第9章 滑动轴承工作能力设计

1、第第9章章 滑动轴承工作能力设计滑动轴承工作能力设计9.1 概述概述9.2 轴承材料轴承材料9.3 混合润滑滑动轴承的工作能力设计混合润滑滑动轴承的工作能力设计9.4 流体动压滑动轴承的工作能力设计流体动压滑动轴承的工作能力设计象滚动轴承一样，滑动轴承也是支承轴的部件。象滚动轴承一样，滑动轴承也是支承轴的部件。 主要的结构型式为主要的结构型式为整体式整体式对开式（剖分式）对开式（剖分式）整体式径向滑动轴承整体式径向滑动轴承螺纹孔螺纹孔轴承座轴承座轴套轴套缺点：缺点：1）磨损后，间隙过大无法调整；磨损后，间隙过大无法调整； 2）装拆不便（只能从端部装拆）装拆不便（只能从端部装拆）适用场所：适用场

2、所：多用于低速、轻载或间歇性工作场所（非液体润滑）多用于低速、轻载或间歇性工作场所（非液体润滑）9.1 概述概述对开式径向滑动轴承对开式径向滑动轴承便于对中和和防止横向错动便于对中和和防止横向错动优点：优点： 1 )装拆方便装拆方便 2 )轴瓦磨损后可用减少剖分面处的轴瓦磨损后可用减少剖分面处的 垫片厚度来调整轴承间隙垫片厚度来调整轴承间隙FF对开式径向滑动轴承对开式径向滑动轴承轴承座轴承座剖分轴瓦剖分轴瓦联接螺栓联接螺栓螺纹孔螺纹孔剖分面剖分面轴承盖轴承盖对开式调心轴承对开式调心轴承凸球面瓦背凸球面瓦背凹球面支承面凹球面支承面整体轴套整体轴套轴承衬轴承衬滑动轴承的分类滑动轴承的分类按承受载荷

3、分按承受载荷分径向滑动轴承径向滑动轴承推力滑动轴承推力滑动轴承按润滑承载机理分按润滑承载机理分 非流体润滑滑动轴承非流体润滑滑动轴承液体动压轴承液体动压轴承液体静压轴承液体静压轴承流体润滑滑动轴承流体润滑滑动轴承与滚动轴承相比，滑动轴承的主要特点与滚动轴承相比，滑动轴承的主要特点 （1） 适于工作转速特高、特重载的场所；适于工作转速特高、特重载的场所；（3）适于具有特大冲击载荷和振动的场所；适于具有特大冲击载荷和振动的场所；（5） 适于对径向尺寸有限制的场所；适于对径向尺寸有限制的场所；（4） 适于轴承必须剖分安装的场所（适于轴承必须剖分安装的场所（如曲轴支承如曲轴支承）；）；（6） 适于在水

4、或腐蚀性介质中工作。适于在水或腐蚀性介质中工作。（2）能保证轴的支承位置特别精确；能保证轴的支承位置特别精确；9.2 轴承材料轴承材料对轴承材料的要求对轴承材料的要求1）良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性;2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性;3）足够的强度和耐腐蚀性足够的强度和耐腐蚀性;常用轴承材料常用轴承材料金属材料金属材料 如轴承合金、铜合金、铝基合金和铸铁等；如轴承合金、铜合金、铝基合金和铸铁等； 多孔质金属材料；多孔质金属材料；非金属材料非金属材料 如工程塑料、碳如工程塑料、碳石墨等。石墨等。 4）良好的导热性、工艺性、经济性

5、。良好的导热性、工艺性、经济性。1）巴氏合金）巴氏合金锡基合金锡基合金以锡为软基体，内含锡或铜硬颗粒以锡为软基体，内含锡或铜硬颗粒铅基合金铅基合金以铅为软基体，内含锡或铜硬颗粒以铅为软基体，内含锡或铜硬颗粒巴氏合金的优点：巴氏合金的优点：耐磨性、顺应性、嵌藏性好耐磨性、顺应性、嵌藏性好巴氏合金（也称为轴承合金）的缺点：巴氏合金（也称为轴承合金）的缺点：强度低强度低2）铜合金）铜合金锡青铜锡青铜ZQSn10-1、ZQSn6-6-3等；等；铅青铜铅青铜ZQPb30等；等；铝青铜铝青铜ZQAl 9-4等。等。铜合金既可做铜合金既可做轴瓦轴瓦，也可做，也可做轴承衬轴承衬3）铝基轴承合金铝基轴承合金具有

6、较高的强度和耐腐蚀性，且价格具有较高的强度和耐腐蚀性，且价格 较轴承合金和铜合金便宜，故应用广泛。较轴承合金和铜合金便宜，故应用广泛。4）灰铸铁及耐磨铸铁灰铸铁及耐磨铸铁一般用于低速轻载和不受冲击载荷一般用于低速轻载和不受冲击载荷 的场所。的场所。 5）多孔质金属材料多孔质金属材料（粉末冶金粉末冶金）由不同的金属粉末加上硫由不同的金属粉末加上硫 锡、铅及石墨混合后高压成型，再经过高温烧结而锡、铅及石墨混合后高压成型，再经过高温烧结而 成的多孔性成的多孔性 结构材料，所制成的轴承也称含油轴承。结构材料，所制成的轴承也称含油轴承。 6）非金属材料非金属材料塑料、橡胶、硬木等塑料、橡胶、硬木等 9.

7、3 混合润滑滑动轴承的工作能力设计混合润滑滑动轴承的工作能力设计混合摩擦润滑状态混合摩擦润滑状态非完全液体润滑滑动轴承的润滑状态非完全液体润滑滑动轴承的润滑状态设计应保证的工作条件为：设计应保证的工作条件为：边界膜边界膜不遭破坏，维持摩擦表面不遭破坏，维持摩擦表面有润滑油存在有润滑油存在。径向滑动轴承的计算径向滑动轴承的计算（1）验算轴承的平均压力验算轴承的平均压力P（为限制过度磨损为限制过度磨损） PdBFPB轴承宽度（根据宽径比轴承宽度（根据宽径比B/d）确定；）确定； 轴瓦材料的许用压力，轴瓦材料的许用压力，Mpa; （ 其值见表其值见表9.1） P1. 混合润滑径向滑动轴承的工作能力设

8、计混合润滑径向滑动轴承的工作能力设计F作用在轴承上的径向载荷，作用在轴承上的径向载荷，N；（2）验算轴承的验算轴承的PV（为限制轴承温升为限制轴承温升）FPVBd（3）验算轴承的滑动速度验算轴承的滑动速度V（为限制加速磨损为限制加速磨损）60 1000dnVV轴径圆周速度，即滑动速度。轴径圆周速度，即滑动速度。 轴承材料的轴承材料的PV许用值，许用值，Mpa m/s。（其值见表（其值见表9.1）PV60 1000dn19100FnBPV60 1000dnV19100dn V V许用滑动速度，许用滑动速度，m/s，（其值见，（其值见 表表9.1）n 轴颈的转速，轴颈的转速，r/min；例题例题9

9、.1处于边界润滑状态的径向滑动轴承，径向外载荷为处于边界润滑状态的径向滑动轴承，径向外载荷为3.0kN，轴颈的转速为轴颈的转速为1000r/min，工作温度最高为，工作温度最高为130，轴颈允许的最小，轴颈允许的最小直径为直径为65mm。试设计此轴承。试设计此轴承。解：解：（1）初取轴承的内径初取轴承的内径D=75mm。（3）轴承的工作能力计算：轴承的工作能力计算：（2）设轴承的宽径比设轴承的宽径比B/D=1，则轴承的宽度，则轴承的宽度B=D=75mm。1）平均压强的计算）平均压强的计算 FpB D2）速度计算）速度计算 60 1000dnv30000.53375 75MPa75 10003.

10、925/60 1000m s3）pv值计算值计算 0.5333.925/pvMPam s4）查）查表表9.1根据计算的工作参数可选择锡青铜，牌号为根据计算的工作参数可选择锡青铜，牌号为 ZCuSn10P1。其相应的最大许用值为：。其相应的最大许用值为： 15,pMPa2.092/MPa m s 10/ ,vm s15/pvMPa m s30000.53375 75PMPa75 10003.925/60 1000m s2.092/PMPa m s15/pvMPa m s 15,pMPa 10/ ,vm s轴承的工作能力满足要求。轴承的工作能力满足要求。2. 混合润滑推力轴承的工作能力设计混合润滑

11、推力轴承的工作能力设计（1 ）校验平均压强校验平均压强 P（为限制过度磨损为限制过度磨损）FPA1d轴承孔直径，轴承孔直径，mm；2d轴环直径，轴环直径，mm；F轴向载荷，轴向载荷，N；Z推力环的数目；推力环的数目； k考虑承载面积因油沟而减少的系数，随油沟的数目与宽考虑承载面积因油沟而减少的系数，随油沟的数目与宽度的不同取度的不同取 k=0.80.9。 P2221()4aFkddz（2）校验校验pv值（值（为限制轴承的温升为限制轴承的温升）pv030000()FnpvkddzV 推力轴颈平均直径上的圆周速度，推力轴颈平均直径上的圆周速度，m/s。 0()60 1000 2n ddV p、pv

12、 所用材料的许用值所用材料的许用值 ，见，见表表9.1。对于多环轴承因各环受力不均，这些许用值比对于多环轴承因各环受力不均，这些许用值比表表9.1中值要降中值要降低低20%30%。23Vdxdydzz)(12Vdxdy12V uy9.4 流体动压滑动轴承的工作能力设计流体动压滑动轴承的工作能力设计1. 流体动压润滑的机理流体动压润滑的机理推导基本方程的合理假设：推导基本方程的合理假设：1）流体为牛顿流体；流体为牛顿流体； 2）流体为层流流动；流体为层流流动；3）流体不可压缩；流体不可压缩；4）忽略流体的惯性力和重力；忽略流体的惯性力和重力；5）沿膜厚方向油膜压力不变。沿膜厚方向油膜压力不变。x

13、zzdxdydxdzdydz2121V21VVdV21VdxdyVdVPdydzdxdydzz)( uyxzdydzdxxPP)(对微单元油膜求对微单元油膜求 X 方向的平衡方程，方向的平衡方程，得得：pdydz dxdydxdydzz)(dydzdxxPP)(dxdy整理后得：整理后得：zxp（9.6） 假设流体为牛顿流体，则有物理方程假设流体为牛顿流体，则有物理方程：将式将式（9.7）代入式代入式（9.6），），得：得：22puxz （9.8）uz （9.7）将式（将式（9.8）积分，得到油膜沿着膜厚方向（）积分，得到油膜沿着膜厚方向（z轴轴）的速度分布）的速度分布: 21212puzC

14、zCx 根据边界条件：根据边界条件： z=h时，时，u=0；z=0时，时，u=Uh。则积分常数。则积分常数C1、C2分别为分别为: huC 221hxPhuCh；21()2puzzhxhhzUh0 xhqudz3122hhphUx 润滑油单位时间内沿润滑油单位时间内沿x方向，流过任意截面单位宽度面积的方向，流过任意截面单位宽度面积的体积流量为体积流量为： 假设润滑油沿假设润滑油沿y 轴不流动（无端泄），且不可压缩流体流量轴不流动（无端泄），且不可压缩流体流量是连续的，则在任何截面上的是连续的，则在任何截面上的qx都是常数，即都是常数，即:xdqdx3()012dhpdxx2hU dhdx整理后

15、得整理后得:316hpdhUxdx h一维雷诺方程一维雷诺方程 由由一维雷诺方程一维雷诺方程可得出形成流体可得出形成流体动压润滑油膜压力动压润滑油膜压力的基本条件：的基本条件： 03()6hhhpUxh（4）有足够充足的供油量。有足够充足的供油量。（1）润滑油要具有一定的粘度。润滑油要具有一定的粘度。（2）两摩擦表面要具有一定的两摩擦表面要具有一定的 相对滑动速度。相对滑动速度。（3）相对滑动的表面要形成相对滑动的表面要形成 收敛的楔形间隙。收敛的楔形间隙。0 xpuhmaxPhh0h h0hh0h h00px0pxh = h0 ，0pxmaxPP速度分布速度分布zh1 h0h2x（2） （b

16、）图为轴颈开始转动时，转速极低，带入轴承间隙中的）图为轴颈开始转动时，转速极低，带入轴承间隙中的 油量较少，轴瓦给轴颈的摩擦力与轴颈表面圆周速度相反，迫使油量较少，轴瓦给轴颈的摩擦力与轴颈表面圆周速度相反，迫使轴颈沿孔壁向左爬升；轴颈沿孔壁向左爬升；2 流体动压径向滑动轴承的主要几何参数流体动压径向滑动轴承的主要几何参数d径向滑动轴承形成流体动力润滑的的过程径向滑动轴承形成流体动力润滑的的过程D（1） （a）图为轴颈静止时，轴颈在最低位置与轴瓦接触；）图为轴颈静止时，轴颈在最低位置与轴瓦接触；（b）（3）随着轴颈转速增大，带入楔形空间的润滑油增加，动力随着轴颈转速增大，带入楔形空间的润滑油增加

17、，动力油膜将轴颈向右浮起。油膜将轴颈向右浮起。FFfFFfF（a）F（c）FF径向滑动轴承的主要几何参数径向滑动轴承的主要几何参数直径间隙：直径间隙：dD 半径间隙：半径间隙：2/rR（1）相对间隙：相对间隙：rd偏心距：偏心距：ooe1Pmax（2）偏心率：偏心率：eD doeo1o1Pmaxo（3）偏位角偏位角和轴承包角和轴承包角径向滑动轴承稳定工作时，径向径向滑动轴承稳定工作时，径向外载荷外载荷 F 与轴承孔和轴颈中心与轴承孔和轴颈中心连心线之间的夹角连心线之间的夹角称为偏位角称为偏位角 F轴承包角轴承包角一般为一般为120和和180（4）最小油膜厚度最小油膜厚度hminminhe（5）

18、承载区内任意处的油膜厚度承载区内任意处的油膜厚度h(1)rxcoshRre (1cos )xe3 流体动压径向滑动轴承的工作能力设计流体动压径向滑动轴承的工作能力设计1）磨粒磨损：）磨粒磨损：由残留切屑或润滑油中的污物颗粒造成；由残留切屑或润滑油中的污物颗粒造成；5）刮伤：）刮伤：由硬颗粒或轴径表面的粗糙轮廓峰顶引起。由硬颗粒或轴径表面的粗糙轮廓峰顶引起。2）胶合：）胶合：温升过高使轴承和轴颈发生胶合导致粘着磨损；温升过高使轴承和轴颈发生胶合导致粘着磨损；4）疲劳剥落：）疲劳剥落：接触变应力反复作用的结果；接触变应力反复作用的结果；3） 腐蚀磨损腐蚀磨损 润滑油在使用过程中生成润滑油在使用过程

19、中生成酸性物质酸性物质或生成或生成黑色黑色 硬质氧化硬质氧化蚀导致蚀导致点状剥落点状剥落和腐蚀磨损和腐蚀磨损 ； 前三项为主要失效形式。前三项为主要失效形式。设计准则：设计准则：保证轴承具有一定承载能力的同时严格控制温升。保证轴承具有一定承载能力的同时严格控制温升。（1）承载量的设计承载量的设计流体动压润滑径向滑动轴承，取其承载量为：流体动压润滑径向滑动轴承，取其承载量为：zFF21( , )cos()0Bpyrd dy PdBFC2pFCBd22FvB润滑油的动力粘度，润滑油的动力粘度，Pas；轴颈的角速度，轴颈的角速度，rad/s。CP 承载系数承载系数 式中：式中：承载系数承载系数CP越

20、大，越大，承载能力越大。承载能力越大。B/d0.30.40.50.60.650.70.750.800.850.30.05220.08260.1280.2030.2590.3470.4750.6991.1220.40.08930.1410.2160.3390.4310.5730.7761.0791.7750.50.1330.2090.3170.4930.6220.8191.0981.5722.4280.60.1820.2830.4270.6550.8191.0701.4182.0013.0360.70.2340.3610.5380.8161.0141.3121.7202.3993.5800.80

21、.2870.4390.6470.9721.1991.5381.9652.7544.0530.90.3390.5150.7541.1181.3711.7452.2483.0674.4591.00.3910.5890.8531.2531.5281.9292.4693.3724.808表表9.2 有限宽轴承的承载量系数有限宽轴承的承载量系数 CP （节选）（节选）比较轴承的承载量系数比较轴承的承载量系数 CP和宽径比和宽径比B/d、偏心率、偏心率间的关系。间的关系。 但最小油膜厚度但最小油膜厚度hmin受到轴颈和轴承表面粗造度、轴的刚性受到轴颈和轴承表面粗造度、轴的刚性 及轴承与轴颈的几何形状误差等

22、的限制。应满足：及轴承与轴颈的几何形状误差等的限制。应满足： min(1)hrx 偏心率偏心率x 愈大则愈大则 hmin 愈小愈小，轴承的承载能力就愈大轴承的承载能力就愈大 。12 ()zzhS RRminhe(1)rx h21,zzRR分别为轴、轴承孔表面粗糙度十点高度。分别为轴、轴承孔表面粗糙度十点高度。S安全系数，安全系数， 常取常取S2。（3）轴承的热平衡计算）轴承的热平衡计算温升的原因：温升的原因：轴承工作时摩擦功耗转变为热量轴承工作时摩擦功耗转变为热量,使润滑油温度升高使润滑油温度升高。 温升过高的后果：温升过高的后果：轴承承载能力降低轴承承载能力降低 。21QQQQ轴承摩擦所产生

23、的热量；轴承摩擦所产生的热量；1Q流出的油带走的热量；流出的油带走的热量；2Q轴承表面通过辐射和传导散发的热量。轴承表面通过辐射和传导散发的热量。,)(01ittcqQ,vfQ)(02iSttdBQ热平衡计算的目的：热平衡计算的目的：将轴承的温升限制在允许的范围内。将轴承的温升限制在允许的范围内。达到热平衡状态的条件为：达到热平衡状态的条件为： q 润滑油流量，按润滑油流量系数求出，润滑油流量，按润滑油流量系数求出，m3/s； 润滑油的密度，对矿物油为润滑油的密度，对矿物油为850900kg/ m3； c 润滑油的比热容，对矿物油为润滑油的比热容，对矿物油为16752090J/(Kg)； t0

24、油的出口温度，油的出口温度，； t1油的入口温度，通常由于冷却设备的限制，取为油的入口温度，通常由于冷却设备的限制，取为3540；S为轴承的表面传热系数（取值见教材）；为轴承的表面传热系数（取值见教材）； B轴承宽度（根据宽径比轴承宽度（根据宽径比B/d）确定；）确定； d 轴的直径。轴的直径。,)(01ittcqQ,vfQ)(02iSttdBQ热平衡条件：热平衡条件： Q = Q1 + Q2 即即fFv 0()sidB tt 0()iq c ttq润滑油流量润滑油流量润滑油的密度润滑油的密度c润滑油的比热容润滑油的比热容0t油的出口温度油的出口温度it油的进口温度油的进口温度s轴承的表面传热

25、系数轴承的表面传热系数21QQQ)()(00iSittdBttcqfPvittt0vBdq 润滑油流量系数。润滑油流量系数。)(02iSttdBQvfQ，)(01ittcqQ，vvBdqcSPf=t润滑油的温度差，单位为润滑油的温度差，单位为C。f摩擦系数摩擦系数55.0Pf5 . 1)/(Bd（当（当B/d 1）1（当（当B/d 1）)()(00iSittdBttcqfPv轴承承载能力计算时，涉及到的几种温度及其关系轴承承载能力计算时，涉及到的几种温度及其关系it润滑油的入口温度，单位为润滑油的入口温度，单位为C。0t润滑油的出口温度，单位为润滑油的出口温度，单位为C。t润滑油的温度差，单位

26、为润滑油的温度差，单位为C。mt润滑油的平均温度，单位为润滑油的平均温度，单位为C，是计算承载能力的依据，是计算承载能力的依据20tttim2tti注意：注意：润滑油从入口到出口润滑油从入口到出口 的过程温度逐渐升高。的过程温度逐渐升高。tm的具体要求请见的具体要求请见教材教材具体设计时，应先给定平均温度具体设计时，应先给定平均温度tm然后计算：然后计算：ittt0vvBdqcSPf=再计算入口温度：再计算入口温度：2tttmi当：当：Cti4035Cti4035轴承不易达到热平衡状态，应加大间隙并轴承不易达到热平衡状态，应加大间隙并适当降低轴瓦表面粗糙度，再行计算。适当降低轴瓦表面粗糙度，再

27、行计算。轴承易达到热平衡状态，轴承承载能力富裕，轴承易达到热平衡状态，轴承承载能力富裕，可适当加大轴瓦表面粗糙度，再行计算。可适当加大轴瓦表面粗糙度，再行计算。（4）参数选择）参数选择 宽径比宽径比B / d一般轴承的宽径比一般轴承的宽径比B / d 的范围：的范围：0.3 1.5宽径比小：宽径比小：增大端泄量降低温度。增大端泄量降低温度。运转的平稳性好。运转的平稳性好。承载能力下降。承载能力下降。PPFF宽径比大：宽径比大：端泄速度慢，不利于散热。端泄速度慢，不利于散热。宽度宽度B大，支承刚度好。大，支承刚度好。承载能力大。承载能力大。高速轴承高速轴承B/d 宜选较小值；宜选较小值；有支承刚

28、度要求有支承刚度要求B/d宜选较大值宜选较大值详细内容见教材详细内容见教材FF不同宽径比不同宽径比dB/轴承的压力分布轴承的压力分布dD B=131=12（a）F（a）图：周向分布图：周向分布（b）图：轴向分布图：轴向分布Bd=14（b）Bd= 相对间隙相对间隙一般轴承选取一般轴承选取的经验公式：的经验公式：931941060n选取的依据：选取的依据：载荷载荷和和速度速度n轴颈转速，轴颈转速，r/min 。 载荷大，载荷大， 选小值（选小值（hmin小）小）转速高，转速高， 选大值，端泄速度高，散热快。选大值，端泄速度高，散热快。详细内容见教材详细内容见教材 理论相对间隙：理论相对间隙：rd

29、轴承的动力粘度轴承的动力粘度轴承的动力粘度轴承的动力粘度对轴承的承载能力、功耗和温升影响很大。对轴承的承载能力、功耗和温升影响很大。平均温度平均温度tm过低，粘度过低，粘度较大，算出的承载能力偏高，反之较大，算出的承载能力偏高，反之承载能力偏低。计算时，应先初选平均温度承载能力偏低。计算时，应先初选平均温度tm =5075CpCdBF2步骤：步骤：初选初选tm初选初选验算验算ti如不满足如不满足ti= 3540C ，应重新选择动力粘度，应重新选择动力粘度再做计算再做计算粘度粘度的两种计算方法的两种计算方法（a）方法）方法一（一般轴承初选粘度一（一般轴承初选粘度步骤）步骤）再按公式（再按公式（4

30、-4，P53）：）：/（b）方法二）方法二13766010n /根据轴承平均温度根据轴承平均温度tm（一般（一般tm = 5075 C）初选运动粘度）初选运动粘度 ；tm =（ 3540C）根据轴颈转速根据轴颈转速n初选粘度初选粘度：根据根据验算运动粘度验算运动粘度 :根据运动粘度根据运动粘度 验算平均温度验算平均温度:完成设计后再按热平衡条件验算轴承的入口温度完成设计后再按热平衡条件验算轴承的入口温度ti 并应使：并应使：ti =（ 3540C）例题例题9.2 设计一机床的液体动力润滑径向滑动轴承，载荷垂直向下，设计一机床的液体动力润滑径向滑动轴承，载荷垂直向下，工作情况稳定，采用对开式轴承

31、。已知工作载荷工作情况稳定，采用对开式轴承。已知工作载荷F=100000N，轴颈，轴颈直径直径d=200mm，转速，转速n=500r/min，在水平剖分面单侧供油。，在水平剖分面单侧供油。解：解：1选择轴承宽度、轴瓦材料、润滑油牌号及配合选择轴承宽度、轴瓦材料、润滑油牌号及配合（1） 选择轴承宽度选择轴承宽度根据机床轴承常用的宽径比范围，取宽径比为根据机床轴承常用的宽径比范围，取宽径比为1。则轴承宽度。则轴承宽度(/)BB dd0.2m1 0 .2（2）按非液体滑动轴承的设计准则选择轴瓦材料按非液体滑动轴承的设计准则选择轴瓦材料 1）计算轴颈圆周速度计算轴颈圆周速度60 1000dnv200

32、50060 10005.23/m s2）计算轴承工作压力计算轴承工作压力FpdB2.5MPa1000000.2 0.22）计算相应的运动粘度计算相应的运动粘度 取润滑油密度取润滑油密度3）计算计算PV值值13/pvMPa m s查查表表9.1，轴承材料为，轴承材料为ZCuSn10P1。（3）选择润滑油牌号选择润滑油牌号1）初估润滑油动力粘度初估润滑油动力粘度 由式（由式（9.24）：）： 1376()6010n0.034Pa s1376500()60103900/kg m610v 由式由式（2.7）：）：38cSt60.034109003） 选定平均油温选定平均油温现选平均油温现选平均油温Ct

33、m501）估算相对间隙由式（估算相对间隙由式（9.23）49319()6010n取取为为0.00125（4）选择配合选择配合0.00149319500()60102）估算直径间隙估算直径间隙d 0.00125 200mm0.25mm67Fd0.0790.0502000.1700.216200根据直径间隙根据直径间隙=0.25mm，按，按GB/T1801-1999选配合选配合查得轴承孔尺寸公差为查得轴承孔尺寸公差为:，轴颈尺寸公差为轴颈尺寸公差为:。2润滑状态的计算润滑状态的计算（1）计算最大、最小间隙计算最大、最小间隙（2）计算最大、最小相对间隙计算最大、最小相对间隙00079( 0.216)mmmm 0050( 0.170)mmmm maxmin0.295mm0.22mmmaxmaxd0.2950.0015200minmind0.220.00112000.25 minminmax 0.00125max2） 换算出润滑油在换算出润滑油在t m=50时的动力粘度时的动力粘度1）按按 t=50查出粘度等级为查出粘度等级为68的润滑油的运动粘度由图的润滑油的运动粘度由图2.9 查得：查得：sPa036. 010409001066505050 =40cSt（3）计算承载量系数计算承载量系数由式由式（9.16）计算出承载系数计算出承载系数CP2max12.992pF