4．参数选择 （1）粘度η

粘度大小取决于轴承的平均温度tm，tm↑，η↓，承载能力偏高；

tm↓，η↑，承载能力偏低。设计时：先假定tm——初选η——初步

设计。校核入口温度若t1＝３５～４０℃则合适；否则重新计算。

低速、重载滑动轴承要选高粘度的润滑油，便于形成油膜；高速滑动轴承应选用低粘度的润滑油。因为润滑油内摩擦力几乎与转速平方成正比，转速高，摩擦产生的热量大，使润滑油温度升高，粘度下降，同时还会使轴受热膨胀，间隙缩小，易造成油膜破裂、轴承烧伤。

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。 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值约成反比关系。

（2）宽径比B/d

一般轴承的宽径比B/d=0.3?1.5。高转速滑动轴承，应选较小的

B/d值，这样可使端泄流量增大，以减少温升，但是B/d小，轴承的

承载能力也低。宽径比B/d大，轴承承载能力大，但温升高，且长轴颈易变形，制造、装配误差的影响也的较大。因此，只在低速、重载，轴及轴承刚性好，制造及安装精度高时，宽径比B/d才取较大值。宽径比对承载能力的影响见图8-3。

宽径比B/d的选择还与压强p的选择密切相关，p选得大些可以减小轴承的尺寸，并提高轴承运转的稳定性；但p取得过大，会使油膜变薄，容易因油质或加工、装配质量问题而被破坏。

图8-3宽径比对承载能力的影响

（3）相对间隙ψ

轴承中的一些特性参数是相对间隙ψ或半径间隙δ的函数，承载量系数Cp是ψ2的函数，所以间隙值对轴承性能影响很大。相对间隙主要根据载荷和速度选取。速度高时，ψ值应大些；载荷越大，ψ值应越小。直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时，ψ值取小些。一般机器常用的ψ值可查阅有关的技术资料，也可以由经验公式求得。

（4）最小油膜厚度

hmin↓（即χ↑）,轴承的承载能力↑，但hmin不能无限缩小。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、轴瓦工作表面粗糙度十点高度Ｒz1、Rz2之和，即

hmin =ｒψ（１－χ）≥ [h]，[h]＝S（Ｒz1+Rz2)

式中 S——安全系数，常取 S≥2。

8.2 典型题解析

例8.1 试设计一个起重机卷筒的滑动轴承。已知轴承的径向载荷

Fr＝2×105N，轴颈直径d＝200mm，轴的转速n＝300 r/min。

要点分析：

非液体摩擦滑动轴承的设计计算。 解：

（1）确定轴承的结构型式

根据轴承的重载低速的工作要求，按非液体摩擦滑动轴承设计。采用剖分式结构以便于安装和维护，润滑方式采用油脂杯用脂润滑。由机械设计手册初步选择2HC4-200号径向滑动轴承。

（2）选择轴承材料

按重载低速的工作条件，由机械设计手册选用轴瓦材料为ZCuA110Fe3，根据其材料特性查得：

[p]＝15 MPa， [pv]＝12 MPa·m/s， [v]＝4 m/s

（3）确定轴承宽度

对起重装置，宽径比可以取大些，取B／d＝1.5，则轴承宽度 B＝B／d·d＝1.5×200 mm＝300 mm （4）验算轴承压强

Fr2?105 p＝＝MPa＝3.33 MPa ＜ [p]

200?300dB（5）验算v及pv值

v＝

?dn60?1000?3.14?200?300m/s =3.24 m/s＜ [v]

60?1000 [pv]＝3.33×3.14 MPa·m/s＝10.47 MPa·m/s ＜ [pv] 从上面验算可知所选材料合适。 （6）选择配合 滑动轴承常用的配合有

H7H8H9H9，，。一般取。 f6f7d9d9例8.2 有一混合摩擦径向滑动轴承，轴颈直径d＝60mm，轴承宽度B＝60mm，轴瓦材料为ZCuA110Fe3，试求：

（1）当载荷Fr＝36000N，转速n＝150 r/min时，校核轴承是否满足非液体润滑轴承的使用条件；

（2）当载荷Fr＝36000N时，轴的允许转速； （3）当轴的转速n＝900 r/min时的允许载荷Fr； （4）轴的允许最大转速nmax。 要点分析：

滑动轴承的条件性计算。 解：

根据轴瓦材料的型号ZCuA110Fe3，可查相关手册得： [p]＝15 MPa，[v]＝4m/s，[pv]=12 MPa·m/s （1）当载荷Fr＝36000N，转速n＝150 r/min时，