第十二章滑动轴承
12.1
概述
滑动轴承的基本
结构
•轴颈
•轴瓦：
一、滑动轴承的分类
•按滑动轴承工作时轴瓦和轴颈表面间呈现的摩擦状态，滑动轴承可分为
:
液体摩擦轴承
非液体摩擦轴承液体动压润滑轴承
液体静压润滑轴承
•按滑动轴承承受载荷的方向可分为
:
径向滑动轴承
推力滑动轴承
二、滑动轴承的特点和应用
•非液体摩擦滑动轴承：
结构简单，使用方便，但损耗较大。
•液体摩擦轴承的特点有（与滚动轴承比）：
（1）在高速重载下能正常工作，寿命长；
（2）精度高，液体摩擦轴承磨损小（如葛洲坝电
站推力轴承最近拆卸后发现表面刀痕还
在）；
（3）滑动轴承可做成剖分式的，能满足特殊
结构的需要；
（4）液体摩擦轴承具有很好的缓冲和阻尼作用，
可以吸收震动，缓和冲击；
（5）滑动轴承的径向尺寸比滚动轴承的小（摩擦发
生在轴瓦和轴颈表面之间，而滚动轴承的摩擦发生在套圈和滚动体之间）；
（6）但起动过程不易形成油膜，摩擦阻力较大。•在要求剖分结构（如发动机连杆与曲轴之间）、特高速、特低速、特重载、无法润滑等场所
12.2 滑动轴承的结构形式
一、径向滑动轴承
整体式径向滑动轴承
•轴颈+轴瓦+轴承座
•结构简单；但磨损
后间隙过大时无法
调整;轴颈只能从轴
承端部安装
和拆卸1.
2.剖分式径向滑动轴承（剖分位置十分重要
）
垂直载荷用倾斜载荷用
剖分式径向滑动轴承装拆方便,还可以通过增减剖分面上的调整垫片的厚度来调整间隙。
二、推力滑动轴承
由轴承座和推力轴颈组
成
12.3 轴瓦的材料和结构
•滑动轴承材料指的是轴瓦材料
•滑动轴承的失效形式主要是轴瓦的胶合和磨损
一、对轴瓦材料的要求
（1）有足够的疲劳强度
（2）有足够的抗压强度
（3）有良好的减摩性和耐磨性
（4）具有较好的抗胶合性
（5）对润滑油要有较好的吸附能力
（6）有较好的适应性和嵌藏性
（7）良好的导热性
（8）经济性、加工工艺性好
二、常用的轴瓦材料及其性质
•轴瓦材料可分为三类：金属材料、粉末冶金材料和非金属材料金属材料包括轴承合金、青铜、黄铜、铝合金和铸铁
（1）轴承合金：轴承合金又称白金或巴氏合金
锡基轴承合金，如ZChSnSb10-6，ZChSnSb8-4
铅基轴承合金，如ZChPbSb16-16-2，ZChPbSb15-15-3这两种轴承合金都有较好的跑合性、耐磨性和抗胶合性但轴承合金强度不高，价格很贵。
在钢或铜制成的轴瓦内表面上浇注一层轴承合金，这层轴承合金称轴承衬，钢或铜制成的轴瓦基体称瓦背。
（2）青铜
抗胶合能力仅次于轴承合金，强度较高
铸锡磷青铜：减摩、抗磨好，强度高，用于重载。
铅青铜：抗疲劳、导热、高温时铅起润滑作用。
铝青铜：抗冲击强、抗胶合差。
（3）黄铜：滑动速度不高，综合性能不如轴承合金、青铜。
（4）铝合金：强度高、导热好、价格便宜，抗胶合差、耐磨差。
（5）铸铁：价格便宜，低速、轻载。
（6）粉末冶金材料：含油轴承，铁-石墨、青铜-石墨
（7）轴承塑料：摩擦系数小，耐冲击，导热性差。
三、轴瓦结构
轴瓦的瓦背和轴承衬的联接形式见下表
整体式轴瓦
轴瓦和轴承座一般采用过盈配合
剖分式轴瓦
为了向摩擦表面间加注润滑剂,在轴承上方开设注油孔
整
体
式
剖
分
式为了向摩擦表面输送和分布润滑剂,在轴瓦内面开有油沟
液体摩擦轴承的油沟应开在非承载区,
周向油沟应靠近轴承的两端。
对某些载荷较大的轴承,在轴瓦内开有油
室
12.4 非液体摩擦轴承的计算•主要失效形式：胶合和磨损，限制fpv
一、非液体摩擦径向滑动轴承的计算
1. 验算压强
压强P过大可能是轴瓦产生塑性变形破坏边界膜,应保证压强不超过允许值[p],即Frp=≤[p]MPaLd
2.验算pv值
pv值大表明摩擦功大,温升大,边界膜易破坏,其限制条件为:
FrπdnπnFrpv==≤[pv]MPa·m/sLd60×100060×1000L
3.验算速度υ
π⋅d⋅n对于跨度较大的轴υ=≤[υ]60×1000m/s
二、非液体摩擦推力滑动轴承的计算
1.验算压强p
p=
2.验算pυm值22Z(d−d0)⋅k4Fa≤[p]MPa
pυm≤[pυm]MPa⋅m/s
三、非液体摩擦径向滑动轴承的配合
12-5 液体动压形成原理及基本方程液体摩擦轴承分为
:轴颈和轴承两相流体动压轴承对运动表面间完全被一层油膜所
流体静压轴承分开
一、流体动压润滑形成原理
1.基本假设
(1)两板间流体作层流运动;
(2)两板间流体是牛顿流体,其粘度只随温度的变化而改变,忽略压力对粘度的影响,而且流体是不可压缩的;
(3)与两板M、N相接触的流体层与板间无滑动出现;
（4）流体的重力和流动过程中产生的惯性力可以略去;
（5）由于间隙很小，压力沿y方向大小不变;
（6）平板沿Z方向无限长，所以流体沿Z方向无流动。
2.流体动压力的形成及承载原理
从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析,可得dp
dx=−dτ
dy
将τ=−ηdυ
dy代入
2
得dpdx=ηdυ
dy2
此式说明压力沿x方
向的变化率与速度
梯度沿y方向的变化
率
成正比。
流体动压力的形成和压力油膜承载
原理
靠运动表面带动粘性流体以足够的速度流经收敛形间隙时,流体内所产生压力叫流体动压力
间隙内具有动压力的油层称为流体动压油膜
3.形成流体动压的条件
形成流体动压的必要条件是
:(1)流体必须流经收敛间隙,而且间隙倾角越大则产生的油膜压力越大。
(2)流体必须有足够的速度
(3)流体必须是粘性流
体
二、流体动压基本方程
将
得dpdυ=η2dxdy2变形并积分h−h0dp=6η⋅υ3dxh
此式称为一维流体动压基本方程，也叫一维雷诺方程
12-6 液体动压径向滑动轴承的计算
一、径向滑动轴承的工作
过程
二、径向滑动轴承的几何参数及其基本方程的形式
径向滑动轴承的几何参数如下
D、d --分别为轴承孔和轴颈的直径,mm;
∆ = D − d ——直径间隙, mm C = R − r ——半径间隙, mm R、r ——分别为轴承孔和轴颈的半径，mm
L ——轴承长度，mm L / d ——轴承长径比 ψ = C / r ——相对间隙 e = OO ' ——偏心距，mm ε = e / C ——相对偏心距（偏心率） h ——沿圆周方向任一位置的间隙（油膜厚度），mm h0 ——对应最大压力处的油膜厚度,mm hmin ——最小油膜厚度，mm
h=C+ecosφ
h0=C+ecosφ0
hmin=C-e
dx = rdϕ dp h − h0 将h、h0、dx代入 = 6η ⋅ V ，整理得 3 dx h
dp 1 ε ( cos ϕ − cos ϕ 0 ) = 6ηV 2 3 dϕ rψ (1 + ε cos ϕ )
（12-8）
此式即为动压径向滑动轴承的基本方程， 也就是压力沿圆周方向的变化率。
三、径向滑动轴承的承载系数和最小油膜厚度计算
影响最小油膜厚度的因素很多，可以用一个表示这些因素综 合影响的无量纲数——承载量系数来反映 压力沿圆周方向曲线方程
6η ⋅ V pϕ = rψ 2
∫ (1 + ε ⋅ cos ϕ )
ϕ1
ϕ
ε ( cos ϕ − cos ϕ0 )
3
dϕ
微小面积上油膜力的垂直分量
pϕ y = pϕ ⋅ rdϕ ⋅1 ⋅ cos π − (ϕ a + ϕ )
单位长度上油膜力的垂直分量之和
6η ⋅ V Py = ψ2
∫
ϕ2
ϕ1
ϕ ε ( cos ϕ − cos ϕ0 ) dϕ ⋅ cos π − (ϕ a + ϕ ) ⋅ dϕ ∫ 3 ϕ1 (1 + ε ⋅ cos ϕ )
沿垂直方向的总油膜力
6η ⋅ VL ϕ2 ϕ ε ( cos ϕ − cos ϕ 0 ) P= 2 ∫ϕ1 ∫ϕ1 (1 + ε ⋅ cos ϕ )3 dϕ ⋅ cos π − (ϕ a + ϕ ) dϕ ⋅ kL ψ
k L ——端泄系数，考虑端泄使油膜压力降低的系数
轴承稳定工作时,外载荷Fr 和总油膜力和垂直分量P相平衡,即
η ⋅V ⋅ L Fr = CF 2 ψ
CF = 6k L ∫
ϕ2 ϕ ϕ1
（12-10）
ε ⋅ ( cos ϕ − cos ϕ 0 ) ∫ϕ1 (1 + ε cosϕ )3 dϕ ⋅ cosϕ π − (ϕα + ϕ ) dϕ
（12-11）
Frψ 2 Frψ 2 CF = = LηV ηV CF叫作轴承的承载量系数
由式（12-10）可得
C 设计时,根据长径比L/d´用式(12-11)计算 F ,然后由滑动轴承 CF − ε 图查得ε再由下式计算得 。 hmin
hmin = C (1 − ε ) = ψ r (1 − ε )
最小油膜厚度必须满足
hmin ≥ [hmin ] = K (δ 1 + δ 2 ), mm
δ1 ——轴瓦表面的不平度，µ m δ 2 ——轴颈表面的不平度，µ m [hmin ]——保证液体摩擦的最小油膜厚度许用值，µ m K ——考虑表面几何形状误差、轴的弯曲变形 和安装误差的可靠性系数，通常取K ≥ 2
四、滑动轴承的热平衡计算
在热平衡状态，对于非压力供油的径向滑动轴承有
fFrV = c ρQ ( t0 − ti ) + K s ⋅ A ( t0 − ti )
Q——润滑油的流量
ρ ——润滑油的密度
c——润滑油的比热
K s ——轴承体的散热系数 A——轴承体散热面积
t0 ——润滑油的出口温度
ti ——润滑油的入口温度
令∆t = t0 − ti ,由上式可得 f ⋅p Cf ⋅ p ψ ∆t= = Q π Ks π Ks + cρ c ρ CQ + ψ VdL ψ V ψV
f 式中C f = ——轴承的摩擦系数 ψ Q CQ = ——轴承的流量系数 ψ VdL
由温升∆t和平均温度tm可得
∆t t0 = tm + 2
o o
C
∆t ti = tm − 2
t0=60~70 C
o
o
C
一般取 tm=50 C
ti=30~40 oC
五、耗油量和摩擦功率
（1）耗油量 （2）摩擦功率
Q = CQ ⋅ψ ⋅ L ⋅ d ⋅V , m / s
3
Pf = f ⋅ Fr ⋅ V
W
六、滑动轴承主要参数和选择
在液体摩擦滑动轴承设计中已知条件通常是： 作用在轴颈上的径向载荷 Fr ，轴颈直径 d 数 ，以及轴承的工作条件等。 和轴的转 n
轴承的设计计算就是选择合适的参数，使轴承的最小油膜 ∆t 厚度（ hmin ）满足式（12-12），使温升（ ）在规 定的范围
1.轴承长颈比L/d的选择
L/d大时：轴瓦压强变小、最小油膜厚度增加、承载能力变大
油流量变小、温升高，边缘易接触
。
2.相对间隙ψ和轴承配合的
选择
选择ψ的经验公式为
ψ=(0.6~1.0)×10V−30.25
按最大间隙计算最小油膜厚度
按最小间隙进行热平衡计算
3.润滑油的选择及粘度的确定
粘度高：油膜厚度大、承载能力大，易发热。
载荷大：选高粘度油速度高：选低粘度油
4.最小油膜厚度许用值的确定
由表面不平度来确定
七、滑动轴承摩擦特性曲
线
12-7 多油楔动压轴承简介
一、多油楔滑动轴承
当轴承具有一个压力区时称
单油楔轴承
三油楔轴承
椭圆轴承
摆动瓦多油楔轴承
二、多油楔推力轴承
根据瓦块固定与否，分为固定瓦和
摆动瓦推力轴承
12-8 润滑剂与润滑装置
一、滑动轴承用润滑剂的选择
1.液体摩擦轴承用润滑油的选择
(1)重载有冲击时的选择较高的粘度;
(2)高速、轻载时选择较低的粘度
2.非液体摩擦轴承用润滑剂的选择
非液体摩擦轴承有的用润滑油,有的用润滑脂。
K=当K≤2时可选用润滑脂来K润滑>2, 滑油润滑这要用系数K来估
计时则需用润
二、润滑方式及润滑装置
润滑方式有连续润滑和
间歇润滑
用润滑脂时，一般采用间歇式润滑。
用润滑油时，对于小型、低速或间歇
运动的机器也可采用间歇式润滑。
注油器针阀式油杯
比较重要的轴承应当采用连续润滑方
式，常用的连续润滑有以下几种：
滴油润滑油杯润滑浸油润滑飞溅润滑压力循环
润滑
油杯润滑
油芯式油
杯
第十二章滑动轴承
12.1
概述
滑动轴承的基本
结构
•轴颈
•轴瓦：
一、滑动轴承的分类
•按滑动轴承工作时轴瓦和轴颈表面间呈现的摩擦状态，滑动轴承可分为
:
液体摩擦轴承
非液体摩擦轴承液体动压润滑轴承
液体静压润滑轴承
•按滑动轴承承受载荷的方向可分为
:
径向滑动轴承
推力滑动轴承
二、滑动轴承的特点和应用
•非液体摩擦滑动轴承：
结构简单，使用方便，但损耗较大。
•液体摩擦轴承的特点有（与滚动轴承比）：
（1）在高速重载下能正常工作，寿命长；
（2）精度高，液体摩擦轴承磨损小（如葛洲坝电
站推力轴承最近拆卸后发现表面刀痕还
在）；
（3）滑动轴承可做成剖分式的，能满足特殊
结构的需要；
（4）液体摩擦轴承具有很好的缓冲和阻尼作用，
可以吸收震动，缓和冲击；
（5）滑动轴承的径向尺寸比滚动轴承的小（摩擦发
生在轴瓦和轴颈表面之间，而滚动轴承的摩擦发生在套圈和滚动体之间）；
（6）但起动过程不易形成油膜，摩擦阻力较大。•在要求剖分结构（如发动机连杆与曲轴之间）、特高速、特低速、特重载、无法润滑等场所
12.2 滑动轴承的结构形式
一、径向滑动轴承
整体式径向滑动轴承
•轴颈+轴瓦+轴承座
•结构简单；但磨损
后间隙过大时无法
调整;轴颈只能从轴
承端部安装
和拆卸1.
2.剖分式径向滑动轴承（剖分位置十分重要
）
垂直载荷用倾斜载荷用
剖分式径向滑动轴承装拆方便,还可以通过增减剖分面上的调整垫片的厚度来调整间隙。
二、推力滑动轴承
由轴承座和推力轴颈组
成
12.3 轴瓦的材料和结构
•滑动轴承材料指的是轴瓦材料
•滑动轴承的失效形式主要是轴瓦的胶合和磨损
一、对轴瓦材料的要求
（1）有足够的疲劳强度
（2）有足够的抗压强度
（3）有良好的减摩性和耐磨性
（4）具有较好的抗胶合性
（5）对润滑油要有较好的吸附能力
（6）有较好的适应性和嵌藏性
（7）良好的导热性
（8）经济性、加工工艺性好
二、常用的轴瓦材料及其性质
•轴瓦材料可分为三类：金属材料、粉末冶金材料和非金属材料金属材料包括轴承合金、青铜、黄铜、铝合金和铸铁
（1）轴承合金：轴承合金又称白金或巴氏合金
锡基轴承合金，如ZChSnSb10-6，ZChSnSb8-4
铅基轴承合金，如ZChPbSb16-16-2，ZChPbSb15-15-3这两种轴承合金都有较好的跑合性、耐磨性和抗胶合性但轴承合金强度不高，价格很贵。
在钢或铜制成的轴瓦内表面上浇注一层轴承合金，这层轴承合金称轴承衬，钢或铜制成的轴瓦基体称瓦背。
（2）青铜
抗胶合能力仅次于轴承合金，强度较高
铸锡磷青铜：减摩、抗磨好，强度高，用于重载。
铅青铜：抗疲劳、导热、高温时铅起润滑作用。
铝青铜：抗冲击强、抗胶合差。
（3）黄铜：滑动速度不高，综合性能不如轴承合金、青铜。
（4）铝合金：强度高、导热好、价格便宜，抗胶合差、耐磨差。
（5）铸铁：价格便宜，低速、轻载。
（6）粉末冶金材料：含油轴承，铁-石墨、青铜-石墨
（7）轴承塑料：摩擦系数小，耐冲击，导热性差。
三、轴瓦结构
轴瓦的瓦背和轴承衬的联接形式见下表
整体式轴瓦
轴瓦和轴承座一般采用过盈配合
剖分式轴瓦
为了向摩擦表面间加注润滑剂,在轴承上方开设注油孔
整
体
式
剖
分
式为了向摩擦表面输送和分布润滑剂,在轴瓦内面开有油沟
液体摩擦轴承的油沟应开在非承载区,
周向油沟应靠近轴承的两端。
对某些载荷较大的轴承,在轴瓦内开有油
室
12.4 非液体摩擦轴承的计算•主要失效形式：胶合和磨损，限制fpv
一、非液体摩擦径向滑动轴承的计算
1. 验算压强
压强P过大可能是轴瓦产生塑性变形破坏边界膜,应保证压强不超过允许值[p],即Frp=≤[p]MPaLd
2.验算pv值
pv值大表明摩擦功大,温升大,边界膜易破坏,其限制条件为:
FrπdnπnFrpv==≤[pv]MPa·m/sLd60×100060×1000L
3.验算速度υ
π⋅d⋅n对于跨度较大的轴υ=≤[υ]60×1000m/s
二、非液体摩擦推力滑动轴承的计算
1.验算压强p
p=
2.验算pυm值22Z(d−d0)⋅k4Fa≤[p]MPa
pυm≤[pυm]MPa⋅m/s
三、非液体摩擦径向滑动轴承的配合
12-5 液体动压形成原理及基本方程液体摩擦轴承分为
:轴颈和轴承两相流体动压轴承对运动表面间完全被一层油膜所
流体静压轴承分开
一、流体动压润滑形成原理
1.基本假设
(1)两板间流体作层流运动;
(2)两板间流体是牛顿流体,其粘度只随温度的变化而改变,忽略压力对粘度的影响,而且流体是不可压缩的;
(3)与两板M、N相接触的流体层与板间无滑动出现;
（4）流体的重力和流动过程中产生的惯性力可以略去;
（5）由于间隙很小，压力沿y方向大小不变;
（6）平板沿Z方向无限长，所以流体沿Z方向无流动。
2.流体动压力的形成及承载原理
从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析,可得dp
dx=−dτ
dy
将τ=−ηdυ
dy代入
2
得dpdx=ηdυ
dy2
此式说明压力沿x方
向的变化率与速度
梯度沿y方向的变化
率
成正比。
流体动压力的形成和压力油膜承载
原理
靠运动表面带动粘性流体以足够的速度流经收敛形间隙时,流体内所产生压力叫流体动压力
间隙内具有动压力的油层称为流体动压油膜
3.形成流体动压的条件
形成流体动压的必要条件是
:(1)流体必须流经收敛间隙,而且间隙倾角越大则产生的油膜压力越大。
(2)流体必须有足够的速度
(3)流体必须是粘性流
体
二、流体动压基本方程
将
得dpdυ=η2dxdy2变形并积分h−h0dp=6η⋅υ3dxh
此式称为一维流体动压基本方程，也叫一维雷诺方程
12-6 液体动压径向滑动轴承的计算
一、径向滑动轴承的工作
过程
二、径向滑动轴承的几何参数及其基本方程的形式
径向滑动轴承的几何参数如下
D、d --分别为轴承孔和轴颈的直径,mm;
∆ = D − d ——直径间隙, mm C = R − r ——半径间隙, mm R、r ——分别为轴承孔和轴颈的半径，mm
L ——轴承长度，mm L / d ——轴承长径比 ψ = C / r ——相对间隙 e = OO ' ——偏心距，mm ε = e / C ——相对偏心距（偏心率） h ——沿圆周方向任一位置的间隙（油膜厚度），mm h0 ——对应最大压力处的油膜厚度,mm hmin ——最小油膜厚度，mm
h=C+ecosφ
h0=C+ecosφ0
hmin=C-e
dx = rdϕ dp h − h0 将h、h0、dx代入 = 6η ⋅ V ，整理得 3 dx h
dp 1 ε ( cos ϕ − cos ϕ 0 ) = 6ηV 2 3 dϕ rψ (1 + ε cos ϕ )
（12-8）
此式即为动压径向滑动轴承的基本方程， 也就是压力沿圆周方向的变化率。
三、径向滑动轴承的承载系数和最小油膜厚度计算
影响最小油膜厚度的因素很多，可以用一个表示这些因素综 合影响的无量纲数——承载量系数来反映 压力沿圆周方向曲线方程
6η ⋅ V pϕ = rψ 2
∫ (1 + ε ⋅ cos ϕ )
ϕ1
ϕ
ε ( cos ϕ − cos ϕ0 )
3
dϕ
微小面积上油膜力的垂直分量
pϕ y = pϕ ⋅ rdϕ ⋅1 ⋅ cos π − (ϕ a + ϕ )
单位长度上油膜力的垂直分量之和
6η ⋅ V Py = ψ2
∫
ϕ2
ϕ1
ϕ ε ( cos ϕ − cos ϕ0 ) dϕ ⋅ cos π − (ϕ a + ϕ ) ⋅ dϕ ∫ 3 ϕ1 (1 + ε ⋅ cos ϕ )
沿垂直方向的总油膜力
6η ⋅ VL ϕ2 ϕ ε ( cos ϕ − cos ϕ 0 ) P= 2 ∫ϕ1 ∫ϕ1 (1 + ε ⋅ cos ϕ )3 dϕ ⋅ cos π − (ϕ a + ϕ ) dϕ ⋅ kL ψ
k L ——端泄系数，考虑端泄使油膜压力降低的系数
轴承稳定工作时,外载荷Fr 和总油膜力和垂直分量P相平衡,即
η ⋅V ⋅ L Fr = CF 2 ψ
CF = 6k L ∫
ϕ2 ϕ ϕ1
（12-10）
ε ⋅ ( cos ϕ − cos ϕ 0 ) ∫ϕ1 (1 + ε cosϕ )3 dϕ ⋅ cosϕ π − (ϕα + ϕ ) dϕ
（12-11）
Frψ 2 Frψ 2 CF = = LηV ηV CF叫作轴承的承载量系数
由式（12-10）可得
C 设计时,根据长径比L/d´用式(12-11)计算 F ,然后由滑动轴承 CF − ε 图查得ε再由下式计算得 。 hmin
hmin = C (1 − ε ) = ψ r (1 − ε )
最小油膜厚度必须满足
hmin ≥ [hmin ] = K (δ 1 + δ 2 ), mm
δ1 ——轴瓦表面的不平度，µ m δ 2 ——轴颈表面的不平度，µ m [hmin ]——保证液体摩擦的最小油膜厚度许用值，µ m K ——考虑表面几何形状误差、轴的弯曲变形 和安装误差的可靠性系数，通常取K ≥ 2
四、滑动轴承的热平衡计算
在热平衡状态，对于非压力供油的径向滑动轴承有
fFrV = c ρQ ( t0 − ti ) + K s ⋅ A ( t0 − ti )
Q——润滑油的流量
ρ ——润滑油的密度
c——润滑油的比热
K s ——轴承体的散热系数 A——轴承体散热面积
t0 ——润滑油的出口温度
ti ——润滑油的入口温度
令∆t = t0 − ti ,由上式可得 f ⋅p Cf ⋅ p ψ ∆t= = Q π Ks π Ks + cρ c ρ CQ + ψ VdL ψ V ψV
f 式中C f = ——轴承的摩擦系数 ψ Q CQ = ——轴承的流量系数 ψ VdL
由温升∆t和平均温度tm可得
∆t t0 = tm + 2
o o
C
∆t ti = tm − 2
t0=60~70 C
o
o
C
一般取 tm=50 C
ti=30~40 oC
五、耗油量和摩擦功率
（1）耗油量 （2）摩擦功率
Q = CQ ⋅ψ ⋅ L ⋅ d ⋅V , m / s
3
Pf = f ⋅ Fr ⋅ V
W
六、滑动轴承主要参数和选择
在液体摩擦滑动轴承设计中已知条件通常是： 作用在轴颈上的径向载荷 Fr ，轴颈直径 d 数 ，以及轴承的工作条件等。 和轴的转 n
轴承的设计计算就是选择合适的参数，使轴承的最小油膜 ∆t 厚度（ hmin ）满足式（12-12），使温升（ ）在规 定的范围
1.轴承长颈比L/d的选择
L/d大时：轴瓦压强变小、最小油膜厚度增加、承载能力变大
油流量变小、温升高，边缘易接触
。
2.相对间隙ψ和轴承配合的
选择
选择ψ的经验公式为
ψ=(0.6~1.0)×10V−30.25
按最大间隙计算最小油膜厚度
按最小间隙进行热平衡计算
3.润滑油的选择及粘度的确定
粘度高：油膜厚度大、承载能力大，易发热。
载荷大：选高粘度油速度高：选低粘度油
4.最小油膜厚度许用值的确定
由表面不平度来确定
七、滑动轴承摩擦特性曲
线
12-7 多油楔动压轴承简介
一、多油楔滑动轴承
当轴承具有一个压力区时称
单油楔轴承
三油楔轴承
椭圆轴承
摆动瓦多油楔轴承
二、多油楔推力轴承
根据瓦块固定与否，分为固定瓦和
摆动瓦推力轴承
12-8 润滑剂与润滑装置
一、滑动轴承用润滑剂的选择
1.液体摩擦轴承用润滑油的选择
(1)重载有冲击时的选择较高的粘度;
(2)高速、轻载时选择较低的粘度
2.非液体摩擦轴承用润滑剂的选择
非液体摩擦轴承有的用润滑油,有的用润滑脂。
K=当K≤2时可选用润滑脂来K润滑>2, 滑油润滑这要用系数K来估
计时则需用润
二、润滑方式及润滑装置
润滑方式有连续润滑和
间歇润滑
用润滑脂时，一般采用间歇式润滑。
用润滑油时，对于小型、低速或间歇
运动的机器也可采用间歇式润滑。
注油器针阀式油杯
比较重要的轴承应当采用连续润滑方
式，常用的连续润滑有以下几种：
滴油润滑油杯润滑浸油润滑飞溅润滑压力循环
润滑
油杯润滑
油芯式油
杯