量方程
?根据流体的连续性原理，流过不同截面的流量应该是相等
的，为此先求任意截面上的流量 (z方向取单位长 )
21d ( ) ( 1 5 8 )
2d
p y hu y h y v
xh?
?? ? ? ?
3,液体动压润滑的基本方程 ——— 一维雷诺方程
?取 图 15-16c上的 b-b截面，该处速度呈三角形分布，
间隙厚度为 h0，故
?式中的负号表示流速的方向与 x方向相反 。 因流经两个截面
上的流量相等, 故
?整理后得：
h 3
0
1dd
1 2 d 2x
p h vq u y h
x?? ? ? ??
0
1
2xq vh??
0
3
d 6 ( 1 5 9 )
d
hhp v
xh ?
???
? 式 (15-9)为 液体动压润滑的基本方程,称为 一维雷诺方程 。
它 描述了两平板间油膜压力 p的变化与润滑油的动力粘度
η、相对滑动速度 v及油膜厚度 h之间的关系 。
? 当 h=h0 (b-b截面 )时,dp/dx =0,p有极大值 pmax，所以 b点
是对应于 pmax处的特定点。 又 dp/dx =0，即 d2u/dy2=0，所
以速度梯度 du/dy必须是常量，亦即 b-b截面处的速度呈三
角形分布 。
? 由式 (15-9)可求出油膜压力 p沿 x方向分布的曲线 (图 15-16c)，
再根据油膜压力的合力，便可确定油膜的承载能力。但
实际轴承的宽度是有限的，计算中必须考虑润滑油从轴
承两端泄漏对油膜承载能力的影响。
§ 15-7 液体动压多油楔轴承简介
? 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。
? 图 15-19a为椭圆轴承，它的项隙和侧隙之比常制成 1,2。它与
单油楔圆轴承相比，减小了顶隙而扩大了侧隙。顶隙减小，因
而在顶部也可形成动压油膜；侧隙扩大，可增加端泄油量，以
便降低轴承温升。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。但与同样条件下的单油楔圆轴承相比，其
摩擦损耗将会有所增加，而且供油量增大，承载量降低。
?加工时，在轴承的中分面上垫上一定厚度的垫片，按
圆形镗孔，然后撤去垫片，上下合拢即为椭圆轴承，
所以制造椭圆轴承并不困难。
? 图 15-19b为固定式三油楔轴承 。 工作时可以形成三个动压
油膜, 提高了旋转精度和稳定性, 但其承载量为三个油楔
中的油膜力的向量和, 比单油楔圆轴承低；其摩擦损耗为
三个油楔中的损耗之和, 较单油楔轴承损耗大 。 固定式三
油楔轴承只允许轴颈沿一个固定的方向回转 。
? 图 15-19c所示为可倾式多油楔轴承 。 这种轴承通常采用三
片轴瓦, 也有四片, 五片轴瓦的 。 轴瓦由带球端的螺钉支
承着 。 单向回转时, 支点不安置在正中而偏向一侧 (见图
示 0.41L),随着运转条件的改变能自行倾斜, 以保证时时
处于最佳工作状态下运转, 这正是可倾式优于固定式之处 。
此外, 可倾式多油楔轴承还具有较好的抗振性能, 旋转精
度和稳定性, 但制造, 调试都较费事 。
?可倾瓦瓦块的内表面仍按圆弧面制造，采用三片轴
瓦结构时，每片的圆弧所对中心角不应超出 90° 。
在停车之后，上部瓦块长的一端由于自重而下垂，
因而紧贴在轴上，再度启动时油不易进入间隙中。
因此有些可倾瓦的 L较长，其内表面开成斜口，以便
开车启动时，油冲击斜口而抬升瓦块，使润滑油顺
利地进入间隙，从而达到正常润滑 (见 图 15-19c所示
结构 )。
一, 静压轴承
? 静压轴承是依靠一套给油装置，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。
§ 15-8 静压轴承与空气轴承简介
?如果设计良好，静压轴承可以达到很高的旋转精度。
但静压轴承需要附加一套可靠的给油装置。所以应用
不如动压轴承普遍。
?静压轴承在轴瓦内表面
上开有几个 (通常是四个 )
对称的油腔, 各油腔的
尺寸一般是相同的 。 每
个油腔四周都有适当宽
度的封油面, 称为油台,
而油腔之间用回油槽隔
开, 如图 15-20所示 。
? 为了使油腔具有压力补偿作用, 在外油路中必需为各油腔
配置一个节流器 。 工作时, 若无外载荷 (不计轴的自重 )作
用, 轴颈浮在轴承的中心位置, 各油腔内压力相等, 亦即
油泵压力 ps通过节流器降压变为 pc,且 pc=pc1=pc3。 当轴须
受载荷 F后, 轴颈向下产生位移 e,此时下油腔 3四周油台
与轴颈之间的间隙减小, 流出的油量亦随之减少, 根据管
道内各截面上流量相等的连续性原理, 流经节流器的流量
亦减少, 在节流器中产生的压降亦减小, 但供油压力 ps是
不变的, 因而声 pc3必然增大 。 在上油腔 1处则反之, 间隙
增大, 回油畅通而 pc1降低, 上下油腔产生的压力差与外载
荷平衡 。
? 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。
二, 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 。
?气体润滑在本质上与液体润滑一样, 也有静压式和
动压式两类 。 它形成的动压气膜厚度很薄, 最大不
超过 20μm,故对于空气轴承制造要求十分精确, 而
且空气需经严格过滤 。 空气的粘度很少受温度的影
响, 因此有可能在低温及高温中应用 。 它没有油类
污染的危险, 而且回转精度高, 运行噪声低 。 它的
主要缺点是承载量不能太大和密封较困难 。 它常用
于高速磨头, 陀螺仪, 医疗设备等方面 。
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§ 15-1 摩 擦 状 态
§ 15-2 滑动轴承的结构型式
§ 15-3 轴瓦及轴承衬材料
§ 15-4 润滑剂和润滑装置
§ 15-5 非液体摩擦滑动轴承的计算
§ 15-6 动压润滑的基本原理
§ 15-7 液体动压多油楔轴承简介
§ 15-8 静压轴承与空气轴承简介
? 轴承的功用有二,一为支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精
度；二为减少转轴与支承之间的摩擦和磨损 。
? 与滚动轴承相比，滑动轴承具有 承载能力大、工作平稳可靠、
噪声小、耐冲击、吸振、可以剖分 等优点。特别是流体膜轴承，
可以在很高的转速下工作，并且旋转精度高、摩擦因子小、寿
命长。
? 在高速重载、高精度及有巨大冲击、振动的场合，滚动轴承不
能胜任工作时，应采用滑动轴承。
? 对结构上要求剖分、要求径向尺寸小及在水或腐蚀性介质中工
作的场合，也应采用滑动轴承。
? 此外，一些简单支承和不重要的场合，也常采用结构简单的滑
动轴承。
§ 15-1 摩 擦 状 态
? 按表面润滑情况，将摩擦分为以下几种状态：
1,干摩擦
? 干摩擦 是指 两摩擦表面间无任何润滑剂或保护膜的纯金属
接触时的摩擦 (图 15-la)。 在干摩擦状态下, 摩擦功损耗和
磨损严重 。 在滑动轴承中不允许出现干摩擦 。
2,边界摩擦
? 两摩擦表面间被吸附在表面的边界油膜隔开, 摩擦性质取
决于边界油膜和表面的吸附性能时的摩擦 称为 边界摩擦 图
15-lb) 。
? 边界油膜虽不能绝对消除表面的磨损, 却可以起着减轻
磨损的作用 。 边界摩擦 状态的摩擦系数 f≈0.1~0.3。
3,液体摩擦
? 若两摩擦表面间有充足的润滑油, 将相对运动着的两金
属表面分隔开, 摩擦性质取决于液体内部分子间粘性阻
力的摩擦 称为 液体摩擦, 又称为 液体润滑 (图 15-lc)。 此
时, 由于两摩擦表面被油隔开而不直接接触, 摩擦系数
很小 (f≈0.001~0.01),所以显著地减少了摩擦和磨损 。
? 液体摩擦是最理想的情况 。
? 一般 摩擦表面多处于干摩擦, 边界摩擦和液体摩擦的混
合状态, 称为 混合摩擦 (或称为 非液体摩擦 )。
?图 15-1d为由实
验得到的摩擦
副的摩擦特性
曲线。 无量纲
参数 ηn/p称为
轴承特性数 。
随着 ηn/p的不
同，摩擦副分
别处于边界摩
擦、混合摩擦。
液体摩擦状态 。
? 滑动轴承按照承受载荷的方向主要分为； 1)向心滑动轴
承 —— 又称 径向滑动轴承, 主要承受径向载荷 ； 2)推力
滑动轴承 —— 承受轴向载荷 。
一、向心滑动轴承
§ 15-2 滑动轴承的结构型式
?图 15－ 2所示是一种普
通的剖分式轴承 。 它
是由 轴承盖 1,轴承座
2,剖分轴瓦 3和联接
螺栓 4等所组成 。
装配动画演示
? 轴承中直接支承轴颈的零件是轴瓦 。 为了安装时容易
对心, 在轴承盖与轴承座的中分面上做出阶梯形的榫
口 。 轴承盖应当适度压紧轴瓦, 使轴瓦不能在轴承孔
中转动 。 轴承盖上制有螺纹孔, 以便安装油杯或油管 。
? 向心滑动轴承还有轴承间隙可调节的滑动轴承, 轴瓦
外表面为球面的自位轴承等很多类型 。
? 轴瓦是滑动轴承中的重要零件 。
?如图 15-3所示, 向心滑动轴承的轴瓦
内孔为圆柱形 。 若载荷方向向下, 则
下轴瓦为承载区, 上轴瓦为非承载区 。
润滑油应由非承载区引入, 所以在顶
部开进油孔 。
? 在轴瓦内表面, 以进油口为中心沿纵向, 斜向或横向开有
油沟, 以利于润滑油均匀分布在整个轴颈上 。 油沟的形式
很多, 如图 15－ 4所示 。
? 一般油沟与轴瓦端面保持
一定距离, 以防止漏油 。
?当载荷垂直向下或略有偏斜时,
轴承的中分面常为水平方向 (图
15-2) 。 若载荷方向有较大偏斜时,
则轴承的中分面也斜着布置 (通常
倾斜 45° ),使中分平面垂直于或
接近垂直于载荷 (图 15-5) 。
? 图 15-6所示为润滑油从两侧导
入的结构, 常用于大型的液体
润滑的滑动轴承中 。 一侧油进
入后被旋转着的轴颈带入楔形
间隙中形成动压油膜, 另一侧
油进入后覆盖在轴颈上半部,
起着冷却作用, 最后油从轴承
的两端泄出 。 ?图 15－ 7所示的轴瓦两侧面镗有油室,
这种结构可以使润
滑油顺利地进入轴
瓦与轴颈的间隙 。
? 轴瓦宽度与轴颈直径之比 B/d称为 宽径比, 宽径比是向心滑
动轴承中的重要参数之一 。 对于液体摩擦的滑动轴承, 常
取 B/d=0.5~l；对于非液体摩擦的滑动轴承, 常取 B/d＝
0.8~1.5,有时可以更大些 。
二, 推力滑动轴承
? 轴上的轴向力应采用推力轴承来承受 。 止推面可以利用轴
的端面, 也可在轴的中段做出 凸肩 或装上推力圆盘 。 两平
行平面之间是不能形成动压油膜的, 因此须沿轴承止推面
按若干块扇形面积开出楔形 。 图 15－ 8a所示为固定式推力
轴承, 其楔形的倾斜角固定不变, 在楔形顶部留出平台,
用来承受停车后的轴向载荷 。
?图 b为可倾式推力轴承, 其扇形块的倾斜角能随载荷,
转速的改变而自行调整, 因此性能更为优越 。 扇形块
数一般为 6~12,图 c为扇形块的放大图 。
§ 15-3 轴瓦及轴承衬材料
? 轴瓦材料应具备下述性能,l)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)要有足
够的机械强度和可塑性 。
? 常见的轴瓦是用两层不同金属做成的, 两种金属在性能上
取长补短 。 在工艺上可以用浇铸或压合的方法, 将薄层材
料粘附在轴瓦基体上 。 粘附上去的薄层材料 称为 轴承衬 。
? 常用的轴瓦和轴承衬材料有下列几种：
一, 轴承合金
? 轴承合金 (又称白合金, 巴氏合金 )有锡锑轴承合金和铅锑
轴承合金两大类 。
? 锡锑轴承合金的摩擦系数小, 抗胶合性能良好, 对油的吸
附性强, 耐蚀性好, 易跑合, 是优良的轴承材料, 常用于
高速, 重载的轴承 。 但它的 价格较贵且机械强度较差, 因
此只能作为轴承衬材料而浇铸在钢, 铸铁 (图 15-9a及 b)或青
铜轴瓦上 (图 c)。 用青铜作为轴瓦基体是取其导热性良好 。
这种轴承合金的熔点比较低, 为了安全, 在设计, 运行中
常将温度控制得比 150℃ 低 30~40℃ 。
?铅锑轴承合金的各方面性能
与锡锑轴承合金相近, 但这
种材料较脆, 不宜承受较大
的冲击载荷 。 它一般用于中
速, 中载的轴承 。
二, 青铜
? 青铜的强度高, 承载能力大, 耐磨性与导热性都优于轴承
合金 。 它可以在较高的温度 (250℃ )下工作 。 但 它的可塑性
差, 不易跑合, 与之相配的轴颈必须淬硬 。
? 青铜可以单独做成轴瓦 。 为了节省有色金属, 也可将青铜
浇铸在钢或铸铁轴瓦内壁上 。 用作轴瓦材料的青铜, 主要
有锡青铜, 铅青铜和铝青铜 。 在一般情况下, 它们分别用
于中速重载, 中速中载和低速重载的轴承上 。
三, 具有特殊性能的轴承材料
? 用粉末冶金法做成的轴承, 具有多孔性组织, 孔隙内可以
贮存润滑油, 常称为 含油轴承 。
?运转时, 轴瓦温度升高, 由于油的膨胀系数比金属大,
因而自动进入摩擦表面起到润滑作用 。 含油轴承加一
次油可以使用较长时间, 常用于加油不方便的场合 。
?在不重要的或低速轻载的轴承中, 也常采用灰铸铁或
耐磨铸铁作为轴瓦材料 。
?此外, 还有橡胶轴承, 塑料轴承等 。
?表 15-1中给出常用轴瓦及轴承村材料的 [p],[pv]等数
据 。
带轴承衬的剖分式
剖分式
整体式
一, 润滑剂
?轴承润滑的目的 在于 降低摩擦功耗, 减少磨损, 同时
还起到冷却, 吸振, 防锈等作用 。 轴承能否正常工作,
和选用润滑剂正确与否有很大关系 。
?润滑剂分为,1)液体润滑剂 —— 润滑油； 2)半固体润
滑剂 —— 润滑脂； 3)固体润滑剂等 。
?在润滑性能上润滑油一般比润滑脂好, 应用最广 。 但
润滑脂具有不易流失等优点, 也常用 。 固体润滑剂除
在特殊场合下使用外, 目前正在逐步扩大使用范围 。
§ 15-4 润滑剂和润滑装置
1,润滑油
? 润滑油最重要的物理性能是粘度,
它也是选择润滑油的主要依据 。 润
滑油的 粘度 是指 润滑油抵抗变形的
能力, 它标志着液体内部产生相对
运动时内摩擦阻力的大小 。
? 如图 15-10所示，有两块平板 A及 B，两板之间充满着液体。
若板 A以速度 v沿 x轴运动，由于液体与金属表面的吸附作
用，板 A表层的液体随板 A以同样的速度 v一起运动，静止
板 B表层的液体静止不动。若润滑油作层流流动，则沿 y
坐标的油层将以不同速度 u 移动，于是形成各油层间的相
对滑移，在各层的界面上就存在相应的切应力 τ。
?牛顿在 1687年提出 粘性液体的摩擦定律 (简称 粘性定
律 )，即 在液体作层流运动时，油层间的切应力 τ 与
其速度梯度成正比,其数学表达式为：
? 式中,u是油层中任一点的速度, du/dy是该点的速度梯度；
η是比例系数, 即液体的 动力粘度, 常简称为 粘度 。
? 摩擦学中把 凡是服从这个粘性定律的液体 称为 牛顿液体 。
? 动力粘度 η为：长, 宽, 高各为 1m的液体, 如果使上下平
面间以 u=1m/s的相对速度运动, 所需施加的力 F 为 1N 时,
该液体的粘度为 1个国际单位制的动力粘度, 以 Pa·s(帕 ·秒 )
表示, 1Pa·s=1N·s/m2 。 动力粘度又称 绝对粘度 。
d 1 5 1
d
u
y????
? 动力粘度的厘米克秒制单位是 P(Poise,单位名称为泊 )，
1P=1dyn·s/cm2。 P的百分之一称 cP(厘泊 )。 Pa·s,P及 cP间
的换算关系为
1 Pa·s=10P=1000cP
? 此外, 还有运动粘度 ν,它等于动力粘度与液体密度 ρ的
比值, 即在国际单位制中, ν的单位是 m2/s。 实用上这个
单位嫌大, 故常采用它的厘米克秒制单位 St(Stokes,单
位名称为斯 ),或 cSt(厘斯 ),1St= 1cm2/s=100cSt。 一般
润滑油的牌号就是该油在 40℃ 时的运动粘度 (单位为 cSt或
mm2/s) 的平均值, 见表 15－ 2。
? 用润滑油同水作比较所测得的粘度, 称为 相对粘度 。 我国
常用恩氏粘度表示相对粘度, 规定：在一定温度 t下,
200cm3的油样流过直径 2.8mm小孔所需要的时间, 与同体积
20℃ 的蒸馏水流过该孔所需时间的比值, 即为该油样的恩
氏粘度, 用符号 Et表示 。
? 润滑油的粘度随着温度的升高而
降低, 这对于运行着的轴承来说,
必须加以注意 。 描述粘度随温度
变化情况的线图称为粘温图, 见
图 15－ 11。
? 润滑油的粘度还随着压力的升高
而增大, 但压力不太高时, 变化
极微, 可略而不计 。
?选用润滑油时, 要考虑速度, 载荷和工作情况 。 对于
载荷大, 温度高的轴承宜选粘度大的油, 载荷小, 速
度高的轴承宜选粘度较小的油 。
2,润滑脂
? 润滑脂 是 由润滑油和各种稠化剂 (如钙, 钠, 铝, 锂等金
属皂 )混合稠化而成 。 润滑脂密封简单, 不需经常加添,
不易流失, 所以在垂直的摩擦表面上也可以应用 。 润滑
脂对载荷和速度的变化有较大的适应范围, 受温度的影
响不大, 但摩擦损耗较大, 机械效率较低, 故不宜用于
高速 。 且 润滑脂易变质, 不如润滑油稳定 。 总的来说,
一般参数的机器, 特别是低速或带有冲击的机器, 都可
以使用润滑脂润滑 。
? 目前使用最多的是钙基润滑脂, 它有耐水性, 常用于
60℃ 以下的各种机械设备中轴承的润滑 。
3,固体润滑剂
? 固体润滑剂有石墨、二硫化钼 (MoS2)、聚氯乙烯树脂等多
种品种。一般在超出润滑油使用范围之外才考虑使用。
二, 润滑装置
?滑动轴承的给油
方法多种多样 。
如图 15-12所示,
有针阀式油杯,
A型弹簧盖油杯,
润滑脂用油杯等 。
? 上述三种油杯均已列入国家标准, 选用时可查阅有关手册 。
? 图 15-13为油环润滑, 在轴颈上套一油环, 油环下部浸入油
地中, 当轴颈旋转时, 靠摩擦力带动油环旋转, 把油引入
轴承 。 油环浸在油池内的深度约为其直径的四分之一时,
给油量已足以维持液体润滑状态的需要 。 它常用于大型电
机的滑动轴承中 。
? 最完善的给油方法是利用油
泵循环给油, 给油量充足,
给油压力只需 0.05MPa,在油
的循环系统中常配置过滤器,
冷却器 。
? 非液体摩擦滑动轴承可用润滑油润滑，也可用润滑脂润
滑。在润滑油、润滑脂中加入少量鳞片状石墨或二硫化
铝粉末，有助于形成更坚韧的边界油膜，且可填平粗糙
表面而减少磨损。
? 维持边界油膜不遭破裂, 是非液体摩擦滑动轴承的设计
依据 。
? 目前采用的计算方法是间接的, 条件性的 。 实践证明,
若能限制压强 p≤[p]和压强与轴颈线速度的乘积 pv≤[pv]，
那么轴承是能够很好地工作的 。
§ 15-5 非液体摩擦滑动轴承的计算
一, 向心轴承
1,轴承的压强 p
? 限制轴承压强 p,以保证润滑油不被过大的压力挤出, 从
而避免轴瓦产生过度的磨损 。 即
?式中,F为轴承径向载荷, N； B为轴瓦宽度, mm； d为轴
颈直径, mm;［ p］ 为轴瓦材料的许用压强, MPa(表 15-1)。
2,轴承的 pv值
?pv值与摩擦功率损耗成正比, 它简略地表征轴承的发热因
素 。
[ ] ( 1 5 3 )FpPBd? ? ?
? pv值越高，轴承温升起高，容易引起边界油膜的破裂。 pv
值的验其式为：
?式中,n为轴的转速, r/min； [pv]为轴瓦材料的许用值,
MPa·m/s(表 15- 1)。
二, 推力轴承
?由图 15-14可知, 推力轴承应满足
[ ] ( 1 5 4 )6 0 1 0 0 0F d np v p vBd ?? ? ? ??
22
21
[ ] ( 1 5 5 )
()4
Fpp
d d z?
? ? ?
?
[ ] ( 1 5 6 )mp v p v??
?推力轴承的 [p]和 [pv]值由 表 15-1查取 。 对于多环推力
轴承 (图 15-14b),由于制造和装配误差使各支承面上
所受的载荷不相等, [p]和 [pv]值应减小 20％ ~40％ 。
一, 动压润滑的形成原理和条件
? 如图 15-16a所示，两平行板间充满润滑油，板 B静止不动，
板 A以速度 v向左运动。当板上无载荷时两平行板之间液体
各流层的速度呈三角形分布，板 A,B之间带进的油量等于
带出的油量，因此两板间油量保持不变，亦即板 A不会下
沉。但若板 A上承受载荷 F时，油向两侧挤出 (图 15-16b)，
于是板 A逐渐下沉，直到与板 B接触。这就说明 两平行板之
间是不可能形成压力油膜的 。
? 如果板 A与板 B不平行，板间的间隙沿运动方向由大到小呈
收敛的楔形，并且板 A上承受载荷 F，如图 15-16c所示。
§ 15-6 动压润滑的基本原理
? 当板 A运动时，两端的速度若按照虚线所示的三角形分布，
则必然进油多而出油少。由于液体实际上是不可压缩的，
必将在间隙内“拥挤”而形成压力，迫使进口端的速度曲
线向内凹，出口端的速度曲线向外凸，不会再是三角形分
布。?进口端间隙 h
1大而速度曲线内凹, 出口端 h2小而速度曲线
外凸, 于是有可能使带进油量等于带出油量 。 同时, 间
隙内形成的液体压力将与外载荷 F平衡 。 这就 说明在间隙
内形成了压力油膜 。 这种 借助相对运动而在轴承间隙中
形成的压力油膜 称为 动压油膜 。 图 c还表明从截面 a-a到 c-
c之间, 各截面的速度图是各不相同的, 但必有一截面 b-
b,油的速度呈三角形分布 。
? 形成动压油膜的必要条件是,
l) 两工作表面间必须有楔形间隙；
2) 两工作表面间必须连续充满润滑油或其他粘性流体；
3) 两工作表面间必须有相对滑动速度，其运动方向必须保证润滑
油从大截面流进，从小截面流出。
? 此外，对于一定的载荷 F，必须使速度 v，粘度 η及间隙等匹配
恰当 (充分条件 )。
? 向心滑动轴承形成动压油膜的过程如图 15-17所示。 图 a表示停
车状态，轴颈沉在下部。 轴颈表面与轴承孔表面构成了楔形间
隙，这就满足了形成动压油膜的首要条件 。
? 动画演示
?开始起动时, 在摩擦力的作用下, 轴颈沿轴承孔内壁
向右滚动爬升, 如图 b所示 。 由于轴颈转速不高, 进
入楔形空间的油量很少, 尚不足以形成压力油膜将轴
颈与轴承表面分开, 两者间处于不完全油膜润滑状态 。
? 随着转速的增大, 动压油膜逐渐形成, 将轴颈与轴承表面
逐渐分开, 摩擦力也逐渐减小, 如 图 c所示 。 因油膜内各点
压力的合力有向左推动轴颈的分力存在, 轴颈将向左下方
移动 。
? 在转速增大到一定数值后，足够多的润滑油进入楔形空间，
形成能平衡外载荷的动压油膜，轴颈被动压油膜抬起，稳
定地在轴承孔中心偏左的某一位置上转动, 如 图 d所示。
此时油膜内各点的压力，其垂直方向的合力与载荷 F平衡，
其水平方向的压力，左右自行抵消。于是轴颈就稳定在此
平衡位置上旋转。 若外载荷、转速及润滑油粘度保持不变，
轴颈将在这一位置稳定地转动 。
? 在一定的载荷作用下, 转速发生变化时, 轴颈的工作位置
将发生变化 。
? 从图中可以明显看出, 轴颈中心 O1与轴承孔中心 O不重合,
OO1=e,称为 偏心距 。 其他条件相同时, 工作转速越高, e
值越小, 即轴颈中心越接近轴承孔中心 。
? 轴颈中心位置随转速变化的运动轨迹接近于半圆 。
二, 液体动压润滑的基本方程
? 对照 图 15-18,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 (由于油膜很薄, 故这样假设是合理的 )；
3) 润滑油粘度 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。
1,速度分布方程
? 在油膜中取出一微单元体，它承
受油压 p和内摩擦切应力 τ(图 15-
18)。根据平衡条件，得
dd
dd
p
xy
??
p d y d z + ( + d ) d x d z - ( p + d p ) d y d z - d x d z = 0? ? ?
整理后，得,
?此式表明, 任意一点的油膜压力 p沿 x方向的变化率
dp/dx,与该点速度梯度 (y向 )的导数有关 。
?上式对 y积分得：
将 代入上式，得
212d
d
2
1 CyCy
x
pu ???
?
?式中 C1,C2是积分常数, 可由边界条件来确定 。
?当 y=0时, u=-v,所以 C2=-v;
?当 y=h时,u=0，所以
d
d
u
y???
2
2
dd ( 1 5 7)
dd
pu
xy ???
1
1d
2d
pvCh
xh?? ? ?
?代回原式并整理之
?由上式可知，油层的速度 u 由两部分组成：式中后一项的
速度呈线性分布 (图 15-6a)，这是 直接在板 A 的运动下由各
油层间内摩擦力的剪切作用所 引 起 的 流动,称为 剪切流 ；
式中前一项的速度呈抛物线分布 (图 15-6b)，这是 由于油膜
中压力沿 y 方向的变化所引起的流动,称为 压力流 。
2,流量方程
?根据流体的连续性原理，流过不同截面的流量应该是相等
的，为此先求任意截面上的流量 (z方向取单位长 )
21d ( ) ( 1 5 8 )
2d
p y hu y h y v
xh?
?? ? ? ?
3,液体动压润滑的基本方程 ——— 一维雷诺方程
?取 图 15-16c上的 b-b截面，该处速度呈三角形分布，
间隙厚度为 h0，故
?式中的负号表示流速的方向与 x方向相反 。 因流经两个截面
上的流量相等, 故
?整理后得：
h 3
0
1dd
1 2 d 2x
p h vq u y h
x?? ? ? ??
0
1
2xq vh??
0
3
d 6 ( 1 5 9 )
d
hhp v
xh ?
???
? 式 (15-9)为 液体动压润滑的基本方程,称为 一维雷诺方程 。
它 描述了两平板间油膜压力 p的变化与润滑油的动力粘度
η、相对滑动速度 v及油膜厚度 h之间的关系 。
? 当 h=h0 (b-b截面 )时,dp/dx =0,p有极大值 pmax，所以 b点
是对应于 pmax处的特定点。 又 dp/dx =0，即 d2u/dy2=0，所
以速度梯度 du/dy必须是常量，亦即 b-b截面处的速度呈三
角形分布 。
? 由式 (15-9)可求出油膜压力 p沿 x方向分布的曲线 (图 15-16c)，
再根据油膜压力的合力，便可确定油膜的承载能力。但
实际轴承的宽度是有限的，计算中必须考虑润滑油从轴
承两端泄漏对油膜承载能力的影响。
§ 15-7 液体动压多油楔轴承简介
? 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。
? 图 15-19a为椭圆轴承，它的项隙和侧隙之比常制成 1,2。它与
单油楔圆轴承相比，减小了顶隙而扩大了侧隙。顶隙减小，因
而在顶部也可形成动压油膜；侧隙扩大，可增加端泄油量，以
便降低轴承温升。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。但与同样条件下的单油楔圆轴承相比，其
摩擦损耗将会有所增加，而且供油量增大，承载量降低。
?加工时，在轴承的中分面上垫上一定厚度的垫片，按
圆形镗孔，然后撤去垫片，上下合拢即为椭圆轴承，
所以制造椭圆轴承并不困难。
? 图 15-19b为固定式三油楔轴承 。 工作时可以形成三个动压
油膜, 提高了旋转精度和稳定性, 但其承载量为三个油楔
中的油膜力的向量和, 比单油楔圆轴承低；其摩擦损耗为
三个油楔中的损耗之和, 较单油楔轴承损耗大 。 固定式三
油楔轴承只允许轴颈沿一个固定的方向回转 。
? 图 15-19c所示为可倾式多油楔轴承 。 这种轴承通常采用三
片轴瓦, 也有四片, 五片轴瓦的 。 轴瓦由带球端的螺钉支
承着 。 单向回转时, 支点不安置在正中而偏向一侧 (见图
示 0.41L),随着运转条件的改变能自行倾斜, 以保证时时
处于最佳工作状态下运转, 这正是可倾式优于固定式之处 。
此外, 可倾式多油楔轴承还具有较好的抗振性能, 旋转精
度和稳定性, 但制造, 调试都较费事 。
?可倾瓦瓦块的内表面仍按圆弧面制造，采用三片轴
瓦结构时，每片的圆弧所对中心角不应超出 90° 。
在停车之后，上部瓦块长的一端由于自重而下垂，
因而紧贴在轴上，再度启动时油不易进入间隙中。
因此有些可倾瓦的 L较长，其内表面开成斜口，以便
开车启动时，油冲击斜口而抬升瓦块，使润滑油顺
利地进入间隙，从而达到正常润滑 (见 图 15-19c所示
结构 )。
一, 静压轴承
? 静压轴承是依靠一套给油装置，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。
§ 15-8 静压轴承与空气轴承简介
?如果设计良好，静压轴承可以达到很高的旋转精度。
但静压轴承需要附加一套可靠的给油装置。所以应用
不如动压轴承普遍。
?静压轴承在轴瓦内表面
上开有几个 (通常是四个 )
对称的油腔, 各油腔的
尺寸一般是相同的 。 每
个油腔四周都有适当宽
度的封油面, 称为油台,
而油腔之间用回油槽隔
开, 如图 15-20所示 。
? 为了使油腔具有压力补偿作用, 在外油路中必需为各油腔
配置一个节流器 。 工作时, 若无外载荷 (不计轴的自重 )作
用, 轴颈浮在轴承的中心位置, 各油腔内压力相等, 亦即
油泵压力 ps通过节流器降压变为 pc,且 pc=pc1=pc3。 当轴须
受载荷 F后, 轴颈向下产生位移 e,此时下油腔 3四周油台
与轴颈之间的间隙减小, 流出的油量亦随之减少, 根据管
道内各截面上流量相等的连续性原理, 流经节流器的流量
亦减少, 在节流器中产生的压降亦减小, 但供油压力 ps是
不变的, 因而声 pc3必然增大 。 在上油腔 1处则反之, 间隙
增大, 回油畅通而 pc1降低, 上下油腔产生的压力差与外载
荷平衡 。
? 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。
二, 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 。
?气体润滑在本质上与液体润滑一样, 也有静压式和
动压式两类 。 它形成的动压气膜厚度很薄, 最大不
超过 20μm,故对于空气轴承制造要求十分精确, 而
且空气需经严格过滤 。 空气的粘度很少受温度的影
响, 因此有可能在低温及高温中应用 。 它没有油类
污染的危险, 而且回转精度高, 运行噪声低 。 它的
主要缺点是承载量不能太大和密封较困难 。 它常用
于高速磨头, 陀螺仪, 医疗设备等方面 。
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