非液体摩擦滑动轴承的设计

对工作环境要求不高、速度较低、载荷不大、难以维护的轴承，往往设计成非液体摩擦滑动轴承。

1.设计准则的确定

设计准则的确定取决于轴承的失效形式。滑动轴承的失效形式往往是几种失效形式并存，相互影响，很难将它们截然分开。其中磨料磨损和黏着磨损是滑动轴承主要的失效形式。防止失效的关键在于要保证轴颈和轴瓦间形成一层边界油膜。

目前对于非液体摩擦滑动轴承，主要是在轴承的直径d和长度l确定以后，进行设计计算，即进行压强p和压强与轴颈表面圆周速度的乘积pv的验算。对于压强小的轴承，还要作速度v的验算。实践证明，这样基本上能够保证轴承的工作能力。

2.径向滑动轴承的设计计算

设计时，一般已知轴颈直径d（mm）、转速n（r／min）和轴承载荷F（N），然后按下述步骤进行设计计算。

（1）根据工作条件和使用要求，确定轴承的结构形式，选定轴瓦材料。

（2）参考表12－2中B／d的推荐值，根据已知的d确定轴承的宽度B。当然在确定轴承宽度时还应考虑到机器外形尺寸的限制。

表12－2 推荐轴承的宽径比

（3）验算轴承工作能力。

①压力p的验算。

式中：［p］——轴瓦材料许用压力（MPa），查表12－1。

②pv值的验算。

式中：［pv］——pv的许用值，查表12－1。

③当p较小时，p和pv值经验算均合格的轴承，由于滑动速度过高，也会发生加速磨损而使得轴承报废。故在p值较小时，还应保证

式中：［v］——许用圆周速度，查表12－1。

（4）选择轴承的配合。在非液体滑动轴承中，根据不同的使用要求，为了保证一定的旋转精度，必须合理地选择轴承的配合，以保证一定的间隙。具体选择可参考表12－3。

表12－3 选择轴承配合的参考资料

3.推力滑动轴承的设计计算

推力滑动轴承的计算与径向滑动轴承基本相同。推力滑动轴承的结构及尺寸如图12－4所示，其计算公式如下：

式中：Fa——轴向载荷（N）；

d、d0——推力环的外径和内径（mm）；

dm——推力环面的平均直径（mm），；

v——推力环面的平均速度（m／s）；

z——推力环数目；

［p］、［pv］、［v］仍按表12－1取值，但对于z＞1的多环推力轴承，考虑各环受载不均，应将表中许用值降低20％～40％。

非液体摩擦推力滑动轴承的设计步骤如下：

（1）根据工作条件和使用条件，确定轴承的结构形式；

（2）选择轴瓦的材料；

（3）确定推力轴颈的基本尺寸；

（4）校核轴承的工作能力，包括平均压强p、轴承的pv值、滑动速度v。

例12－1 试设计一起重机卷筒的滑动轴承。已知径向载荷FR＝105N，轴颈直径d＝90mm，轴颈转速n＝9r／min。

解 （1）选择轴承类型与轴瓦结构。

为拆装方便，选择剖分式轴承，其轴瓦亦选择剖分式。

（2）选择轴承材料。

由于载荷大，转速低，根据表12－1选择铸造青铜ZCu Sn10P1，查出［p］＝15 MPa，［v］＝4m／s，［pv］＝12MPa·m／s。

（3）选择宽径比B／d。

由表12－3，起重设备B／d＝1.5～2.0，取B／d＝1.5，所以B＝1.5，d＝1.5×90＝135mm。

（4）验算轴承的工作能力。

①验算压强p：

②验算pv值：

pv＝ pπdn60×1 000＝8.23×π×90×960×1 000 MPa·m／s＝0.35MPa·m／s＜［pv］

由于轴承工作速度极低，不必验算v，所以轴承合适。

（5）选择轴承的配合与表面粗糙度。

参考表12－3，选取轴颈与轴承的配合为H8／f7，轴瓦表面粗糙度为Ra1.6 μm，轴颈表面粗糙度为Ra3.2μm。