滑動軸承參數選擇

寬徑比B*
    通常B*在0.3～1.5范圍內。小寬徑比有利于:增大壓力(單位面積載荷)而提高運轉穩定性;增加流量而降低溫升;減小摩攘面積而降低摩擦功耗;減小軸向尺寸而減少占用空間。但承載能力也將降低，油膜壓力分布曲線變得陡峭，易于出現軸瓦材料局部過熱現象。
    選取寬徑比時要考慮軸承的載荷、速度、軸的撓性及對轉子系統剛度的要求，表13.6一可供參考。
  一般常用機器的B*值見表13.1-53。
  
相時間隙ψ(GB/T21466.3-2008)
    軸承間隙對軸承運轉特性有很大影響。由于軸頸和軸瓦孔的制造誤差，軸承間隙也有上、下偏差，因此，相對間隙也有上、下偏差ψmax和ψmin。計算時以平均相對間隙ψm為基礎。    
   選定平均相對間隙ψm時要考慮許多影響因素，(例如:軸頸的溫升、軸頸與軸瓦線脹系數的差異等)，但實踐證明，表13.6-4給出的僅考慮直徑和滑動速度的經臉許用值還是很有價值的。

實踐證實，也可按下面的近似公式計算平均相對間隙ψm的近似值

式中  v--軸頸線速度。
    建議優先從下面數列中選取軸承相對間隙價ψm;
0.56‰，0.8‰、1.12‰1.32‰,1.6‰, 1.9‰,2.24‰、3.15‰。
    經驗表明，有時很難按公差配合標準選定合適的配合間隙。
潤滑油粘度η
    選用高粘度潤滑油，軸承承載能力高，流量小，摩擦功耗大，故軸承溫升高。但油溫高，潤滑油粘度下降，因而靠提高潤滑油枯度來增加軸承承載能力有一定限制。
    一般滑動軸承，根據轉速，按下列公式選取潤滑油粘度，可以保證軸承溫升不致過高

式中  η—潤滑油粘度(Pa/s)。
       n—軸頸轉速(r/s )。
計算所得粘度應為有效油溫下的枯度。

最小油膜厚度的極限值從h2lim( GB/T21466. 3-2008)
    為確�；瑒虞S承在液體潤滑狀態下安全運轉，應限定最小油膜厚度極限值，以使磨損降到最低程度和減小軸承對裝配、制造誤差的敏感性。
    表征由混合摩擦過渡到流體摩擦的最小油膜厚度極限值可由下式計算:

式中  RzB—軸瓦表面輪廓最大高度;
      Rzj—軸頸表面輪廓最大高度;
        γ—軸頸傾斜角;
         y—軸撓曲變形在軸承端面出現的撓度;
         aoff—有效波紋度。
    對中間受載的雙支點軸(圖13.6-30a) ,撓度γ的計算式為

對懸臂受載的雙支點軸(圖13. 6-30b)，撓度γ的計算式為


 用式(13.6-14)計算最小油膜厚度極限值十分困難。當Rz≤4μm,滑動表面的幾何誤差很小、裝配良好，潤滑劑經過仔細過濾，可以按表13.6-5給出的經驗值確定最小油膜厚度極限值h2lim。

軸承允許的極限溫度θBlim( GB/T1466.3-2008)
    軸承允許的極限溫度θBlim。取決于軸瓦材料和潤滑油。隨著軸承溫度的升高，軸瓦材料的硬度和強度將有所下降，對鉛基和錫基軸承合金這種低熔點合金，其效應尤為顯著。
    當溫度高于800℃時，以礦物油為基礎油的潤滑油老化速度將加快。影響潤滑油老化速度的還有潤滑油總量與潤滑油流量的比值。
    通常以出口油溫θ0代表軸承溫度θB�？紤]到軸承溫度場的最高溫度大于出口油溫θ0，表13.6-6給出允許的軸承極限溫度θBlim的經驗值。
 

軸承允許的極限載荷Plim (GB/T1466.3-2008)
    規定軸承允許的極限載荷Plim是為了保證滑動表面的變形不致影響軸承的正常功能和滑動表面不出現裂紋。除軸瓦材料外，影響Plim的決定性因素還有:加工方法、軸瓦襯層厚度和幾何形狀。除此之外，還要考慮軸承是否負載起動。如果軸承起動時載荷達到2.5～3.0 MPa，就有必要設置一套靜壓頂起裝置。否則滑動表面將會出現過度磨損。
    表13.6-7給出Plim。的經驗值。

(責任編輯：laugh521521)

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