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设计案例
设计一机床用的液体动压润滑径向滑动轴承，载荷垂直向下，工作情况稳定，采用剖分式轴承。

已知工作载荷F=100000N，轴颈直径d=200mm，转速n=400r/min，在水平剖分面单侧供油。

解：
一、选择轴承结构和材料
选择正剖分式径向滑动轴承，由水平剖分面单侧供油，轴承包角β=180°，轴承材料按p≤[p],v≤[v],pv≤[pv]进行选取。

1）选择轴承宽径比
通常宽径比在0.3～1.5范围内，根据机床常用的宽径比范围，取宽径比B/d=1
2）计算轴承宽度
mm
d d B B 2002001=⨯=⨯=)/(3）计算轴颈圆周速度
s
m dn
/.194100060400
200100060=⨯⨯⨯=⨯=ππν4）计算轴颈平均压力
MPa dB F p 522
020100000...=⨯==
5）计算pv值
MPa
pv/
m
s
4
19
5
10
2
⨯
.
=5
.
=
.⋅
6）选择轴瓦材料
查常用金属轴承材料性能表，在保证p≤[p],v≤[v],pv≤[pv] 的条件下，选定轴承材料为ZCuSn10Pl
1）初估润滑油粘度 二、承载能力计算
s Pa n ⋅===--036010
60400106067316731.)/()/('////η2）计算相应的运动粘度 取润滑油密度 3900m
kg /=ρs mm m kg s Pa /.)/()(''26634010900
036010=⨯=⨯⋅=ρηυ
3）选定润滑油牌号
参照表选定全损耗用油L-AN68
4）初选平均油温
现选平均油温t m =50℃
5）按t m =50℃查出L-AN68的运动粘度为 s mm /25040=υ
6）换算出L-AN68于50℃时的运动粘度
s
Pa ⋅≈⨯⨯==-036010409006
5050.ρυη7）计算相对间隙 4/94/931/931/9(/60)(400/60)0.0008410
10n ψ≈=≈8）计算轴承量系数 22
1000000.00084 1.17220.036 4.190.2P F C vB ψη⨯===⨯⨯⨯
9）求出轴承偏心率
根据C P 及B/d 的值，查C P -
表，偏心率 χ0.579χ=10）计算最小油膜厚度
min 200(1)0.00084(10.579)35.36422
d h m ψχμ=-=⨯⨯-=11）确定轴颈轴承孔表面粗糙十点高度 查得轴颈R Z1=0.0032mm ，轴承孔R Z2=0.0063mm
12）计算许用油膜厚度 取安全系数S=2，则 []m
R R S h Z Z μ190063000320221=+⨯=+=)..()([]
min h h >满足要求。

1）计算轴承与轴颈的摩擦因数
三、热平衡计算
因轴承的宽径比B/d=1，取随宽径比变化的系数 1=ξ摩擦因数计算为
60.550.036(2400/6)
0.550.0008410.0027
0.00084 2.510f p πηωψξψππ=⋅+⨯⨯=⋅+⨯⨯=⨯
2）查图计算耗油量系数
由宽径比B/d=1及偏心率
查图，得耗油量系数 6300.=χ/0.135
q vBd ψ=3）计算润滑油温升
按润滑油密度 3
900m kg /=ρ，去比热容C=1800J/（kg·℃） 表面传热系数
C mm W s
⋅=280/α,则：
6()()0.0027() 2.5100.0008427.6998018009000.1350.00084 4.19
s f p
t q C vBd v
C ψ
παρψψπ∆=+⨯⨯==⨯⨯⨯+⨯
4）计算润滑油入口温度
127.6995036.1522
m t t t C ∆=-=-=因一般取t 1=30～40℃，故上述入口温度适合。

5）校核轴承的轴承能力、最小油膜厚度及润滑油温升
根据直径间隙 d ψ=∆，按照GB1801-1979选择配合的类别， 查出轴承孔和轴颈的尺寸公差后，计算该配合下的最大间隙 max ∆min ∆及 。

要求改平均直径间隙与计算得出的相近。

然后按实际 max ∆min ∆及 分别进行校核。

如果在允许值范围内，则绘制轴承工作图；否则 需要重新选择参数，再作设计及校核计算。

（为简便，本案例省 略此步）。