滑动轴承设计

滑动轴承的设计准则，是根据其工作方式及特点确定的。对于非流体摩擦状态的滑动轴承，或称混和摩擦状态滑动轴承，保证其轴瓦材料的使用性能是主要任务；对于流体润滑轴承，设计重点则主要集中在如何在给定的工况下，构造具有合理几何特征的轴颈和轴瓦，使之能在工作过程中依赖流体内部的静动压力承载。

1．非流体润滑状态滑动轴承的设计准则

对于非流体润滑、混和润滑和固体润滑状态工作的滑动轴承，常用限制性计算条件来保证其使用功能。此设计条件也可作为流体润滑轴承的初步设计计算条件。

（1）轴承承载面平均压强的设计计算

由于过大的表面压强将对材料表面强度构成威胁，并会加速轴承的磨损，因此在设计中应满足:

其中：P——轴承承载面上压强，MPa；F——轴承载荷，N；A——轴承承载面积，mm2；[P]——轴承材料的许用压强，MPa。

对于径向轴承，一般只能承担径向载荷:

其中：F——轴承径向载荷，N；D——轴承直径，mm；B——轴承宽度，mm。DB是承载面在F方向上的投影面积。

推力轴承一般仅能承担轴向载荷，对于环形瓦推力轴承:

其中：F——轴承轴向载荷，N；D2、D1——轴承承载环面外径、内径，mm。

(2) 轴承摩擦热效应的限制性计算

滑动轴承工作时，其摩擦效应引起温度升高，摩擦热量的产生与单位面积上的摩擦功耗成正比，而轴承承载面压强p与速度v的乘积通常用来表征滑动轴承的摩擦功耗，称为pv值。滑动轴承设计中，用限制

pv值的办法，控制其工作温升，其设计准则为：

其中：P——轴承承载面上压强，MPa；对于径向和推力轴承；V——轴承承载面平均速度，m/s；[Pv}——轴承许用Pv值。

其中：D——轴承平均直径，0.001m；n——轴颈与轴瓦的相对转速，。这样，上式也可写为:

(3) 轴承最大滑动速度的条件性计算

非液体摩擦状态工作的滑动轴承，其工作表面相互接触，当相对滑动速度很高时，其工作表面磨损加速，此项计算对于轻载高速轴承尤为重要。设计准则为:

其中：v——轴承承载面最大线速度，m/s；[v]——轴承许用线速度。

(4) 滑动轴承的几何参数

滑动轴承的轴颈和轴瓦间的间隙大小，对滑动轴承的工作性能有显著影响,滑动轴承的间隙大小用相对间隙ψ来表示:

其中：C——轴承半径间隙，即轴瓦与轴颈的半径差，mm；r——轴承半径，mm。轴承间隙较大时，轴承承载力和运转精度下降，摩擦较小，温升较低；轴承间隙较小时，轴承运转精度较高，承载力较高，但摩擦功耗及温升较大。滑动轴承设计时，ψ常在0.004～0.012范围取值。

滑动轴承的径向尺寸和宽度尺寸的比值称为宽径比B/D，有时写成L/D，轴承宽度较小时，会使润滑剂易沿轴向泄漏，不易保持于承载区，因此滑动轴承的宽径比不易过小，常推荐在0.5～1.5间选取。径向轴承径向配合推荐优先选用H9/d9和H8/f7及D9/h9和F8/h7。

2. 流体润滑状态滑动轴承的设计

流体润滑状态润滑轴承是指在稳定运转时，其轴颈与轴瓦被润滑剂完全分隔，工作于无相互接触工作状态的滑动轴承。

(1) 滑动轴承形成流体动力润滑的条件

实现流体润滑主要有两种方式，一是静压方式，即将流体直接泵入承载区承载；二是动压方式，即利用轴承相对运动表面的特殊形状及运动条件形成的压力承载。通常状态下，动压轴承的设计和工艺条件应满足如下几方面的要求，才可使流体润滑的实现成为可能。

条件1：滑动轴承相对运动表面间在承载区可以构成锲形空间，且其运动将使该区域中的流体从宽阔处流向狭窄处；即从大口流向小口；或使承载区体积有减小的趋势。

条件2：有充足的流体供给，且其具有一定的粘度；

条件3：相对运动表面间的最小间距，即最小流体膜厚度hmm，大于两表面不平度之和，使滑动表面间不发生直接接触。

(2) 流体动压润滑轴承承载流体膜的力学特征

流体动压润滑轴承依赖承载区流体膜承载，承载区流体在相对运动表面间形成压力，如上所述，该压力分布与间隙形状，流体物化性质及轴承表面的运动状态和几何特征有关。滑动轴承要正常工作，必须具备一定的承载能力，较小的摩擦功耗以控制温升，并需按流量要求供给流体，而这些设计参数均取决于在给定工况下，承载膜内流体的力学表现。