第11章滑動(dòng)軸承

第11章滑動(dòng)軸承基本要求:

了解軸承的各種摩擦狀態(tài)及特點(diǎn)。

了解軸承的各種結(jié)構(gòu)型式、軸瓦結(jié)構(gòu)及軸承材料。掌握潤(rùn)滑劑的特性指標(biāo)，了解軸承的潤(rùn)滑方法。掌握動(dòng)壓潤(rùn)滑的基本原理。掌握非液體及液體動(dòng)壓潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)方法及步驟。重點(diǎn)與難點(diǎn):重點(diǎn)：非液體及液體動(dòng)壓潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)方法及步驟。難點(diǎn)：動(dòng)壓潤(rùn)滑的基本原理及液體動(dòng)壓潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)。第11章滑動(dòng)軸承§11-1概述§11-2滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)形式及軸瓦結(jié)構(gòu)§11-3滑動(dòng)軸承的失效形式和常用材料§11-4滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑劑和潤(rùn)滑方法§11-5不完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算§11-6液體動(dòng)力潤(rùn)滑徑向滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算§11-7其它形式滑動(dòng)軸承簡(jiǎn)介軸承的作用是支承軸。軸在工作時(shí)可以是旋轉(zhuǎn)的，也可以是靜止的。根據(jù)軸承中摩擦的性質(zhì)，可分為滑動(dòng)軸承和滾動(dòng)軸承。一、滑動(dòng)軸承的分類根據(jù)能承受載荷的方向，可分為向心軸承、推力軸承、向心推力軸承。

(或稱為徑向軸承、止推軸承、徑向止推軸承）。根據(jù)潤(rùn)滑狀態(tài)，滑動(dòng)軸承可分為：不完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承。完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承?！?1-1概述二、滑動(dòng)軸承的特點(diǎn)和應(yīng)用

優(yōu)點(diǎn)：壽命長(zhǎng)、適于高速；油膜能緩沖吸振，耐沖擊、承載能力大；回轉(zhuǎn)精度高、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)無噪音；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、裝拆方便、成本低廉。

缺點(diǎn)：非液體摩擦軸承摩擦損失大，磨損嚴(yán)重；液體動(dòng)壓潤(rùn)滑軸承當(dāng)起動(dòng)、停車、轉(zhuǎn)速和載荷經(jīng)常變化時(shí)，難于保持液體潤(rùn)滑，且設(shè)計(jì)，制造、潤(rùn)滑和維護(hù)要求較高。

應(yīng)用：高速、高精度、重載、特大沖擊與振動(dòng)、徑向空間尺寸受到限制或必須剖分安裝(如曲軸的軸承)、以及需在水或腐蝕性介質(zhì)中工作等條件下的軸承。

要正確地設(shè)計(jì)滑動(dòng)軸承，必須合理地解決以下問題：

1)軸承的型式和結(jié)構(gòu)；

2)軸瓦的結(jié)構(gòu)和材料選擇；

3)軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)；

4)潤(rùn)滑劑的選擇和供應(yīng)；

5)軸承的工作能力及熱平衡計(jì)算。

§11－2

滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)形式及軸瓦結(jié)構(gòu)一、常見滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)(１)整體式徑向滑動(dòng)軸承特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低廉。應(yīng)用：低速、輕載或間歇性工作的機(jī)器中。軸承座整體軸套螺紋孔油杯孔因磨損而造成的間隙無法調(diào)整。只能從沿軸向裝入或拆出。１．徑向滑動(dòng)軸承的主要結(jié)構(gòu)形式（２）對(duì)開式徑向滑動(dòng)軸承特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)復(fù)雜、可以調(diào)整磨損而造成的間隙、安裝方便。應(yīng)用場(chǎng)合：低速、輕載或間歇性工作的機(jī)器中。對(duì)開式軸承(剖分軸套)

(虛擬演示)對(duì)開式軸承(整體軸套)2、止推滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)止推滑動(dòng)軸承由軸承座和止推軸頸組成。常用的軸頸結(jié)構(gòu)形式有：◆空心式：軸頸接觸面上壓力分布較均勻，潤(rùn)滑條件較實(shí)心式的改善?！魡苇h(huán)式：利用軸頸的環(huán)形端面止推，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，潤(rùn)滑方便，廣泛用于低速、輕載的場(chǎng)合?！舳喹h(huán)式：不僅能承受較大的軸向載荷，有時(shí)還可承受雙向軸向載荷。

由于各環(huán)間載荷分布不均，其單位面積的承載能力比單環(huán)式低50%。

空心式單環(huán)式多環(huán)式按構(gòu)造分類整體式對(duì)開式按尺寸分類厚壁薄壁按材料分類單材料多材料需從軸端安裝和拆卸，可修復(fù)性差?？梢灾苯訌妮S的中部安裝和拆卸，可修復(fù)。節(jié)省材料，但剛度不足，故對(duì)軸承座孔的加工精度要求高。強(qiáng)度足夠的材料可以直接作成軸瓦，如黃銅，灰鑄鐵。軸瓦襯強(qiáng)度不足，故采用多材料制作軸瓦。鑄造工藝性好，單件、大批生產(chǎn)均可，適用于厚壁軸瓦。只適用于薄壁軸瓦，具有很高的生產(chǎn)率。二、軸瓦結(jié)構(gòu)按加工分類鑄造軋制1、軸瓦的形式和結(jié)構(gòu)厚壁軸瓦用鑄造方法制造，內(nèi)表面可附有軸承襯，常將軸承合金用離心鑄造法澆注在鑄鐵、鋼或青銅軸瓦的內(nèi)表面上。單材料、整體式厚壁鑄造軸瓦多材料、整體式、薄壁軋制軸瓦多材料、對(duì)開式厚壁鑄造軸瓦多材料、對(duì)開式薄壁軋制軸瓦虛擬現(xiàn)實(shí)中的軸瓦①

②

③④圖11-6軸瓦內(nèi)表面上的溝槽形狀圖11-7對(duì)開式薄壁軸瓦（GB/T3162—1991）為使軸承合金與軸瓦貼附得好，常在軸瓦內(nèi)表面上制出各種形式的溝槽。2、軸瓦的定位◆目的：防止軸瓦相對(duì)于軸承座產(chǎn)生軸向和周向的相對(duì)移動(dòng)?！舴椒ǎ簩?duì)于軸向定位有：對(duì)于周向定位有：凸緣軸瓦一端或兩端做凸緣定位唇定位唇（凸耳）緊定螺釘緊定螺釘（也可做軸向定位）軸瓦圓柱銷軸承座銷釘（也可做軸向定位）

4、軸瓦的油孔及油槽◆目的：把潤(rùn)滑油導(dǎo)入軸頸和軸承所構(gòu)成的運(yùn)動(dòng)副表面。原則：

◆對(duì)于液體動(dòng)壓徑向軸承，有軸向油槽和周向油槽兩種形式可供選擇。油槽應(yīng)開在非承載區(qū)內(nèi)，否則會(huì)破壞潤(rùn)滑油膜的連續(xù)性，降低軸承的承載能力?！糨S向油槽分為單軸向油槽及雙軸向油槽。軸向油槽不能開通至軸承端部，應(yīng)留有適當(dāng)?shù)挠头饷?。周向油槽軸向油槽

油孔及油槽

原則：◆對(duì)于周向油槽，當(dāng)軸承水平放置時(shí)，最好開半周，不要延伸到承載區(qū)，如必須開全周時(shí)，應(yīng)開在靠近軸承的端部；當(dāng)軸承豎直放置時(shí)，應(yīng)開在軸承的上端?！魧?duì)于不完全液體潤(rùn)滑徑向軸承，必要時(shí)可以將油槽從非承載區(qū)延伸到承載區(qū)。如果載荷方向經(jīng)常變化，油槽可以開在軸頸上◆油槽的截面形狀，應(yīng)避免邊緣有銳邊及棱角，以便油能順暢地流入摩擦表面間。

單軸向油槽開在最大油膜厚度位置雙軸向油槽開在軸承剖分面上

§11－3

滑動(dòng)軸承的失效形式和常用材料汽車用滑動(dòng)軸承故障原因的平均比率軸承表面的磨粒磨損、刮傷、咬粘(膠合)、疲勞剝落和腐蝕。一、滑動(dòng)軸承的失效形式滑動(dòng)軸承還可能出現(xiàn)氣蝕、電侵蝕、流體侵蝕和微動(dòng)磨損等失效形式。故障原因不干凈潤(rùn)滑油不足安裝誤差對(duì)中不良超載比率／％38.311.115.98.16.0故障原因腐蝕制造精度低氣蝕其它比率／％5.65.52.86.7詳細(xì)說明二、對(duì)滑動(dòng)軸承材料的要求軸承材料是指在軸承結(jié)構(gòu)中直接參與摩擦部分的材料，如軸瓦和軸承襯的材料。軸承材料性能應(yīng)滿足以下要求：◆減摩性：材料副具有較低的摩擦系數(shù)。◆耐磨性：材料的抗磨性能，通常以磨損率表示?！艨挂д承裕翰牧系哪蜔嵝耘c抗粘附性?！裟Σ另槕?yīng)性：材料通過表層彈塑性變形來補(bǔ)償軸承滑動(dòng)表面初始配合不良的能力?！羟度胄裕翰牧先菁{硬質(zhì)顆粒嵌入，從而減輕軸承滑動(dòng)表面發(fā)生刮傷或磨粒磨損的性能。此外還應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和抗腐蝕能力、良好的導(dǎo)熱性、工藝性和經(jīng)濟(jì)性?！裟ズ闲裕狠S瓦與軸頸表面經(jīng)短期輕載運(yùn)行后，形成相互吻合的表面形狀和粗糙度的能力（或性質(zhì)）。三、軸承材料

滑動(dòng)軸承材料是指軸瓦及軸承襯材料。一、潤(rùn)滑脂及其選擇◆特點(diǎn)：無流動(dòng)性，可在滑動(dòng)表面形成一層薄膜?！暨m用場(chǎng)合：要求不高、難以經(jīng)常供油，或者低速重載以及作擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)的軸承中?！暨x擇原則：１．當(dāng)壓力高和滑動(dòng)速度低時(shí)，選擇針入度小一些的品種；反之，選擇針入度大一些的品種。２．所用潤(rùn)滑脂的滴點(diǎn)，一般應(yīng)較軸承的工作溫度高約20～30℃，以免工作時(shí)潤(rùn)滑脂過多地流失。３．在有水淋或潮濕的環(huán)境下，應(yīng)選擇防水性能強(qiáng)的鈣基或鋁基潤(rùn)滑脂。在溫度較高處應(yīng)選用鈉基或復(fù)合鈣基潤(rùn)滑脂。

§11－4潤(rùn)滑劑和潤(rùn)滑裝置潤(rùn)滑脂牌號(hào)表二、潤(rùn)滑油及其選擇◆特點(diǎn)：有良好的流動(dòng)性，可形成動(dòng)壓、靜壓或邊膜界潤(rùn)滑膜?！暨m用場(chǎng)合：不完全液體滑動(dòng)軸承和完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承?！暨x擇原則：主要考慮潤(rùn)滑油的粘度。轉(zhuǎn)速高、壓力小時(shí)，油的粘度應(yīng)低一些；反之，粘度應(yīng)高一些。高溫時(shí)，粘度應(yīng)高一些；低溫時(shí)，粘度可低一些。三、固體潤(rùn)滑劑及其選擇◆特點(diǎn)：可在滑動(dòng)表面形成固體膜?！暨m用場(chǎng)合：有特殊要求的場(chǎng)合，如環(huán)境清潔要求處、真空中或高溫中?！舫Ｓ妙愋停憾蚧f，碳―石墨，聚四氟乙烯等?！羰褂梅椒ǎ和糠?、粘結(jié)或燒結(jié)在軸瓦表面；制成復(fù)合材料，依靠材料自身的潤(rùn)滑性能形成潤(rùn)滑膜。

潤(rùn)滑油牌號(hào)表四、潤(rùn)滑方式及其選擇向軸承供給潤(rùn)滑油或潤(rùn)滑脂的方法很重要，尤其是油潤(rùn)滑，軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)與潤(rùn)滑油的供給方法有關(guān)。各種潤(rùn)滑方式參見第十章?；瑒?dòng)軸承的潤(rùn)滑方式可根據(jù)軸承平均載荷系數(shù)K來選擇式中p=F/(dB)——軸頸的比壓，單位為MPa；

v——軸頸的圓周速度，單位為m/s。

K值越大，表示軸承載荷大或溫度高，需充分供油；并應(yīng)選擇粘度較高的潤(rùn)滑劑才能保證好的潤(rùn)滑效果。根據(jù)K值推薦的潤(rùn)滑方式見表11-5。

§11－5不完全液體摩擦滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)計(jì)算一、不完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)方法及步驟◆工作狀態(tài)：因采用潤(rùn)滑脂、油繩或滴油潤(rùn)滑，故無法形成完全的承載油膜，工作狀態(tài)為邊界潤(rùn)滑或混合摩擦潤(rùn)滑?！羰问剑哼吔缬湍て屏选！粼O(shè)計(jì)準(zhǔn)則：保證邊界膜不破裂。因邊界膜強(qiáng)度與溫度、軸承材料、軸頸和軸承表面粗糙度、潤(rùn)滑油供給等有關(guān)，目前尚無精確的計(jì)算方法，但一般可作條件性計(jì)算?！粼O(shè)計(jì)步驟：根據(jù)使用要求和工作狀況，選定軸承結(jié)構(gòu)類型；選擇軸瓦材料和軸瓦結(jié)構(gòu)；校核滑動(dòng)軸承的工作能力，確定結(jié)構(gòu)尺寸；選擇軸頸與軸瓦的配合(向心軸承通常為)；選擇潤(rùn)滑劑，潤(rùn)滑方式和潤(rùn)滑裝置?！粜：藘?nèi)容：１．驗(yàn)算平均壓力p≤[p]，以保證強(qiáng)度要求。２．驗(yàn)算摩擦發(fā)熱pv≤[pv]，fpv是摩擦力，限制pv即間接限制摩擦發(fā)熱。３．驗(yàn)算滑動(dòng)速度v≤[v]，安裝誤差和軸的彈性變形，使軸頸與軸承局部接觸，此時(shí)，p，pv雖小于許用值，也可能由于軸頸圓周速度過高使得軸承局部過度磨損或膠合。故應(yīng)校核滑動(dòng)速度v

。

不完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算2二、徑向滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)◆已知條件：外加徑向載荷F(N)、軸頸轉(zhuǎn)速n(r/mm)及軸頸直徑d(mm)◆驗(yàn)算及設(shè)計(jì)：１．驗(yàn)算軸承的平均壓力p(MPa)B—軸承寬度，mm（根據(jù)寬徑比B/d確定）

[p]—軸瓦材料的許用壓力，MPa。２．驗(yàn)算摩擦熱v—軸頸圓周速度，m/s；[pv]—軸承材料的pv許用值，MPa·m/s３．驗(yàn)算滑動(dòng)速度v(m/s)[v]—材料的許用滑動(dòng)速度４．選擇配合

[p]、[v]、[pv]的選擇一般可選H9/d9或H8/f7、H7/f6二、推力滑動(dòng)軸承

推力滑動(dòng)軸承的工作能力校核與徑向滑動(dòng)軸承相似，但通常只校核其平均壓力p及pv值；≤［p］1、校核軸承平均壓力p2、校核軸承的pv值因軸承的環(huán)形支承面平均直徑處的圓周速度(m/s)，故≤［pv］

對(duì)于多環(huán)止推軸承，考慮到各環(huán)受載不均勻，表11-6中的數(shù)值應(yīng)降低50％。一、流體動(dòng)壓潤(rùn)滑基本方程及油膜承載機(jī)理對(duì)流體平衡方程（Navier－Stokes方程）作如下假設(shè)，以便得到簡(jiǎn)化形式的流體動(dòng)力平衡方程。這些假設(shè)條件是：◆流體為牛頓流體，即。◆流體的流動(dòng)是層流，即層與層之間沒有物質(zhì)和能量的交換；◆忽略壓力對(duì)流體粘度的影響，實(shí)際上粘度隨壓力的增高而增加；◆略去慣性力及重力的影響，故所研究的單元體為靜平衡狀態(tài)或勻速直線運(yùn)動(dòng)，且只有表面力作用于單元體上；◆流體不可壓縮，故流體中沒有“洞”可以“吸收”流質(zhì)；◆流體中的壓力在各流體層之間保持為常數(shù)。

§11－6

液體動(dòng)壓潤(rùn)滑徑向滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)計(jì)算根據(jù)x方向的平衡條件，得整理后得由牛頓粘性流體摩擦定律因此該式表示了壓力p沿x軸方向的變化與流體速度u沿y軸方向的變化關(guān)系。將上式對(duì)y積分兩次（壓力沿y軸方向無變化，為常數(shù)），得式中c1、c2——積分常數(shù)，可由邊界條件確定。將以上兩邊界條件代入上式，得：當(dāng)y=0時(shí)，u=v；

當(dāng)y=h時(shí)，u=0；

油層的速度u由兩部分組成：式中前一項(xiàng)表示速度呈線性分布，這是直接由剪切流引起的；后一項(xiàng)表示速度呈拋物線分布，這是由油流沿x方向的變化所產(chǎn)生的壓力流所引起的（如圖所示）。當(dāng)無側(cè)漏時(shí)，潤(rùn)滑油在單位時(shí)間內(nèi)流經(jīng)任意截面上單位寬度面積的流量為設(shè)最大油壓pmax處的油膜厚度為h0（即時(shí)，h=h0），則通過該截面單位寬度的流量為根據(jù)流體的連續(xù)性原理，當(dāng)潤(rùn)滑油連續(xù)流動(dòng)時(shí)，各截面的流量必定相等，由此得——液體動(dòng)壓潤(rùn)滑基本方程，又稱一維雷諾方程由雷諾方程可以看出：油膜壓力的變化與潤(rùn)滑油的粘度、表面滑動(dòng)速度和油膜厚度及其變化有關(guān)。這種油膜壓力是由于兩板相對(duì)運(yùn)動(dòng)而形成的液體動(dòng)壓力，故這種油膜稱為動(dòng)壓油膜。獲得液體動(dòng)壓潤(rùn)滑的必要條件是：1）相對(duì)運(yùn)動(dòng)的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙；2）兩運(yùn)動(dòng)表面要有足夠大的相對(duì)滑動(dòng)速度，其運(yùn)動(dòng)方向必須使?jié)櫥陀纱罂诹鬟M(jìn)，從小口流出；3）潤(rùn)滑油必須有一定的粘度，且供應(yīng)要充分。在ab(h＞h0)段：＞0(即速度分布曲線呈凹形)，所以＞0，即壓力沿x方向逐漸增大；而在bc(h＜h0)段，＜0(即速度分布曲線呈凸形)，即＜0，這表明壓力沿x方向逐漸降低。二、液體動(dòng)壓潤(rùn)滑徑向滑動(dòng)軸承的工作狀況◆軸承的孔徑D和軸頸的直徑d名義尺寸相等；直徑間隙Δ是公差形成的?！糨S頸上作用的液體壓力與F相平衡，在與F垂直的方向，合力為零?！糨S頸最終的平衡位置可用φa和偏心距e來表示?！糨S承工作能力取決于hlim，它與η、ω、Δ和F等有關(guān)，應(yīng)保證hlim≥[h]。初始狀態(tài)穩(wěn)定工作狀態(tài)演示1、幾何關(guān)系軸承和軸頸的連心線OO1與外載荷Fr的方向形成一偏位角軸承孔和軸頸直徑分別用D和d表示，半徑分別用R和r表示直徑間隙Δ=D－d

半徑間隙δ=R－r=Δ/2相對(duì)間隙ψ=Δ/d=δ/r偏心率χ=e/δ=e/(R－r)hmin=δ－e=δ(1－χ)=rψ(1－χ)最小油膜厚度

三、液體動(dòng)壓潤(rùn)滑向心滑動(dòng)軸承的幾何關(guān)系和承載能力

取軸頸中心O為極點(diǎn)，連心線OO1為極軸，對(duì)應(yīng)于任意角的油膜厚度為h可在△AOO1中應(yīng)用余弦定理求得

R2=e2+(r+h)2－2e(r+h)cos解上式并略去微量———適用于軸承為無限寬的情況壓力最大處的油膜厚度

h0=δ(1+χcos0)h=δ(1+χcos)=rψ(1+χcos)將雷諾方程改寫成極坐標(biāo)表達(dá)式，即dx=rd，v=rω及h、h0之值代入后得極坐標(biāo)形式的雷諾方程將上式從油膜起始角1到任意角進(jìn)行積分，得任意位置的壓力：2、軸承的承載量計(jì)算由此可得或

把所有

在外載荷方向的分量相加(積分)，即可得單位寬度的油膜承載能力。再把全寬度上的承載能力相加(積分)，可得總承載能力Fr。考慮軸承有端泄，即兩端的油壓為零，油壓沿寬度呈拋物線分布，且最大油壓也有所降低。式中CP——承載量系數(shù)；是一個(gè)無量綱的量，表示三重積分項(xiàng)；

η——潤(rùn)滑油在軸承平均工作溫度下的動(dòng)力粘度，單位為N.s/m2；

B——軸承寬度，單位為m；

Fr——外載荷，單位為N；

v——軸頸圓周速度，單位為m/s。四、最小油膜厚度hmin

在其它條件不變的情況下，hmin愈小則偏心率χ愈大；軸承的承載能力就愈大。然而，最小油膜厚度是不能無限縮小的，因?yàn)樗艿捷S頸和軸承表面粗糙度、軸的剛性及軸承與軸頸的幾何形狀誤差等的限制。為確保軸承能處于液體摩擦狀態(tài)，最小油膜厚度必須等于或大于許用油膜厚度[h]，即hmin=rψ(1－χ)≥[h]式中Rz1、Rz2——軸頸和軸瓦表面微觀不平度十點(diǎn)高度(表11-8)。對(duì)一般軸承，可分別取Rz1、Rz2值為3.2μm和6.3μm，或1.6μm和

3.2μm；對(duì)重要軸承可取為0.8μm和1.6μm，或0.2μm和

0.4μm。

S——安全系數(shù)，常取S≥2。[h]=S(Rz1+Rz2)五、軸承的熱平衡計(jì)算

軸承工作時(shí)，摩擦功耗將轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃?，使?jié)櫥蜏囟壬?，?dǎo)致潤(rùn)滑油粘度下降，降低軸承承載能力。因此，設(shè)計(jì)液體動(dòng)壓潤(rùn)滑軸承時(shí)，必須計(jì)算潤(rùn)滑油的溫升，并將其限制在允許的范圍內(nèi)。

摩擦功耗轉(zhuǎn)變的熱量，一部分被潤(rùn)滑油帶走，一部分通過軸承殼體散逸。軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)達(dá)到熱平衡狀態(tài)的條件是：?jiǎn)挝粫r(shí)間內(nèi)軸承摩擦所產(chǎn)生的熱量Q等于同時(shí)間內(nèi)流動(dòng)的油所帶走的熱量Q1與軸承殼體散逸的熱量Q2之和，即Q=Q1+Q2式中q——潤(rùn)滑油流量，單位為m3/s，按潤(rùn)滑油流量系數(shù)求出；

ρ——潤(rùn)滑油的密度，單位為kg/m3，對(duì)礦物油為850～900kg/m3；

c——潤(rùn)滑油的比熱容，單位為J/(kg.℃)，對(duì)礦物油為

1675～2090J/(kg.℃)；

t0、ti——油的出口溫度和入口溫度，單位為℃。通常由于冷卻設(shè)備的限制，取為ti=35～40℃。

αs——軸承的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，單位為W/(m2.℃)，隨軸承結(jié)構(gòu)和散熱條件而定。對(duì)于輕型軸承或不易散熱的環(huán)境中工作的軸承，取αs=50W/(m2.℃)；中型軸承及一般通風(fēng)條件下工作的軸承，取αs=80W/(m2.℃)；在良好冷卻條件下工作的重型軸承，取αs=140W/(m2.℃)。軸承中的熱量是由摩擦損失的功轉(zhuǎn)變而來。每秒鐘在軸承中產(chǎn)生的熱量Q(W)Q=fFrv由流出的油帶走的熱量Q1(W)軸承殼體的金屬表面通過傳導(dǎo)和輻射散發(fā)的熱量Q1=qρc(t0－ti)Q2=αsπdB(t0－ti)熱平衡時(shí)，有于是得出fFrv=qρc(t0－ti)+αsπdB(t0－ti)——潤(rùn)滑油流量系數(shù)，是一個(gè)無量綱數(shù)，可根據(jù)軸承的寬徑比

B/d及偏心率χ由圖查出；f——摩擦系數(shù)，可由下式確定：式中ξ——隨軸承寬徑比而變化的系數(shù)。對(duì)于B/d＜1的軸承，ξ=(d/B)1.5；對(duì)于B/d≥1的軸承，ξ=1；

ω——軸頸角速度，單位為rad/s；

p=Fr/(dB)——軸承的平均壓力，單位為Pa；

η——潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度，單位為Pa.s。式中Δt——潤(rùn)滑油的溫升，通常要求Δt≤30℃；

潤(rùn)滑油從入口到流出軸承，溫度逐漸升高，因而在軸承中不同之處的油的粘度也將不同。研究結(jié)果表明，計(jì)算軸承的承載能力時(shí)，可以采用潤(rùn)滑油平均溫度時(shí)的粘度。潤(rùn)滑油的平均溫度tm=(t0+ti)/2，而溫升Δt=t0－ti，所以潤(rùn)滑油的平均溫度tm按下式計(jì)算：

若ti＞35～40℃，則表示軸承熱平衡易于建立，軸承承載能力尚未用盡。此時(shí)應(yīng)降低給定的平均溫度，并允許適當(dāng)?shù)丶哟筝S瓦及軸頸的表面粗糙度，再行計(jì)算。建議平均溫度一般在45～60℃內(nèi)選取，最高不超過75℃。設(shè)計(jì)時(shí)，通常是先給定平均溫度tm，按求出的溫升Δt來校核油的入口溫度ti

若ti＜35～40℃，則表示軸承不易達(dá)到熱平衡狀態(tài)。此時(shí)需加大間隙，并適當(dāng)?shù)亟档洼S瓦及軸頸的表面粗糙度，再作計(jì)算。六、設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇1.寬徑比B/d寬徑比越小，油壓也越小。這主要是因?yàn)闈?rùn)滑油在自身壓力作用下，要向兩端流失，即產(chǎn)生所謂端泄現(xiàn)象而造成的。反之，如寬徑比越大，則油的壓力也越大，軸承的承載能力也就越高。但是從另一方面來看，端泄雖然會(huì)降低油壓，但也同時(shí)帶走軸承中的一部分摩擦熱，從而使軸承的溫度不致升得太高，潤(rùn)滑油的粘度也就不會(huì)降得過低。一般說來，寬徑比小，有利于增大平均壓力p，提高運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性；并可增大端泄量以降低溫升；亦可減輕軸承端部邊緣接觸現(xiàn)象；還可使軸向尺寸較小。但寬徑比過小，軸承承載能力降低太多。反之，若寬徑比大，則軸承承載能力也大；但寬徑比太大，則端泄帶走的摩擦熱也少，軸承溫升就會(huì)加大，油的粘度也要降低，結(jié)果反而使軸承的承載能力降低。因此，寬徑比的選擇要適當(dāng)，不能過大，也不能過小。一般軸承的B/d在0.3～1.5范圍內(nèi)。一般機(jī)器常用的B/d值為：汽輪機(jī)、鼓風(fēng)機(jī)B/d=0.3～1；電動(dòng)機(jī)、發(fā)電機(jī)、離心泵、齒輪變速器B/d=0.6～1.5；機(jī)床、拖拉機(jī)B/d=0.8～1.2；軋鋼機(jī)B/d=0.6～0.9。六、設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇2.相對(duì)間隙ψ相對(duì)間隙主要根據(jù)載荷和速度選取。速度愈高，ψ值應(yīng)愈大，可以減少發(fā)熱；載荷愈大，ψ值應(yīng)愈小，可以提高承載能力。此外，直徑大、寬徑比小，調(diào)心性能好，加工精度高時(shí)，ψ值取小值，反之取大值。一般機(jī)器中常用的ψ值為：汽輪機(jī)、電動(dòng)機(jī)、齒輪減速器ψ=0.001～0.002；軋鋼機(jī)、鐵路車輛ψ=0.0002～0.0015；機(jī)床、內(nèi)燃機(jī)ψ=0.0002～0.00125；鼓風(fēng)機(jī)、離心泵ψ=0.001～0.003。3.粘度η這是軸承設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要參數(shù)。它對(duì)軸承的承載能力、功耗和軸承溫升都有不可忽視的影響。軸承工作時(shí)，油膜各處溫度是不同的，通常認(rèn)為軸承溫度等于油膜的平均溫度。平均溫度的計(jì)算是否準(zhǔn)確，將直接影響到潤(rùn)滑油粘度的大小。平均溫度過低，則油的粘度較大，算出的承載能力偏高