滑动轴承是支承轴承的零件或部件，轴颈与轴瓦面接触，属滑动摩擦。滚动轴承虽具有一系列优点，在一般机器中获得了广泛应用，但是在高速、高精度、重载、结构上要求剖分等场合下，滑动轴承就显示出它的优异性能，如水轮发电机、汽轮机、内燃机中多采用滑动轴承。此外，在低速而带有冲击的机器中，如水泥搅拌机、破碎机等也常采用滑动轴承。

主要应掌握滑动轴承特点、分类；非流体摩擦滑动轴承的计算方法；形成流体动压润滑的必要条件以及流体动压润滑滑动轴承的计算要点。

1.滑动轴承的类型、特点及应用

（1）类型

1）按承载方向。滑动轴承可分为向心轴承（也称径向轴承或普通轴承）、推力轴承（也称止推轴承）和组合轴承。向心轴承只能承受径向载荷F_r；推力轴承只能承受轴向载荷F_a；组合轴承（由向心轴承和推力轴承组合而成）既能承受径向载荷，也能承受轴向载荷。

2）按润滑状态。滑动轴承可分为液体润滑轴承和非液体润滑轴承。液体润滑轴承是指摩擦表面被一流体膜分开（1.5～2.0µm以上），固体表面间的摩擦为液体分子间的摩擦，例如汽轮机的主轴与轴承之间的润滑状态即属于液体润滑轴承。液体润滑按流体膜形成原理又分为液体动压润滑和流体静压润滑，液体动压润滑是靠摩擦表面几何形状、相对运动并借助粘性流体动力学作用产生压力平衡外载；流体静压润滑是靠外部提供压力流体，借助流体静压力平衡外载荷。但无论是液体动压润滑或流体静压润滑，在开始启动的一刹那摩擦两表面处于干摩擦状态。试验证明，随某些参数的改变，这些摩擦润滑状态是相互转化的，与摩擦系数µ、流体粘度η、两摩擦表面相对滑动速度v、单位面积上的载荷p之间的关系如图7-25所示，称滑动轴承摩擦特性曲线。

由图可知，横坐标无量纲数群ηµ/p由0逐渐增大时，油膜的厚度也逐渐增大，摩擦系数逐渐减小，润滑情况逐步得到改善，当ηµ/p达到混合润滑区域的某一临界值时，摩擦系数达到最小值，当ηµ/p继续增加时，很快进入流体动压润滑区，在流体动压润滑情况下，随着ηµ/p的增大，摩擦系数也在缓慢增加，此时的摩擦是由于润滑剂的粘性内摩擦产生的，摩擦系数仍然很小。

非液体润滑：处于边界摩擦及混合摩擦状态下工作的轴承为非液体润滑轴承。

图7-25 轴承摩擦特性曲线

3）按润滑材料。可分为液体润滑轴承（如油）、气体润滑轴承（如空气、氦、氮）、塑料体润滑轴承（如脂、半液体金属Pb、Sn、In）、固体润滑轴承（如Pb、Sn、石墨，玻璃）和自润滑轴承（粉末冶金）。

（2）特点 与滚动轴承相比有以下优点：①工作平稳可靠、噪声低；②承载能力高；③具有高的旋转精度；④耐冲击，因为油膜有一定的吸振能力；⑤摩擦、磨损较小；⑥径向尺寸小。以上主要指液体润滑轴承。

缺点：①启动阻力大；②液体润滑滑动轴承设计、制造、维护费用较高；③非液体润滑的滑动轴承摩擦较大，磨损严重。

（3）应用

用于速度特高（液体润滑滑动轴承）或特低（非液体润滑滑动轴承）；对回转精度要求特别高的轴，例如高速磨床的主轴；承受特大载荷（液体润滑滑动轴承）；冲击、振动较大时（液体润滑滑动轴承）；剖分式的轴以及径向尺寸受限制的轴。

总之，在机床、汽轮机、发电机、轧钢机、大型电动机、内燃机、铁路机车、仪表、天文望远镜等设备都应用了滑动轴承。

2.非液体润滑滑动轴承的设计计算

采用油脂、油绳或滴油润滑的滑动轴承，由于轴承得不到充足的润滑剂，轴承运转时难以形成承载油膜，轴承只能在混合摩擦状态下工作。这类轴承的工作条件是边界油膜不被破坏，维持粗糙表面毛细空腔内润滑油的存在，这样的轴承用于低速轻载或者间歇工作的不重要轴承。工程上这类轴承通常以维持边界油膜不被破坏为最低要求，以减少发热和磨损，并根据边界膜的机械强度和破裂温度来决定轴承的工作能力。但影响边界膜的因素很复杂，通常针对磨损、胶合、点蚀采用简化的条件性计算。

（1）径向轴承

1）限制平均压强p（即限制磨损失效）为

式中 F——轴承径向载荷（N）；

d——轴颈直径（mm）；

B——轴承的有效宽（mm）；

[p]——许用比压（MPa）。

2）限制pv值（即限制胶合）。由于摩擦功率损失产生热量，导致温度的升高，而pv与功率损失成正比，因而限制pv值就可以限制发热量，进而限制了胶合。发热量可由下式计算：

H=µFv=µBdpv

式中 µ——摩擦系数；

F——力（N）；

v——速度（m/s）。

而且B、d、µ为定值，pv为变值，所以控制pv即可限制胶合失效，即

3）限制滑动速度v。有时由于安装误差或轴的弹性变形，使轴径与轴承局部接触，此时即使平均比压p较小，p及pv皆小于许用值，但也可能由于轴颈圆周速度较高，而使轴承局部过度磨损或胶合。因此安装精度较差、轴的弹性变形较大和轴承宽径比较大时，还需验算轴径的圆周速度v，即

材料的pv及v见表7-38。

表7-38 常用金属轴承材料性能

（续）

①[pv]为不完全液体润滑下的许用值。

②性能比较：1～5依次由佳到差。

以上计算如不满足要求，可采取以下措施：

①选用较好的轴瓦或轴承衬材料。

②增大轴径d或轴承宽B。

滑动轴承的配合常用H9/d9、H8/f7、H7/f6。

旋转精度要求高的轴承，选择较高的精度和较紧的配合；反之，选择较低的精度，较松的配合。

（2）推力轴承 计算方法完全相同，只不过推力轴承的受力面积为环形，表达式与径向轴承不同。

1）验算轴承的平均压力p。如图7-26所示，推力轴承的平均压力p为

式中 d₁——轴承孔直径（mm）；

d₂——轴环直径（mm）；

F_a——轴向载荷（N）；

z——轴环数目；

[p]——许用压力（MPa）。

2）验算轴承的pv值。轴承环面平均直径处的圆周速度为

则

式中 n——轴颈的转速（r/min）；

[pv]——pv的许用值，见表7-38。

图7-26 推力轴承的类型及结构

3.流体动压润滑的基本方程

用润滑油把摩擦表面完全分隔开，依靠摩擦表面间的相对运动速度和油的粘性而在油膜中自动产生压力，并以此油膜压力平衡外载荷，从而保持一定油膜厚度的轴承称为液体润滑轴承。

（1）流体动压润滑基本方程----雷诺方程 描述润滑油膜压强规律的数学表达式称为雷诺方程，雷诺方程的导出是建立在以下假设的基础上：流体为牛顿流体，流体膜中流体的流动是层流，忽略压力对流体粘度的影响，略去惯性力及重力的影响，认为流体不可压缩，流体膜中的压力沿膜厚方向是不变的。在此基础上，推导出一维雷诺动力润滑方程为

式中 η——润滑油动力粘度；

v——平板移动速度；

h——油膜厚度，与X有关；

h0——处的油膜厚度。

压力沿X方向曲线分布如图7-27所示。

下面利用一维雷诺方程分析压力沿X方向曲线分布及理由。

在ab段：h＞h₀，由一维雷诺方程可知，，因此压力曲线p沿X方向上升；又因（牛顿定律），所以，因此速度v沿Y方向的分布为曲线下凹（因为二阶导数＞0有极小值）。

在bc段：h＜h₀，由一维雷诺方程可知：，因此压力曲线p沿X方向逐渐下降；又因（牛顿定律），所以，因此速度v沿Y方向的分布为曲线上凸（因为二阶导数＜0有极大值）。在b点处：压力达最大值；与以上分析相同，，因此速度v沿Y方向的分布为直线。

图7-27 压力沿X方向曲线分布图

雷诺理论最重要的结论是揭示了油楔形成的条件，液体动力润滑可以获得足够厚的油膜，保证两表面不直接接触，避免磨损出现。

（2）油楔承载机理 由一维雷诺方程可知：油膜承载能力与润滑油的粘度成正比、与两表面滑动速度成正比，且薄油膜比厚油膜能承受的载荷大。要获得流体动压润滑的三个必要条件为：

1）两相对滑动表面间形成收敛的楔形间隙。

2）被油膜分开的两表面间必须有足够的相对滑动速度，其运动方向必须使润滑油从大口进入，小口流出。

3）润滑油有一定的粘度，且供油要充分。

如不满足上述中的任意一个条件，∂p∂x=0，也就无法形成动压。

（3）流体动压径向轴承形成动压油膜的过程 径向滑动轴承的轴径与轴承孔间必须留有间隙，径向滑动轴承形成流体动压润滑的过程，可分为三个阶段，如图7-28所示。

1）起动前阶段，如图7-28a所示；

2）起动阶段，如图7-28b所示；

3）液体润滑阶段，如图7-28c所示。

图7-28 径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程

当轴颈静止时，如图7-28a所示，轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。此时，两表面间自然形成一收敛的楔形空间。当轴颈开始转动时，速度极低，带入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升，如图7-28b所示。随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐加多，右侧楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈向左浮起，当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏心位置上，如图7-28c所示。轴承处于流体动力润滑状态，油膜产生的动压力与外载荷F相平衡，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。

图7-29 径向滑动轴承的几何关系

（4）流体动压径向轴承的几何参数 流体动压径向滑动轴承能形成楔形间隙，产生压力油膜如图7-29所示。轴承孔和轴颈分别用D和d表示，R为轴承孔半径，r为轴颈半径，B为轴承宽度，则径向滑动轴承的主要几何关系及参数如下：(www.daowen.com)

1）半径间隙δ。轴承孔半径R与轴颈半径r之差：δ=R-r。

2）相对间隙ψ。半径间隙与轴颈半径之比为

3）偏心距e。轴颈中心O与轴承孔中心O₁的距离。

4）偏心率ε。偏心距与半径间隙的比值为

如果偏心率为0，意味着轴颈中心与轴承孔中心重合；而当偏心率为1，意味着偏心距最大，即这时轴和轴承孔是金属与金属直接接触。

5）最小油膜厚度h_min。

h_min=δ-e=rψ（1-ε）

轴承的油膜厚度，部分决定于轴承压力，即单位面积的载荷，也决定于轴颈与轴承孔之间的间隙大小，综合反映在偏心率ε上，偏心率ε越大，油膜越薄，但如果轴承间隙很大，则薄油膜只是很窄的一段弧长，可产生较高油膜压力的区域很小，轴承的承载能力也不会很大。因此从理论上分析，采取尽可能小的轴承间隙、适中的偏心率，其轴承的承载效果最好。

4.流体动压润滑径向滑动轴承承载能力的计算

（1）承载量系数C_p

式中 F——轴承的载荷（N）；

C_p——承载量系数；

η——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度（Pa·s/m²）；

B——轴承宽度（mm）；

v——轴颈圆周线速度（m/s）；

Ψ——相对间隙（无量纲量），Ψ=δ/r，其中δ=（R-r），R为轴承孔半径，r为轴颈的半径（mm）；

ω——为轴颈的角速度（1/s）。

C_p是表征轴承承载能力无量纲量参数，对于一个具体的轴承来说，在一定的载荷F作用下，轴颈将平衡在轴承中某个确定位置（一定的偏心距e、一定的偏位角），即处于稳定工作状态；当载荷F改变时，轴颈又将迁移到新的平衡位置；所以说C_p是轴颈在轴承中位置的函数。取决于轴承的包角α（即入油口和出油口所包围轴颈的夹角）、偏心率ε和宽径比B/d，见表7-39。

表7-39 有限宽轴承的承载量系数C_p

（续）

（2）最小油膜厚度h_min为了建立滑动轴承完全的流体润滑，必须使最小油膜厚度满足

h_min=S（R_z1+R_z2）

式中 R_z1，R_z2^----分别为轴颈和轴承孔微观不平度十点高度，对一般轴承，可分别取R_z1、R_z2值为3.2µm和6.3µm，或1.6µm和3.2µm；对重要轴承可取为0.8µm和1.6µm，或0.2µm和0.4µm；

S——安全系数，考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等，常

取S≥2。

（3）轴承的耗油量 充足的耗油量是产生流体润滑的必要条件。充足供油的目的在于一方面补充由轴承两端泄走的油，另一方面则是通过泄走的油将轴承所产生的部分热量带走，防止轴承过热。

轴承的油耗量

Q=C_qψvBd

式中 C_q——轴承耗油系数，见表7-40。

表7-40 轴承耗油系数C_q（包角180°）

（4）热平衡计算 轴承工作时，摩擦功耗将转变为热量，使润滑油温度升高，粘度下降。如果油的平均温度超过计算承载能力时所假定的数值，则轴承承载能力就要降低。因此必须要进行热平衡计算，计算油的温升Δt，并将其限制在允许的范围内。

为了达到热平衡而必须的润滑油温差Δt为

式中 f——摩擦系数；

q——润滑油的流量；

p——平均压力（MPa）；

v——轴径圆周速度（m/s）；

c——润滑油的比热容，对矿物油为1675～2090J/（kg·℃）；

ρ——润滑油的密度（kg/m³）；

t₀——油的出口温度（℃）；

t_i——油的入口温度，通常由于冷却设备的限制，取为35～40℃；

α_S——轴承的表面传热系数，随轴承结构的散热条件而定。对于轻型结构的轴承，或周围介质温度高和难于散热的环境（如轧钢机轴承），取 α_S=50W/（m²·℃）；中型结构或一般通风条件，取α_S=80W/（m²·℃）；在良好冷却条件下（如周围介质温度很低，轴承附近有其他特殊用途的水冷或气冷的冷却设备）工作的重型轴承，可取α_S=140/W（m²·℃）。

（5）参数选择

1）宽径比。宽径比越小，则轴承的宽度越小，有利于提高运转稳定性，增大端泄漏量以降低温升。但是同时，轴承承载力也随之降低，耗油量大。宽径比越大，轴承承载能力也越大，但温升高，且长轴颈易变形，制造、装配误差的影响也大，轴承端部边缘接触的可能性就大。一般轴承的宽径比B/d在0.3～1.5范围内。对于高速重载轴承温度高，宽径比宜取小值；低速重载轴承，需要对轴有较大支承刚性，宽径比宜取大值；高速轻载轴承，转速高，温升大，如对轴承刚性无过高要求，可取小值；需要对轴有较大支承刚性的机床轴承，宜取较大值。各种常见机器宽径比B/d推荐值见表7-41所示。

表7-41 各种常见机器宽径比B/d推荐值

宽径比B/d的选择还与压强p的选择有很大关系，p=F/（ld），在满足p≤[p]的前提下，压强p选得大可相应减小轴承的尺寸，并可提高轴承运转的稳定性，如果p选得过大，则会使润滑油膜变薄，易因油质、加工或装配问题而被破坏。

2）相对间隙ψ。是轴承设计中的一个重要参数，对承载能力F、运转精度和温升值都是有影响的，即

式中 n——轴颈转速（r/min）。

相对间隙ψ小，易形成流体油膜，且承载能力和回转精度高。但是过小的ψ，则润滑油流量小，摩擦功耗大，温升高。最小油膜厚度过薄，油中微粒不易顺利通过，难以形成液体润滑，易刮伤表面或嵌入轴承衬中，增大相对间隙，则可避免上述缺点。

相对间隙ψ大，易增加楔形空间，带入油量增加，而使温升小。但相对间隙过大，易产生紊流，增加功率损耗。各种机器的相对间隙可参考表7-42。

表7-42 各种机器的相对间隙ψ（单位：mm）

3）粘度η。润滑油的粘度对轴承的承载能力、摩擦功耗和轴承温升有着不可忽视的影响。一般粘度较大时，轴承承载能力大，同时摩擦功耗和温升也大；这样又将导致润滑油粘度减少，而使承载能力降低，可见靠提高粘度来满足承载能力的方法是不可取的。

由于粘度和温度密切相关，在设计时要考虑到温升对粘度的影响来确定润滑油的粘度。设计时，可先假定轴承平均温度（一般取t_m=50～75℃），初选粘度，进行初步设计计算。最后再通过热平衡计算来验算轴承入口油温t_i是否在35～40℃之间，否则应重新选择粘度再作计算。

对于一般轴承，也可按轴颈转速n先初估油的动力粘度，即

由上式计算相应的运动粘度η′，选定平均油温t_m，如表7-43所示，选定机油的牌号。然后查图7-30，重新确定t_m时的运动粘度ν_t及动力粘度η_t，最后再验算入口油温。

图7-30 温度-粘度特性曲线

表7-43 工业用润滑油的性能和用途

（续）

注：1.压力大，速度低，工作温度高时，应选用粘度较高的润滑油。

2.滑动速度高时，容易形成油膜，为减少摩擦应该选用粘度较低的润滑油。

3.加工粗糙或未经跑合的表面，应选用较高的润滑油。

4.轴承间隙大，不易形成油膜，且端泄大，应选较高粘度的润滑油。

5.轴承宽径比大、端泄小，应选粘度低的润滑油，轴承宽径比与润滑油的粘度约成反比关系。

流体动压润滑推力轴承的计算方法类似，此处略。

5.其他轴承简介

除以上介绍的轴承外还有多油楔滑动轴承、液体静压轴承、气体轴承、磁悬浮轴承、自润滑轴承等。

（1）多油楔滑动轴承 为了提高滑动轴承的工作稳定性和旋转精度，常把轴承作成多油楔轴承，如图7-31所示为常见的几种多油楔轴承，其中图7-31a、b为二油楔滑动轴承，图7-31c、d为三油楔滑动轴承，图7-31b、d只适用于单向旋转。三楔滑动轴承工作较稳定，单油楔滑动轴承易失稳。载荷越轻、转速越高，越易失稳。

多油楔轴承也可以作成活动瓦轴承，如图7-32所示。工作时活动的轴瓦可以随轴颈的位置不同而自动调整，易以适应不同的载荷、速度、变形和倾斜，从而建立动压润滑油膜。

图7-31 多油楔径向滑动轴承

图7-32 活动瓦径向滑动轴承

图7-33 多液体静压径向滑动轴承工作原理

（2）流体静压轴承 流体静压轴承是利用液压泵将高压油输送到轴承的润滑表面，强制形成润滑油膜，靠静压平衡外载荷。工作原理如图7-33所示。这种轴承有以下特点：

1）提高供油压力就可以提高承载能力。

2）无论工作转速多低，都可以形成润滑油膜。

3）周的转速不高时，摩擦系数及小。气体轴承、磁悬浮轴承、自润滑轴承等可以参考有关资料，这里不作介绍。