滑动轴承
概述
径向滑动轴承的主要结构型式
轴瓦的材料和结构
滑动轴承润滑剂的选择
不完全液体润滑滑动轴承设计计算
液体动力润滑径向滑动轴承设计计算
其它型式滑动轴承简介
§ 1 概述
一、轴承的功用和分类
1．功用：用于支承轴，并且实现轴的旋转运动（承受载荷和相对运动）
2．根据摩擦性质分为：滑动摩擦轴承（滑动轴承）和滚动摩擦轴承
（滚动轴承）。
二、滑动轴承的分类
1．根据承受载荷分
径向轴承：承受径向载荷，例如直齿轮轴承（ Fr）；
止推轴承：承受轴向载荷，例如斜齿轮轴承（ Fa）。
2．根据滑动表面的润滑状态
①液体润滑轴承：
②非液体润滑轴承（边界润滑或混合润滑状态）：
③无润滑轴承：
3．根据液体润滑承载机理
液体动润滑轴承（液体动压轴承）：
液体静压润滑轴承：
本章主要讨论液体动压润滑轴承，工程中一般设计成①或②。
三、滑动轴承的特点和应用
1．优点：
①轴颈与轴瓦靠面接触，可用于承受载荷特殊的情况（重
载、振动载荷、冲击载荷等）：内燃机、汽轮机等；
②用于支承刚度要求高的情况：机床；
③用于旋转运动精度高的场合：仪表；
④用于转速特别高的场合：电机；
⑤用于径向尺寸受到限制的场合：（曲轴的轴承）
2．缺点：
①液体动压轴承，设计复杂，结构较繁，在起动和止动
时存在非液体摩擦；
②非液体润滑轴承，磨损严重，易出现胶合；
③轴向尺寸较大。
四、设计内容
1）轴承的型式和结构；
2）轴瓦的结构和材料选择；
3）轴承的结构参数；
4）润滑剂的选择和供应；
5）轴承的工作能力及热平衡计算。
§ 2 径向滑动轴承的主要结构型式
（ 1）整体式径向滑动轴承
组成
优点
缺点
用途
（ 2）剖分式径向滑动轴承
组成、特点与用途
（ 3）自动调心式径向滑动轴承
组成
特点
用途
（ 4）间隙可调式径向滑动轴承
组成
特点
用途
§ 3 轴瓦材料和结构
3.1 轴瓦的材料
滑动轴承的失效形式
磨料磨损
胶合：重载、油膜破裂或润滑不良，产生粘附和迁移；
点蚀（疲劳剥落）
腐蚀
磨 粒 磨 损
咬粘（胶合）
疲劳剥落
腐蚀
气蚀、流体侵蚀、电侵蚀和微动磨损
对轴承材料的要求
①良好的减摩性（摩擦系数低）、耐磨性（抗磨损）和抗咬粘性（耐热性
和抗粘附）；
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。
常用轴承材料
（ 1） 轴承合金 （巴氏合金，以锡或铅为基体）
满足①②④要求，价格贵，多用于重载、中高速；
（ 2） 铜合金
广泛应用，满足①③④要求，对用于高、中速，中等、重载；
（ 3） 铝合金
满足③④要求，要求轴颈淬火；
（ 4） 灰铸铁及耐磨铸铁
用于轻载、低速，不受冲击载荷的场合；
（ 5） 粉末冶金
（ 6） 非金属材料,塑料、石墨等。
3.2 轴瓦的结构
一, 轴瓦的型式和构造
整体式：
剖分式轴瓦,厚壁轴瓦和薄壁轴瓦
二、轴瓦的定位
三、油孔及油槽
目的及原则
①对液体动压径向轴承
轴向油槽 （适用于轴颈单向旋转、载荷变化不大的场合，通常油槽宽度比
轴承稍短，防止润滑油从端部大量流失）：
整体式径向轴承,单轴向油槽，开在最大油膜厚度位置，以保证
润滑油从压力最小的地方输入轴承；
剖分式径向轴承,双轴向油槽，开在轴承剖分面上。
周向油槽,适用载荷方向变动范围超过 1800的场合，开在轴
承宽度中部。
② 非液体润滑径向轴承：油孔可开在承载区；
③油槽的宽度 ≤ 轴承宽度的 80%，油槽尺寸可查手册。
§ 4 滑动轴承润滑剂的选择
4.1 滑动轴承润滑剂的选择
4.2 润滑方式与供油装置
润滑方式 的选择
润滑装置
采用润滑脂进行润滑时，一般使用
黄油杯，杯内贮满润滑脂，定时或
随时旋转杯盖，即可将润滑脂挤入
轴承。
低速和间歇工作的轴承，可以定期用
油枪向轴承的油孔内注油。为防止污
物进入轴承，可以在油孔上加装压注
油杯。
黄油杯 压注油杯
(a)针阀式油杯 （ b）油绳式油杯
中速中载的轴承：应采用连续供油的润滑方式。
对于高速重载或变载荷的滑动轴承：采用压力循环润滑。它是利用油泵经油路
系统将润滑油压到轴承表面，油泵的供油压力通常为 0.1~0.5MPa。
§ 5 不完全液体润滑滑动轴承设计计算
1、失效形式和设计准则
1．失效形式：磨损、胶合
2．设计准则：边界油膜不破裂
通常采用条件性计算（验算）：适用于可靠性要求不高
的低速、重载或间歇工作的轴承。
2、径向滑动轴承的计算
已知：轴承所受径向载荷 Fr、轴颈转速 n及轴颈直径。
设计内容：确定轴承结构、材料等，验算工作能力。
设计步骤
① 根据工作条件和使用要求，确定轴承的结构型式，选择轴
承材料；
② 确定宽径比（ B/d,B为轴承宽度）；
B/d太小：油易从两端流失，使轴瓦过快磨损；
B/d过大：散热差，温升高，易引起轴瓦边缘的局部磨损。
一般取 B/d≈0.5 ～ 1.5。
根据宽径比 B/d和 d，可确定轴承宽度 B，在确定轴承宽度时，
还应考虑到机器结构尺寸的限制。
③ 验算轴承的工作能力
（ 1）平均压力 p的验算
式中 [p]为轴瓦材料的许用压力。
（ 2） pv的验算
式中 v为轴颈圆周速度,[pv]轴承材料的 pv许用值。
（ 3）滑动速度 v的验算：对压力 p较小的轴承
v≤[v]
式中 [v]许用滑动速度。
? ?pvBnFdnBdFpv rr ????? 19100100060 ?
? ?pdBFp r ??
④ 选择轴承的配合,H9/d9,H8/f7,H7/f6。
⑤选择润滑剂和润滑装置
3、止推滑动轴承的结构形式
a)实心式 b)空心 式 c)单环式 d)多环式
4、止推滑动轴承的计算
§ 6 液体动力润滑径向轴承设计计算
6.1 液体动力润滑的承载机理
6.2 液体动力润滑的基本方程
基本假设
yx
p
?
???
?
? ?平衡方程：
y
v
?
??? ??粘度公式：
2
2
)
y
v
y
v
yx
p
?
??
?
?
?
???
?
? ??（－代入：
利用 y=0和 y=h（为所取单元体处的油膜厚度）处的速度边界条件，即可
求出油层的速度分布，进而可得到
式中 h0— 两表面间油压最大处的间隙；
h— 任一载面处的间隙；
η — 润滑油粘度。
形成流体动力润滑的必要条件
1.润滑油有一定粘度，供油
要充分；
2.表面间有相对运动速度；
3.有收敛的油楔。
)(6 03 hhh Vxp ???? ?一维雷诺方程：
6.3 径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程
a)静止 b)启动 c)稳定运转
6.4 径向滑动轴承的几何关系和承载量系数
1.几何关系
（ 1）建立坐标系
o为极点,oo1为极轴
Φ a：
Φ 1,h1：
Φ 2,h2：
Φ 0,h0
Φ, h
（ 2）基本概念
① 直径间隙,Δ=D -d
② 半径间隙,δ=R -r=Δ/ 2
③ 相对间隙,ψ=Δ/d=δ/r
④ 偏心距,e
⑤ 偏心率,χ=e/δ
⑥ 任意极角 φ 的油膜厚度 h：
h=δ+ecosφ=δ( 1+χcosφ)
⑦ 最小油膜厚度：
hmin=δ -e=δ( 1-χ)=rψ( 1-χ)
⑧ 压力最大处的油膜厚度 h0：
h0=δ( 1+χcosφ 0)
⑨ 包角 α,入油口到出油口间所包轴
颈的夹角 。
2,轴承的承载能力
有限长轴承油膜的总承载能力
F=ηωdB/ （ ψ 2Cp）
Cp轴承的承载量系数
Cp∝(χ, B/d)
不同宽径比时沿轴承周向和轴向
的压力分布图
6.5 最小油膜厚度
hmin=δ -e=δ(1 -χ)=rψ(1 -χ)
若其他条件不变,hmin愈小则偏心率 χ 愈大，轴承的承载能力就愈大。
最小油膜厚度受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性、以及轴承与轴颈的
几何形状误差等因素的限制。
为了保证轴承获得完全液体摩擦，避免轴颈与轴瓦的直接接触
hmin≥R z1+Rz2=［ hmin］
再综合考虑到轴颈和轴瓦的制造和安装误差，以及轴的变形的影响，一般
要使安全系数
S≥h min/（ Rz1+Rz2） =2~3
校核, hmin→ χ→C p→ F=ηωdB/ （ ψ 2Cp）
若 F>外载荷，合格。
6.6 轴承的热平衡计算
1,目的
2,热平衡条件
fFv=cρQΔt+α sAΔt
式中 f— 液体摩擦系数； F— 轴承承载能力，即载荷（ N）；
v— 轴颈圆周速度（ m/s）； c— 润滑油比热，一般为 1
680-2 100J/（ kg.℃ ）； ρ — 润滑油密度，一般为
850-900g/m3； Q— 轴承耗油量（ m3/s）； A— 轴承散热
面积（ m2）,A=π/dB ； Δt — 润滑油的出油温度 t2与进
油温度 t1之差（温升）,Δt=t 2-t1（ ℃ ）； α s— 轴承
的散热系数，依轴承结构尺寸和通风条件而定。轻型
轴承或散热困难的环境,α s=50J/（ m2·s·℃ ）；重型轴
承或散热条件良好时,α s=140J/(m2·s·℃ ）。
3,说明
①润滑油从入口至出口，温度是逐渐升高的，因而各处油的
粘度不等。计算轴承承载能力 F=ηωdB/ （ ψ 2Cp）时，用
平均温度下的粘度。
平均温度 tm=t1+Δt/2
平均温度一般不应超过 75℃ 。
②设计时，先假定 tm（ 50～ 75℃ ） → Δ t→ 校核入口温度 t1。
进油温度 t1一般控制在 35-45℃ （ t1太低，外部冷却困难；
若 t1 >35～ 40℃,则易于建立热平衡，承载能力尚未用
尽。）。
6.7 设计方法
（ 1）参数选择
相对间隙 ψ,相对间隙是影响轴承工作性能的一个主要参数 。
宽径比 B/d：宽径比对轴承承载能力, 耗油量和轴承温升影
响很大 。
润滑油粘度 η,粘度大, 则轴承承载能力高, 但摩擦功耗大,
油流量小, 轴承温升高 。
轴承表面粗糙度：轴承最小油膜厚度 hmin受轴承表面粗糙度
的限制 。
（ 2） 设计方法
1） 初步确定设计方案
根据轴颈直径 d,转速 n及轴上外载荷 F等工作条件, 参考有关经验数据,
初步确定轴承的设计方案, 具体包括：
① 确定轴承的结构形式；
② 选定有关参数,B/d,ψ, η, Rz等；
③ 选择轴瓦结构和材料 。
2） 校核计算
校核计算主要包括轴承最小油膜厚度 hmin和润滑油温升 Δt 的计算等 。
3） 综合评定与再设计
通常, 能满足工作条件的零件设计方案不是惟一的, 对于影响因素众多
的滑动轴承设计来说, 情况更是如此 。
§ 7 其它型式滑动轴承简介
多油楔滑动轴承
液体静压滑动轴承
气体润滑轴承
概述
径向滑动轴承的主要结构型式
轴瓦的材料和结构
滑动轴承润滑剂的选择
不完全液体润滑滑动轴承设计计算
液体动力润滑径向滑动轴承设计计算
其它型式滑动轴承简介
§ 1 概述
一、轴承的功用和分类
1．功用：用于支承轴，并且实现轴的旋转运动（承受载荷和相对运动）
2．根据摩擦性质分为：滑动摩擦轴承（滑动轴承）和滚动摩擦轴承
（滚动轴承）。
二、滑动轴承的分类
1．根据承受载荷分
径向轴承：承受径向载荷，例如直齿轮轴承（ Fr）；
止推轴承：承受轴向载荷，例如斜齿轮轴承（ Fa）。
2．根据滑动表面的润滑状态
①液体润滑轴承：
②非液体润滑轴承（边界润滑或混合润滑状态）：
③无润滑轴承：
3．根据液体润滑承载机理
液体动润滑轴承（液体动压轴承）：
液体静压润滑轴承：
本章主要讨论液体动压润滑轴承，工程中一般设计成①或②。
三、滑动轴承的特点和应用
1．优点：
①轴颈与轴瓦靠面接触，可用于承受载荷特殊的情况（重
载、振动载荷、冲击载荷等）：内燃机、汽轮机等；
②用于支承刚度要求高的情况：机床；
③用于旋转运动精度高的场合：仪表；
④用于转速特别高的场合：电机；
⑤用于径向尺寸受到限制的场合：（曲轴的轴承）
2．缺点：
①液体动压轴承，设计复杂，结构较繁，在起动和止动
时存在非液体摩擦；
②非液体润滑轴承，磨损严重，易出现胶合；
③轴向尺寸较大。
四、设计内容
1）轴承的型式和结构；
2）轴瓦的结构和材料选择；
3）轴承的结构参数；
4）润滑剂的选择和供应；
5）轴承的工作能力及热平衡计算。
§ 2 径向滑动轴承的主要结构型式
（ 1）整体式径向滑动轴承
组成
优点
缺点
用途
（ 2）剖分式径向滑动轴承
组成、特点与用途
（ 3）自动调心式径向滑动轴承
组成
特点
用途
（ 4）间隙可调式径向滑动轴承
组成
特点
用途
§ 3 轴瓦材料和结构
3.1 轴瓦的材料
滑动轴承的失效形式
磨料磨损
胶合：重载、油膜破裂或润滑不良，产生粘附和迁移；
点蚀（疲劳剥落）
腐蚀
磨 粒 磨 损
咬粘（胶合）
疲劳剥落
腐蚀
气蚀、流体侵蚀、电侵蚀和微动磨损
对轴承材料的要求
①良好的减摩性（摩擦系数低）、耐磨性（抗磨损）和抗咬粘性（耐热性
和抗粘附）；
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。
常用轴承材料
（ 1） 轴承合金 （巴氏合金，以锡或铅为基体）
满足①②④要求，价格贵，多用于重载、中高速；
（ 2） 铜合金
广泛应用，满足①③④要求，对用于高、中速，中等、重载；
（ 3） 铝合金
满足③④要求，要求轴颈淬火；
（ 4） 灰铸铁及耐磨铸铁
用于轻载、低速，不受冲击载荷的场合；
（ 5） 粉末冶金
（ 6） 非金属材料,塑料、石墨等。
3.2 轴瓦的结构
一, 轴瓦的型式和构造
整体式：
剖分式轴瓦,厚壁轴瓦和薄壁轴瓦
二、轴瓦的定位
三、油孔及油槽
目的及原则
①对液体动压径向轴承
轴向油槽 （适用于轴颈单向旋转、载荷变化不大的场合，通常油槽宽度比
轴承稍短，防止润滑油从端部大量流失）：
整体式径向轴承,单轴向油槽，开在最大油膜厚度位置，以保证
润滑油从压力最小的地方输入轴承；
剖分式径向轴承,双轴向油槽，开在轴承剖分面上。
周向油槽,适用载荷方向变动范围超过 1800的场合，开在轴
承宽度中部。
② 非液体润滑径向轴承：油孔可开在承载区；
③油槽的宽度 ≤ 轴承宽度的 80%，油槽尺寸可查手册。
§ 4 滑动轴承润滑剂的选择
4.1 滑动轴承润滑剂的选择
4.2 润滑方式与供油装置
润滑方式 的选择
润滑装置
采用润滑脂进行润滑时，一般使用
黄油杯，杯内贮满润滑脂，定时或
随时旋转杯盖，即可将润滑脂挤入
轴承。
低速和间歇工作的轴承，可以定期用
油枪向轴承的油孔内注油。为防止污
物进入轴承，可以在油孔上加装压注
油杯。
黄油杯 压注油杯
(a)针阀式油杯 （ b）油绳式油杯
中速中载的轴承：应采用连续供油的润滑方式。
对于高速重载或变载荷的滑动轴承：采用压力循环润滑。它是利用油泵经油路
系统将润滑油压到轴承表面，油泵的供油压力通常为 0.1~0.5MPa。
§ 5 不完全液体润滑滑动轴承设计计算
1、失效形式和设计准则
1．失效形式：磨损、胶合
2．设计准则：边界油膜不破裂
通常采用条件性计算（验算）：适用于可靠性要求不高
的低速、重载或间歇工作的轴承。
2、径向滑动轴承的计算
已知：轴承所受径向载荷 Fr、轴颈转速 n及轴颈直径。
设计内容：确定轴承结构、材料等，验算工作能力。
设计步骤
① 根据工作条件和使用要求，确定轴承的结构型式，选择轴
承材料；
② 确定宽径比（ B/d,B为轴承宽度）；
B/d太小：油易从两端流失，使轴瓦过快磨损；
B/d过大：散热差，温升高，易引起轴瓦边缘的局部磨损。
一般取 B/d≈0.5 ～ 1.5。
根据宽径比 B/d和 d，可确定轴承宽度 B，在确定轴承宽度时，
还应考虑到机器结构尺寸的限制。
③ 验算轴承的工作能力
（ 1）平均压力 p的验算
式中 [p]为轴瓦材料的许用压力。
（ 2） pv的验算
式中 v为轴颈圆周速度,[pv]轴承材料的 pv许用值。
（ 3）滑动速度 v的验算：对压力 p较小的轴承
v≤[v]
式中 [v]许用滑动速度。
? ?pvBnFdnBdFpv rr ????? 19100100060 ?
? ?pdBFp r ??
④ 选择轴承的配合,H9/d9,H8/f7,H7/f6。
⑤选择润滑剂和润滑装置
3、止推滑动轴承的结构形式
a)实心式 b)空心 式 c)单环式 d)多环式
4、止推滑动轴承的计算
§ 6 液体动力润滑径向轴承设计计算
6.1 液体动力润滑的承载机理
6.2 液体动力润滑的基本方程
基本假设
yx
p
?
???
?
? ?平衡方程：
y
v
?
??? ??粘度公式：
2
2
)
y
v
y
v
yx
p
?
??
?
?
?
???
?
? ??（－代入：
利用 y=0和 y=h（为所取单元体处的油膜厚度）处的速度边界条件，即可
求出油层的速度分布，进而可得到
式中 h0— 两表面间油压最大处的间隙；
h— 任一载面处的间隙；
η — 润滑油粘度。
形成流体动力润滑的必要条件
1.润滑油有一定粘度，供油
要充分；
2.表面间有相对运动速度；
3.有收敛的油楔。
)(6 03 hhh Vxp ???? ?一维雷诺方程：
6.3 径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程
a)静止 b)启动 c)稳定运转
6.4 径向滑动轴承的几何关系和承载量系数
1.几何关系
（ 1）建立坐标系
o为极点,oo1为极轴
Φ a：
Φ 1,h1：
Φ 2,h2：
Φ 0,h0
Φ, h
（ 2）基本概念
① 直径间隙,Δ=D -d
② 半径间隙,δ=R -r=Δ/ 2
③ 相对间隙,ψ=Δ/d=δ/r
④ 偏心距,e
⑤ 偏心率,χ=e/δ
⑥ 任意极角 φ 的油膜厚度 h：
h=δ+ecosφ=δ( 1+χcosφ)
⑦ 最小油膜厚度：
hmin=δ -e=δ( 1-χ)=rψ( 1-χ)
⑧ 压力最大处的油膜厚度 h0：
h0=δ( 1+χcosφ 0)
⑨ 包角 α,入油口到出油口间所包轴
颈的夹角 。
2,轴承的承载能力
有限长轴承油膜的总承载能力
F=ηωdB/ （ ψ 2Cp）
Cp轴承的承载量系数
Cp∝(χ, B/d)
不同宽径比时沿轴承周向和轴向
的压力分布图
6.5 最小油膜厚度
hmin=δ -e=δ(1 -χ)=rψ(1 -χ)
若其他条件不变,hmin愈小则偏心率 χ 愈大，轴承的承载能力就愈大。
最小油膜厚度受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性、以及轴承与轴颈的
几何形状误差等因素的限制。
为了保证轴承获得完全液体摩擦，避免轴颈与轴瓦的直接接触
hmin≥R z1+Rz2=［ hmin］
再综合考虑到轴颈和轴瓦的制造和安装误差，以及轴的变形的影响，一般
要使安全系数
S≥h min/（ Rz1+Rz2） =2~3
校核, hmin→ χ→C p→ F=ηωdB/ （ ψ 2Cp）
若 F>外载荷，合格。
6.6 轴承的热平衡计算
1,目的
2,热平衡条件
fFv=cρQΔt+α sAΔt
式中 f— 液体摩擦系数； F— 轴承承载能力，即载荷（ N）；
v— 轴颈圆周速度（ m/s）； c— 润滑油比热，一般为 1
680-2 100J/（ kg.℃ ）； ρ — 润滑油密度，一般为
850-900g/m3； Q— 轴承耗油量（ m3/s）； A— 轴承散热
面积（ m2）,A=π/dB ； Δt — 润滑油的出油温度 t2与进
油温度 t1之差（温升）,Δt=t 2-t1（ ℃ ）； α s— 轴承
的散热系数，依轴承结构尺寸和通风条件而定。轻型
轴承或散热困难的环境,α s=50J/（ m2·s·℃ ）；重型轴
承或散热条件良好时,α s=140J/(m2·s·℃ ）。
3,说明
①润滑油从入口至出口，温度是逐渐升高的，因而各处油的
粘度不等。计算轴承承载能力 F=ηωdB/ （ ψ 2Cp）时，用
平均温度下的粘度。
平均温度 tm=t1+Δt/2
平均温度一般不应超过 75℃ 。
②设计时，先假定 tm（ 50～ 75℃ ） → Δ t→ 校核入口温度 t1。
进油温度 t1一般控制在 35-45℃ （ t1太低，外部冷却困难；
若 t1 >35～ 40℃,则易于建立热平衡，承载能力尚未用
尽。）。
6.7 设计方法
（ 1）参数选择
相对间隙 ψ,相对间隙是影响轴承工作性能的一个主要参数 。
宽径比 B/d：宽径比对轴承承载能力, 耗油量和轴承温升影
响很大 。
润滑油粘度 η,粘度大, 则轴承承载能力高, 但摩擦功耗大,
油流量小, 轴承温升高 。
轴承表面粗糙度：轴承最小油膜厚度 hmin受轴承表面粗糙度
的限制 。
（ 2） 设计方法
1） 初步确定设计方案
根据轴颈直径 d,转速 n及轴上外载荷 F等工作条件, 参考有关经验数据,
初步确定轴承的设计方案, 具体包括：
① 确定轴承的结构形式；
② 选定有关参数,B/d,ψ, η, Rz等；
③ 选择轴瓦结构和材料 。
2） 校核计算
校核计算主要包括轴承最小油膜厚度 hmin和润滑油温升 Δt 的计算等 。
3） 综合评定与再设计
通常, 能满足工作条件的零件设计方案不是惟一的, 对于影响因素众多
的滑动轴承设计来说, 情况更是如此 。
§ 7 其它型式滑动轴承简介
多油楔滑动轴承
液体静压滑动轴承
气体润滑轴承
