滑动轴承参数选择

宽径比B*
    通常B*在0.3～1.5范围内。小宽径比有利于:增大压力(单位面积载荷)而提高运转稳定性;增加流量而降低温升;减小摩攘面积而降低摩擦功耗;减小轴向尺寸而减少占用空间。但承载能力也将降低，油膜压力分布曲线变得陡峭，易于出现轴瓦材料局部过热现象。
    选取宽径比时要考虑轴承的载荷、速度、轴的挠性及对转子系统刚度的要求，表13.6一可供参考。
  一般常用机器的B*值见表13.1-53。
  
相时间隙ψ(GB/T21466.3-2008)
    轴承间隙对轴承运转特性有很大影响。由于轴颈和轴瓦孔的制造误差，轴承间隙也有上、下偏差，因此，相对间隙也有上、下偏差ψmax和ψmin。计算时以平均相对间隙ψm为基础。    
   选定平均相对间隙ψm时要考虑许多影响因素，(例如:轴颈的温升、轴颈与轴瓦线胀系数的差异等)，但实践证明，表13.6-4给出的仅考虑直径和滑动速度的经脸许用值还是很有价值的。

实践证实，也可按下面的近似公式计算平均相对间隙ψm的近似值

式中  v--轴颈线速度。
    建议优先从下面数列中选取轴承相对间隙价ψm;
0.56‰，0.8‰、1.12‰1.32‰,1.6‰, 1.9‰,2.24‰、3.15‰。
    经验表明，有时很难按公差配合标准选定合适的配合间隙。
润滑油粘度η
    选用高粘度润滑油，轴承承载能力高，流量小，摩擦功耗大，故轴承温升高。但油温高，润滑油粘度下降，因而靠提高润滑油枯度来增加轴承承载能力有一定限制。
    一般滑动轴承，根据转速，按下列公式选取润滑油粘度，可以保证轴承温升不致过高

式中  η—润滑油粘度(Pa/s)。
       n—轴颈转速(r/s )。
计算所得粘度应为有效油温下的枯度。

最小油膜厚度的极限值从h2lim( GB/T21466. 3-2008)
    为确保滑动轴承在液体润滑状态下安全运转，应限定最小油膜厚度极限值，以使磨损降到最低程度和减小轴承对装配、制造误差的敏感性。
    表征由混合摩擦过渡到流体摩擦的最小油膜厚度极限值可由下式计算:

式中  RzB—轴瓦表面轮廓最大高度;
      Rzj—轴颈表面轮廓最大高度;
        γ—轴颈倾斜角;
         y—轴挠曲变形在轴承端面出现的挠度;
         aoff—有效波纹度。
    对中间受载的双支点轴(图13.6-30a) ,挠度γ的计算式为

对悬臂受载的双支点轴(图13. 6-30b)，挠度γ的计算式为


 用式(13.6-14)计算最小油膜厚度极限值十分困难。当Rz≤4μm,滑动表面的几何误差很小、装配良好，润滑剂经过仔细过滤，可以按表13.6-5给出的经验值确定最小油膜厚度极限值h2lim。

轴承允许的极限温度θBlim( GB/T1466.3-2008)
    轴承允许的极限温度θBlim。取决于轴瓦材料和润滑油。随着轴承温度的升高，轴瓦材料的硬度和强度将有所下降，对铅基和锡基轴承合金这种低熔点合金，其效应尤为显著。
    当温度高于800℃时，以矿物油为基础油的润滑油老化速度将加快。影响润滑油老化速度的还有润滑油总量与润滑油流量的比值。
    通常以出口油温θ0代表轴承温度θB。考虑到轴承温度场的最高温度大于出口油温θ0，表13.6-6给出允许的轴承极限温度θBlim的经验值。
 

轴承允许的极限载荷Plim (GB/T1466.3-2008)
    规定轴承允许的极限载荷Plim是为了保证滑动表面的变形不致影响轴承的正常功能和滑动表面不出现裂纹。除轴瓦材料外，影响Plim的决定性因素还有:加工方法、轴瓦衬层厚度和几何形状。除此之外，还要考虑轴承是否负载起动。如果轴承起动时载荷达到2.5～3.0 MPa，就有必要设置一套静压顶起装置。否则滑动表面将会出现过度磨损。
    表13.6-7给出Plim。的经验值。

(责任编辑：laugh521521)

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