液体动压润滑轴承

(1)平均压强p_m

在可能情况下(如保证一定的油膜厚度，合适的温升等)，平均压强p_m宜取较高值，以保证运转的平稳性，减小轴承尺寸。但压强过高，油膜厚度过薄，对油质的要求将提高，且液体润滑易遭破坏，使轴承损伤

轴承平均压强p_m的一般设计值(对轴承合金，下同；括号内数值为最高值)如下：

轧钢机

风机

汽轮机、发电机、机床

齿轮变速装置、拖拉机

铁路车辆

1000～2000(2500)N/cm²

20～200(400) N/cm²

60～200(250)N/cm²

50～350(400)N/cm²

500～1500 N/cm²

(2)宽径比B/D

通常取B/D＝0.3～1.5。宽径比较小时，有利于增大压强，提高运转平稳性；增多流量，降低温升；减轻边缘接触现象。随着轴承宽度B的减小，功耗将降低，占用空间将减小，但轴承承载能力也将降低；压力分布曲线陡峭，易于出现轴承合金局部过热现象

高速重载轴承温度升高，有边缘接触危险，B/D宜取小值。低速重载轴承为提高轴承整体刚性，B/D宜取大值。高速轻载轴承，如对轴承刚性无过高要求，可取小值；转子挠性较大的轴承宜取小值；需要转子有较大刚性的机床轴承，宜取较大值；在航空、汽车发动机上，受空间地位限制的轴承，B/D可取小值。一般机器常用的B/D值为：

汽轮机、风机；电机、发电机、离心泵

齿轮变速装置

机床、拖拉机

轧钢机

0.4～1.0

0.6～1.5

0.8～1.2

0.6～0.9

(3)间隙比ψ

一般取ψ＝0.002～0.003。ψ值主要应根据载荷和速度选取：速度愈高，ψ值应愈大；载荷越大，ψ值则越小。此外，直径大、宽径比小、调心性能好、加工精度高时，ψ可取小值；反之取大值

间隙比ψ大时，流量大，温升低，承载能力低

间隙大小对转子轴承系统稳定性有较大影响。一般压强小的轴承，减小间隙比可提高系统稳定性；而压强大的增大间隙比可提高工作稳定性

一般机器常用的轴承间隙比ψ为：

汽轮机、电动机、发电机

轧钢机、铁路车辆

内燃机

风机、离心泵、齿轮变速装置

机床

0.001～0.002

0.0002～0.0015

0.0005～0.001

0.001～0.003

0.0001～0.0005

(4)最小油膜厚度h_min

为确保轴承在液体润滑条件下安全运转，应使最小油膜厚度大于轴颈、轴瓦工作表面不平度与轴颈挠度之和：

h_min≥[h_min]＝S(R₁+R₂+y₁+y₂)                                   (1)

式中  S—— 裕度，对一般机械的轴承取S＝1.1～1.5 ，对轧钢机轴承取S＝2～3；

R₁、R₂—— 对颈和轴瓦表面不平度平均高度；

y₁—— 轴颈在轴承中的挠度，见图轴颈在轴承中的挠曲和偏移示意图(a)

y₂—— 轴颈偏移量，见图轴颈在轴承中的挠曲和偏移示意图(b)

端轴颈的轴颈挠度可按式(2)计算：

当p_m≤30N/cm²时，y₁可忽略不计

y₂为轴颈在轴承中因轴的弯曲变形和安装误差引起的偏移量：

对自动调心轴承y₂＝0

缺乏资料时，也可参考图允许最小油膜厚度[h_min]与轴承直径的关系曲线选取[h_min]

(5)油温和瓦温

轴承性能计算根据热平衡状态下轴承平均工作温度t_m(即端泄油平均温度)进行，初步计算时可取t_m＝50～60℃

一般取进油温度t₁＝30～45℃，平均油温t_m≤75℃，温升Δt≤30℃

作为设计依据之一的瓦温，一般以强度急剧下降时金属的软化点作为控制值，对轴承合金常取t_max＝90～100℃

常用润滑油的温度与粘度的关系见图润滑油的粘度-温度曲线

(6)油楔数Z

如图三种轴承稳定区的比较(y_xd＝y/c)所示，椭圆轴承的稳定区比单油楔圆筒轴承的大；三油楔轴承的又比椭圆轴承的大，且在各个方向上的油膜刚度也较均匀。但并非油楔数愈多，稳定区一定愈大。油楔数的增多，一般减小了承载能力

选取油楔数时，要兼顾稳定区和承载能力两方面的要求。为了提高多油楔轴承的承载能力，可以采用不等长的多油楔

油楔数还影响结构，偶数油楔便于采用剖分结构

(7)最小半径间隙c_min(椭圆轴承即为顶隙)

高精度机床主轴承常采用2～10μm以下的最小半径间隙，间隙比为0.0001～0.0002。速度较高的主轴承，如汽轮机、发电机、离心式压缩机和水轮机等，为了减小功耗、降低温升，常采用较大的间隙，间隙比为0.001～0.0025

(8)楔形度(椭圆度)ψ/ψ*

楔形度主要取决于油楔偏心距S。S愈大，楔形愈大，即油楔的楔愈大

楔形度过大，即油楔起始端开口过大，有可能在楔形空间的起始段形不成承载油膜，使承载油膜减短，同时还增大了轴承的摩擦因数

楔形度过小，轴承的承载能力很低，在工艺上也难以实现，当轴颈位移之后，有的油楔形成的承载油膜也太短

根据理论分析，最佳楔形度为2～3。对于要求很小间隙的多油楔(Z≥3)轴承，实现这样的楔形度在工艺上有困难。同时，对于轴颈偏心距较大的轴承，为了在轴颈位移后形成的承载油膜不致太短，宜采用较大的楔形度。推荐取楔形度ψ/ψ*≥5，即油楔偏心距S≥4c_min

(9)安装间隙

可倾瓦轴承的瓦块弧面半径与轴颈半径r之差称为加工间隙，它由轴颈和瓦块的尺寸所决定。瓦块装入轴承后，实际形成的间隙为c_a称为安装间隙，通常c_a可以调整，通常在1～2之间，不得小于1

(10)支点位置

可倾瓦轴承支点位置影响瓦块的承载能力，承载能力最大时的支点位置与瓦块的几何尺寸L/B有关，可从图可倾瓦径向轴承的特征系数和支点位置中查出，L_c为进油边到支点的瓦

弧长，L为瓦的整个弧长，轴颈需要反向转动时，应取

(11)填充系数

可倾瓦轴承各块瓦的弧长总和ZL与轴颈圆周长πd之比，称为填充系数k，即

通常取k＝0.7～0.8。由于k与功耗成正比，当载荷较小时可取更低的填充系数(如k＝0.5)以降低温升

(12)供油压强p_s

一般轴承的供油压强可取0～0.1MPa。当轴承润滑油温升过高时可适当增大p_s以降低温升

1—圆轴承；2—椭圆轴承；3—三油楔轴承；

y—轴的静挠度；c—半径间隙；ω—工作角速度；ω_cr—临界角速度；

ω_n—轴系失稳角速度曲线右下方为稳定区，左上方为非稳定区

k_F—载荷系数；k_N—功耗系数；k_t—温升系数；k_Q—流量系数；

k_h—最小油膜厚度系数；B—瓦的宽度