第十二章 滑动轴承
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f 0.55 p
热平衡必需的润滑油温度差比
t
t2
t 1
fFv
c p qV Bd s
( f )(F Bd) c p (qV vBd) s v
f p
c p (qV vBd) s v
为保证轴承的正常工作，一般要求轴承的工作平均温度不超过 75ºC。即
tm
t1
t 2
t1
tm
t 2
形成流体动压润滑压力油膜的必要条件是： （1）相对滑动面之间必须形成收敛的楔形间隙； （2）两摩擦表面要有一定的相对滑动速度，其运动方向必须使润 滑油从大口流进，小口流出； （3）润滑油要有一定的粘度且供油连续、充分。
二、液体动压润滑径向滑动轴承的计算
（一）动压润滑状态的建立
建立液体动压润滑的过程可分为三个阶段： （1）轴的起动阶段（a图）； （2）不稳定润滑阶段（b图），这时轴颈沿轴承内壁上爬，发生 表面接触的摩擦； （3）液体动压润滑阶段（c图），这时由于转速足够高，带入到 摩擦面间的油量能充满油楔，并建立油膜使轴颈抬起。
d)多环轴颈
（一）平均压力p验算
p 4
F
d
2
d
2 0
z
[ p]
式中 F——作用在轴承上的轴向载荷（N）； z——推力环的数目；
d、d0——推力环的外径和内径（mm）； [p] ——轴承材料的许用压强（MPa）。
（二）pv值验算
v nd d0
601000 2
pv
Fn
[ pv]
30000 (d d0 )z
石墨具有一定的减摩性和耐磨性，但铸铁性脆，磨合性差，适用 于低速、轻载的场合。 （5）多孔质金属材料
多孔性组织，含油轴承，用于载荷平稳无冲击载荷及中、 低速 场合。
（二）非金属材料
常用的非金属轴承材料是各种塑料（聚合物材料），如酚 醛塑料、尼龙、聚四氟乙烯等。塑料轴承有良好的减摩性、耐 磨性、嵌入性、抗冲击性、抗胶合性及耐腐蚀性，并具有一定 的自润滑性能，也可用油或水润滑，但导热性差。在特殊情况 下，也可用碳-石墨、橡胶及木材等作为轴承材料。
（7）压力最大处的油膜厚度h0 （8）承载量系数Cp
h0 (1 cos0 )
假设轴承无限宽，可认为润滑油沿轴向没有流动。利用式 （2-12-9），改用极坐标，取x=r ，得dx=rd
Baidu Nhomakorabea
dp 6 (cos cos0 ) d 2 (1 cos )3
将上式积分，得任意角处的油膜压力p
一、径向轴承的计算
（一）平均压力 p 验算
B
d
p F [ p] Bd
式中 F——作用在轴承上的径向载荷（N）； B——轴承宽度（mm）； d——轴颈直径（mm）；
[p]——轴承材料的许用压强（MPa）。
（二）pv值验算
pv [ pv]
式中 v——轴颈的圆周速度（m/s）； [pv]——轴承材料的许用值（MPa·m/s）。
p
6 2
(cos cos0 ) d 1 (1 cos )3
沿外载荷方向单位宽度的油膜压力为
py
2 1
p cos[180 ( )]rd
有限宽度轴承不考虑端泄时的油膜承载力F。经整理后得
F 2
Bd
3
2
1
1
(cos (1
c
cos0 os ) 3
)
d
c
os
[180
(
)]d
d D
整体轴套
轴瓦（衬 背） 轴承衬
卷制轴套
剖分式轴瓦有厚壁和薄壁轴瓦之分。 厚壁轴瓦是将轴承合金浇注在青铜或钢制瓦背上。
薄壁轴瓦用双金属板连续轧制而成。
为提高轴承合金与轴瓦背的结合强度，防止脱落，常在轴瓦背 表面制出螺纹、凹槽及榫头结构。
厚壁轴瓦
薄壁轴瓦
为防止轴瓦在轴承座中转动，轴瓦端部设置凸缘作轴向定位， 也可用紧定螺钉或销钉将其固定在轴承座上。
F
e
∑ Fy =F ∑ Fx = 0
∑ Fy =F ∑ Fx ≠ 0
（二）几何关系
（1）半径间隙 R r
（2）相对间隙
r
（3）偏心率
e
（4）偏位角和轴承包角
（5）最小油膜厚度hmin
hmin e r (1 )
（6）承载区内任意处的油膜厚度h
h R r ecos (1 cos)
二、常用滑动轴承材料 （一）金属材料
（1）轴承合金(巴氏合金或白合金)： 嵌入性、顺应和磨合性好，不易胶合。但轴承合金的强度很
低，只能做轴承衬。适用于重载、中高速场合。
青铜： 锡青铜、铅青铜、铝青铜 （2） 铜合金
黄铜
较高的强度、较好的减摩性和耐磨性。应用广泛
锡青铜减摩性和耐磨性最好，用于中速、重载场合；铅青铜抗 粘附能力强，用于高速、重载场合；铝青铜的强度与硬度较高，抗 粘附能力差，用于低速、重载场合。 （3）铝基轴承合金 耐腐蚀性好和疲劳强度较高，减摩性也较好，适用于高速、重载 的场合 （4） 铸铁
Cp
F 2 Bd
F 2 2Bv
式中 F——外载荷（N）；
B——轴承宽度（m）；
v——轴颈圆周速度（m/s）；
η——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度（Pa·s）。
（三）最小油膜厚度hmin 为保证轴承处于液体摩擦状态，最小油膜厚度必须等于或
大于许用油膜厚度[h]，即
hmin r (1 ) [h] S(Rz1 Rz2 )
u v(h y) y( y h) p
h
2 x
润滑油在单位时间内，沿x方向流过任意截面单位宽度的流量qx为
qx
h
udy
vh
h3
p
0
2 12 x
设油压最大处的间隙为h0，在这一截面上
qx
1 2
v
h0
根据连续流动流量不变，整理后则得
p x
6v
h
h0 h3
（2-12-9）
——一维雷诺动力润滑方程式，计算流体动力润滑基本方程
取微单元体进行分析, 根据x方向力系平衡，得
pdydz ( p p dx)dydz dxdz ( dy)dxdz 0
x
y
即
p
x y
假设流体为牛顿流体，则 u
y
代入上式，得
p 2u
x y2
积分上式，得
u
1
2
(p ) y 2 x
C1 y
C2
根据边界条件决定积分常数C1和C2：当y=0时u=v；当y=h时u=0 。 则得油层速度的分布
按承受载荷的方向分: 径向轴承：受径向载荷 推力轴承：受轴向载荷
按轴承工作的摩擦性质分： 滑动轴承（滑动摩擦） 滚动轴承（滚动摩擦）
按根据滑动表面间润滑状态分:
液体润滑轴承 半液体润滑轴承
液体动力润滑轴承 液体静压润滑轴承
无润滑滑动轴承
工作平稳、可靠，噪声较滚动轴承低。在某些不能、不便或 使用滚动轴承没有优势的场合，如工作转速特高、冲击与振动特 大、径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装、以及需在水或腐蚀 介质中工作等
第二节 径向滑动轴承的结构
一、径向滑动轴承的类型 （一）整体式径向滑动轴承
由轴承座、减摩材料制成的整体轴套等组成。
优点：结构简单、成本低廉 缺点：①磨损后间隙不能调整
②装拆不方便
多用于低速、轻载或间歇 性工作的机器中
整体式径向滑动轴承
（二）剖分式径向滑动轴承
由轴承座、轴承盖、剖分轴瓦、双头螺柱等组成。 剖分面最好与载荷方向近于垂直。轴瓦是轴承直接和轴颈 相接触的零件，常在轴瓦内表面上贴附一层轴承衬 。
机械原理与设计
电子教案
主编 马履中 制作 杨德勇
机械工业出版社
机械原理与设计
（下册）
第十二章 滑动轴承
第一节 概 述 第二节 径向滑动轴承的结构 第三节 滑动轴承材料及润滑 第四节 非液体润滑滑动轴承设计 第五节 液体动力润滑滑动轴承设计 第六节 其它型式滑动轴承简介
第一节 概 述
轴承 ——用来支承轴和轴上零件的部件。
油杯座孔
螺栓
螺母
套管 上轴瓦
轴承盖 下轴瓦
轴承座
对开式轴承(剖分轴套)
对开式轴承(整体轴套)
（二）油孔和油槽
为了把润滑油导入整个摩擦面间，轴瓦上须开设油孔和 油槽。油孔用来供应润滑油，油槽则用来输送和分布润滑油。
液体动压径向滑动轴承，有轴向和周向油槽两种。 轴向油槽分单轴向油槽和双轴向油槽。 整体式径向轴承，单向油槽最好开在最大油膜厚度位置， 以保证压力油从压力最小的地方输入轴承。 对开式径向轴承，轴向油槽常开在轴承剖分面处，轴双向旋转 时，可在剖分面上开设双轴向油槽。
轴承宽度与轴颈直径之比（B/d）称为宽径比。对B/d>1.5 的轴承，可采用自动调心轴承。轴瓦可倾斜，使轴颈和轴瓦保 持良好接触。
剖分式径向滑动轴承
自动调心轴承
二、轴瓦结构 （一） 轴瓦和轴承衬
径向滑动轴承轴瓦有整体式和剖分式两种结构。 整体式轴瓦可分为整体轴套和单层、双层或多层材料的卷制轴套
开缝
（三）圆周速度v值验算 速度过大引起加速磨损及局部区域pv值过高
二、推力轴承的计算
实心端面推力轴颈由于跑合时中心与边缘的磨损不均匀， 愈近边缘部分磨损愈快，以致中心部分压强极高。空心轴颈和 环状轴颈可以克服这一缺点。载荷很大时可以采用多环轴颈， 它能承受双向的轴向载荷。
a)实心端面轴颈 b)空心端面轴颈 c)环状轴颈
F
O O1
(1) 停车
n0
金属直接 接触
F
O
O1
F
O O1
(2-1) 启动 (2-2)随着 n
摩擦力使 轴颈右移
油膜压力将轴 颈托起 其合力将轴颈 左推
F
O O1
(3)n 为工作转速
油膜压力将轴 颈完全托起 其合力与外载 平衡
静止 →爬升 →将轴起抬
转速继续升高
→质心左移 →稳定运转达到工作转速 e ----偏心距
若t1>30~45C，则表示轴承热平衡易于建立；若t1<30~45C ， 轴承热平衡不易建立。
四、参数选择
（一）宽径比B/d
宽径比大，轴承承载能力强，但轴承散热能力降低；反之， 宽径比小，有利于提高运转稳定性，增大端泄以降低温升，但承 载能力将随之降低。
（二）相对间隙
一般可按下面公式初取值：
(n 60)4 9
（三）圆周速度v值验算
v dn [v]
60 1000
式中 n——轴颈的转速（r/min）； [v]——轴颈圆周速度的许用值，m/s。
不完全液体润滑滑动轴承需要进行哪些计算？各有什么 含义？
验算p、 pv、v
（一）平均压力 p 验算
防止压力过大造成过度磨损。
（二）pv值验算
防止温升过高引起pv值过大。Pv值过大会引起 边界油膜破裂。
式中 n——轴颈的转速（r/min）； v——轴颈平均直径上的圆周速度（m/s）；
[pv]——轴承材料的许用值（MPa·m/s）。
轴承材料的许用值[p]、[pv]见表2-12-1。
第五节 液体动力润滑滑动轴承设计
一、流体动压润滑基本方程
一维雷诺方程式的推导建立在以下假设的基础上： （1） 忽略压力对润滑油粘度的影响； （2） 润滑油沿z向没有流动； （3） 润滑油是层流流动； （4） 油与工作表面吸附牢固，表面油分子随工作表面一同 运动或静止； （5） 不计油的惯性力和重力的影响； （6） 润滑油不可压缩等等。
第四节 非液体润滑滑动轴承设计
工程上应用较多且较容易实现的是非液体润滑滑动轴承。非 液体润滑滑动轴承的工作能力和使用寿命取决于轴承的减摩性能、 机械强度和边界膜的强度。实践表明，磨损和胶合是滑动轴承的 主要失效形式。
这类滑动轴承可靠的工作条件是：边界膜不破裂，维持粗糙 表面微腔内有液体润滑存在。由于边界膜破裂的因素很复杂，因 此，仍采用简化的条件性计算 。
单向油槽的开设
双轴向油槽的开设
周向油槽适用于载荷方向后变化范围超过180º的场合，通常 开在轴承宽度中部。
非液体润滑径向滑动轴承，油槽从非承载区延伸到承载区。
第三节 滑动轴承材料及润滑
轴瓦和轴承衬的材料统称为轴承材料。
一、对轴承材料性能的要求
（一）良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性； （二）良好的顺应性、嵌入性和磨合性； （三）足够的强度和抗腐蚀性 （四）良好的导热性、工艺性和经济性等。
10 31 9
式中 n——轴颈转速（r/min）。
（三）动力粘度
设计时，先假设轴承平均温度（一般取tm=50~75ºC），初选粘 度进行设计计算，最后通过热平衡计算验算轴承入口温度t1是否在 35~40ºC之间，否则应重新选择粘度进行计算。
对一般轴承，可按下式初估动力粘度，算出相应的运动粘 度，结合轴颈圆周速度v，选定润滑油的牌号，并选定平均温度 tm，确定润滑油在tm时的动力粘度值 ，进行承载能力和热平衡
式中 Rz1、Rz2——分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度，见表2-12-3； S——安全系数，常取S≥2。
三、滑动轴承的热平衡计算
热平衡条件是：单位时间内轴承所产生的摩擦热量等于同时 间内流动的油所带走的热量及轴承座散发的热量之和。 对于非压力供油的向心轴承
fFv c p qV (t2 t1 ) Bd s (t2 t1 )
热平衡必需的润滑油温度差比
t
t2
t 1
fFv
c p qV Bd s
( f )(F Bd) c p (qV vBd) s v
f p
c p (qV vBd) s v
为保证轴承的正常工作，一般要求轴承的工作平均温度不超过 75ºC。即
tm
t1
t 2
t1
tm
t 2
形成流体动压润滑压力油膜的必要条件是： （1）相对滑动面之间必须形成收敛的楔形间隙； （2）两摩擦表面要有一定的相对滑动速度，其运动方向必须使润 滑油从大口流进，小口流出； （3）润滑油要有一定的粘度且供油连续、充分。
二、液体动压润滑径向滑动轴承的计算
（一）动压润滑状态的建立
建立液体动压润滑的过程可分为三个阶段： （1）轴的起动阶段（a图）； （2）不稳定润滑阶段（b图），这时轴颈沿轴承内壁上爬，发生 表面接触的摩擦； （3）液体动压润滑阶段（c图），这时由于转速足够高，带入到 摩擦面间的油量能充满油楔，并建立油膜使轴颈抬起。
d)多环轴颈
（一）平均压力p验算
p 4
F
d
2
d
2 0
z
[ p]
式中 F——作用在轴承上的轴向载荷（N）； z——推力环的数目；
d、d0——推力环的外径和内径（mm）； [p] ——轴承材料的许用压强（MPa）。
（二）pv值验算
v nd d0
601000 2
pv
Fn
[ pv]
30000 (d d0 )z
石墨具有一定的减摩性和耐磨性，但铸铁性脆，磨合性差，适用 于低速、轻载的场合。 （5）多孔质金属材料
多孔性组织，含油轴承，用于载荷平稳无冲击载荷及中、 低速 场合。
（二）非金属材料
常用的非金属轴承材料是各种塑料（聚合物材料），如酚 醛塑料、尼龙、聚四氟乙烯等。塑料轴承有良好的减摩性、耐 磨性、嵌入性、抗冲击性、抗胶合性及耐腐蚀性，并具有一定 的自润滑性能，也可用油或水润滑，但导热性差。在特殊情况 下，也可用碳-石墨、橡胶及木材等作为轴承材料。
（7）压力最大处的油膜厚度h0 （8）承载量系数Cp
h0 (1 cos0 )
假设轴承无限宽，可认为润滑油沿轴向没有流动。利用式 （2-12-9），改用极坐标，取x=r ，得dx=rd
Baidu Nhomakorabea
dp 6 (cos cos0 ) d 2 (1 cos )3
将上式积分，得任意角处的油膜压力p
一、径向轴承的计算
（一）平均压力 p 验算
B
d
p F [ p] Bd
式中 F——作用在轴承上的径向载荷（N）； B——轴承宽度（mm）； d——轴颈直径（mm）；
[p]——轴承材料的许用压强（MPa）。
（二）pv值验算
pv [ pv]
式中 v——轴颈的圆周速度（m/s）； [pv]——轴承材料的许用值（MPa·m/s）。
p
6 2
(cos cos0 ) d 1 (1 cos )3
沿外载荷方向单位宽度的油膜压力为
py
2 1
p cos[180 ( )]rd
有限宽度轴承不考虑端泄时的油膜承载力F。经整理后得
F 2
Bd
3
2
1
1
(cos (1
c
cos0 os ) 3
)
d
c
os
[180
(
)]d
d D
整体轴套
轴瓦（衬 背） 轴承衬
卷制轴套
剖分式轴瓦有厚壁和薄壁轴瓦之分。 厚壁轴瓦是将轴承合金浇注在青铜或钢制瓦背上。
薄壁轴瓦用双金属板连续轧制而成。
为提高轴承合金与轴瓦背的结合强度，防止脱落，常在轴瓦背 表面制出螺纹、凹槽及榫头结构。
厚壁轴瓦
薄壁轴瓦
为防止轴瓦在轴承座中转动，轴瓦端部设置凸缘作轴向定位， 也可用紧定螺钉或销钉将其固定在轴承座上。
F
e
∑ Fy =F ∑ Fx = 0
∑ Fy =F ∑ Fx ≠ 0
（二）几何关系
（1）半径间隙 R r
（2）相对间隙
r
（3）偏心率
e
（4）偏位角和轴承包角
（5）最小油膜厚度hmin
hmin e r (1 )
（6）承载区内任意处的油膜厚度h
h R r ecos (1 cos)
二、常用滑动轴承材料 （一）金属材料
（1）轴承合金(巴氏合金或白合金)： 嵌入性、顺应和磨合性好，不易胶合。但轴承合金的强度很
低，只能做轴承衬。适用于重载、中高速场合。
青铜： 锡青铜、铅青铜、铝青铜 （2） 铜合金
黄铜
较高的强度、较好的减摩性和耐磨性。应用广泛
锡青铜减摩性和耐磨性最好，用于中速、重载场合；铅青铜抗 粘附能力强，用于高速、重载场合；铝青铜的强度与硬度较高，抗 粘附能力差，用于低速、重载场合。 （3）铝基轴承合金 耐腐蚀性好和疲劳强度较高，减摩性也较好，适用于高速、重载 的场合 （4） 铸铁
Cp
F 2 Bd
F 2 2Bv
式中 F——外载荷（N）；
B——轴承宽度（m）；
v——轴颈圆周速度（m/s）；
η——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度（Pa·s）。
（三）最小油膜厚度hmin 为保证轴承处于液体摩擦状态，最小油膜厚度必须等于或
大于许用油膜厚度[h]，即
hmin r (1 ) [h] S(Rz1 Rz2 )
u v(h y) y( y h) p
h
2 x
润滑油在单位时间内，沿x方向流过任意截面单位宽度的流量qx为
qx
h
udy
vh
h3
p
0
2 12 x
设油压最大处的间隙为h0，在这一截面上
qx
1 2
v
h0
根据连续流动流量不变，整理后则得
p x
6v
h
h0 h3
（2-12-9）
——一维雷诺动力润滑方程式，计算流体动力润滑基本方程
取微单元体进行分析, 根据x方向力系平衡，得
pdydz ( p p dx)dydz dxdz ( dy)dxdz 0
x
y
即
p
x y
假设流体为牛顿流体，则 u
y
代入上式，得
p 2u
x y2
积分上式，得
u
1
2
(p ) y 2 x
C1 y
C2
根据边界条件决定积分常数C1和C2：当y=0时u=v；当y=h时u=0 。 则得油层速度的分布
按承受载荷的方向分: 径向轴承：受径向载荷 推力轴承：受轴向载荷
按轴承工作的摩擦性质分： 滑动轴承（滑动摩擦） 滚动轴承（滚动摩擦）
按根据滑动表面间润滑状态分:
液体润滑轴承 半液体润滑轴承
液体动力润滑轴承 液体静压润滑轴承
无润滑滑动轴承
工作平稳、可靠，噪声较滚动轴承低。在某些不能、不便或 使用滚动轴承没有优势的场合，如工作转速特高、冲击与振动特 大、径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装、以及需在水或腐蚀 介质中工作等
第二节 径向滑动轴承的结构
一、径向滑动轴承的类型 （一）整体式径向滑动轴承
由轴承座、减摩材料制成的整体轴套等组成。
优点：结构简单、成本低廉 缺点：①磨损后间隙不能调整
②装拆不方便
多用于低速、轻载或间歇 性工作的机器中
整体式径向滑动轴承
（二）剖分式径向滑动轴承
由轴承座、轴承盖、剖分轴瓦、双头螺柱等组成。 剖分面最好与载荷方向近于垂直。轴瓦是轴承直接和轴颈 相接触的零件，常在轴瓦内表面上贴附一层轴承衬 。
机械原理与设计
电子教案
主编 马履中 制作 杨德勇
机械工业出版社
机械原理与设计
（下册）
第十二章 滑动轴承
第一节 概 述 第二节 径向滑动轴承的结构 第三节 滑动轴承材料及润滑 第四节 非液体润滑滑动轴承设计 第五节 液体动力润滑滑动轴承设计 第六节 其它型式滑动轴承简介
第一节 概 述
轴承 ——用来支承轴和轴上零件的部件。
油杯座孔
螺栓
螺母
套管 上轴瓦
轴承盖 下轴瓦
轴承座
对开式轴承(剖分轴套)
对开式轴承(整体轴套)
（二）油孔和油槽
为了把润滑油导入整个摩擦面间，轴瓦上须开设油孔和 油槽。油孔用来供应润滑油，油槽则用来输送和分布润滑油。
液体动压径向滑动轴承，有轴向和周向油槽两种。 轴向油槽分单轴向油槽和双轴向油槽。 整体式径向轴承，单向油槽最好开在最大油膜厚度位置， 以保证压力油从压力最小的地方输入轴承。 对开式径向轴承，轴向油槽常开在轴承剖分面处，轴双向旋转 时，可在剖分面上开设双轴向油槽。
轴承宽度与轴颈直径之比（B/d）称为宽径比。对B/d>1.5 的轴承，可采用自动调心轴承。轴瓦可倾斜，使轴颈和轴瓦保 持良好接触。
剖分式径向滑动轴承
自动调心轴承
二、轴瓦结构 （一） 轴瓦和轴承衬
径向滑动轴承轴瓦有整体式和剖分式两种结构。 整体式轴瓦可分为整体轴套和单层、双层或多层材料的卷制轴套
开缝
（三）圆周速度v值验算 速度过大引起加速磨损及局部区域pv值过高
二、推力轴承的计算
实心端面推力轴颈由于跑合时中心与边缘的磨损不均匀， 愈近边缘部分磨损愈快，以致中心部分压强极高。空心轴颈和 环状轴颈可以克服这一缺点。载荷很大时可以采用多环轴颈， 它能承受双向的轴向载荷。
a)实心端面轴颈 b)空心端面轴颈 c)环状轴颈
F
O O1
(1) 停车
n0
金属直接 接触
F
O
O1
F
O O1
(2-1) 启动 (2-2)随着 n
摩擦力使 轴颈右移
油膜压力将轴 颈托起 其合力将轴颈 左推
F
O O1
(3)n 为工作转速
油膜压力将轴 颈完全托起 其合力与外载 平衡
静止 →爬升 →将轴起抬
转速继续升高
→质心左移 →稳定运转达到工作转速 e ----偏心距
若t1>30~45C，则表示轴承热平衡易于建立；若t1<30~45C ， 轴承热平衡不易建立。
四、参数选择
（一）宽径比B/d
宽径比大，轴承承载能力强，但轴承散热能力降低；反之， 宽径比小，有利于提高运转稳定性，增大端泄以降低温升，但承 载能力将随之降低。
（二）相对间隙
一般可按下面公式初取值：
(n 60)4 9
（三）圆周速度v值验算
v dn [v]
60 1000
式中 n——轴颈的转速（r/min）； [v]——轴颈圆周速度的许用值，m/s。
不完全液体润滑滑动轴承需要进行哪些计算？各有什么 含义？
验算p、 pv、v
（一）平均压力 p 验算
防止压力过大造成过度磨损。
（二）pv值验算
防止温升过高引起pv值过大。Pv值过大会引起 边界油膜破裂。
式中 n——轴颈的转速（r/min）； v——轴颈平均直径上的圆周速度（m/s）；
[pv]——轴承材料的许用值（MPa·m/s）。
轴承材料的许用值[p]、[pv]见表2-12-1。
第五节 液体动力润滑滑动轴承设计
一、流体动压润滑基本方程
一维雷诺方程式的推导建立在以下假设的基础上： （1） 忽略压力对润滑油粘度的影响； （2） 润滑油沿z向没有流动； （3） 润滑油是层流流动； （4） 油与工作表面吸附牢固，表面油分子随工作表面一同 运动或静止； （5） 不计油的惯性力和重力的影响； （6） 润滑油不可压缩等等。
第四节 非液体润滑滑动轴承设计
工程上应用较多且较容易实现的是非液体润滑滑动轴承。非 液体润滑滑动轴承的工作能力和使用寿命取决于轴承的减摩性能、 机械强度和边界膜的强度。实践表明，磨损和胶合是滑动轴承的 主要失效形式。
这类滑动轴承可靠的工作条件是：边界膜不破裂，维持粗糙 表面微腔内有液体润滑存在。由于边界膜破裂的因素很复杂，因 此，仍采用简化的条件性计算 。
单向油槽的开设
双轴向油槽的开设
周向油槽适用于载荷方向后变化范围超过180º的场合，通常 开在轴承宽度中部。
非液体润滑径向滑动轴承，油槽从非承载区延伸到承载区。
第三节 滑动轴承材料及润滑
轴瓦和轴承衬的材料统称为轴承材料。
一、对轴承材料性能的要求
（一）良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性； （二）良好的顺应性、嵌入性和磨合性； （三）足够的强度和抗腐蚀性 （四）良好的导热性、工艺性和经济性等。
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式中 n——轴颈转速（r/min）。
（三）动力粘度
设计时，先假设轴承平均温度（一般取tm=50~75ºC），初选粘 度进行设计计算，最后通过热平衡计算验算轴承入口温度t1是否在 35~40ºC之间，否则应重新选择粘度进行计算。
对一般轴承，可按下式初估动力粘度，算出相应的运动粘 度，结合轴颈圆周速度v，选定润滑油的牌号，并选定平均温度 tm，确定润滑油在tm时的动力粘度值 ，进行承载能力和热平衡
式中 Rz1、Rz2——分别为轴颈和轴承孔表面粗糙度十点高度，见表2-12-3； S——安全系数，常取S≥2。
三、滑动轴承的热平衡计算
热平衡条件是：单位时间内轴承所产生的摩擦热量等于同时 间内流动的油所带走的热量及轴承座散发的热量之和。 对于非压力供油的向心轴承
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