滑动轴承
认识滑动轴承和滚动轴承轴承
刚性好——
成对的向心、推力轴承组合
轴支承跨距大——
自动调心轴承
装拆要求
经济性要求
单列向心球轴承最便宜滚子轴承较贵；精度越高越贵。
4.滚动轴承固定方法
5.滚动轴承固定方法（内圈固定方法）
5.滚动轴承固定方法（外圈固定方法）
6.轴承的安装和拆卸
6.轴承的安装和拆卸
装 小型轴承——手锤＋辅助套筒 中小型轴承——液压机压内圈 中大型轴承——温差法（加热80-100度）
轴承
一、轴承的功用:是支承轴及轴上零件
二、轴承的分类 1.根据摩擦性质
滑动摩擦轴承(滑动轴承)
滚动摩擦轴承(滚动轴承)
2.按受载方向不同
向心轴承：
向心推力轴承：同时承受径向、轴向载荷
推力轴承：
承受径向力
承受轴向力
径向滑动轴承
滚动轴承 （向心轴承）
滚动轴承 （推力轴承）
推力滑动轴承
§5-2 轴承
拆 ①配合松的小型轴承——手锤＋铜棒敲内圈 ②压力法——拉杆拆卸器（拉马）
d=代号×5(mm)
代号 04~96
例： 说明6208、71210等轴承代号的含义。
6208 为深沟球轴承，尺寸系列(0)2（宽度系列0，直径系列2），内径40 mm，精度P0级； 71210 为角接触球轴承，尺寸系列12（宽度系列1，直径系列2），内径50 mm
4.滚动轴承类型的选择 选择原则：轴承载荷、转速、刚性及调心性能要求、装拆要求、经济性
轴承衬
油沟的形式 滑动轴承安装维护要点
滚动轴承
滚动轴承的结构
1
2
3
4
5
滚动轴承的配合
材料
（二）滚动轴承的代号
第十三章 滑动轴承
2、磨料磨损
定义及机理：
从外部进入摩擦面间的游离硬颗粒或金属表 面较硬的微峰在较软材料的表面上犁刨出很 多沟纹，使金属表面材料脱落，脱落下来的 部分金属粉末又成为新的游离颗粒，这样的 微切削过程就叫磨料磨损。
影响磨损的因素：
材料的硬度和磨粒的尺寸与硬度。
（一般情况下，材料的硬度越高，耐磨性越好；金属 的磨损量随磨粒平均尺寸的增加而增大，随磨粒硬 度的增高而加大。）
4、腐蚀磨损
摩擦副受到空气中的酸或润滑油、燃油 中残存的少量无机酸（如硫酸）及水份 的化学作用或电化学作用，在相对运动 中造成表面材料的损失叫做腐蚀磨损。
三、润滑剂
润滑剂的作用：
在相对运动的表面间加入润滑剂，可以 降低摩擦，减少磨损，提高效率，延长 机体寿命，同时还有冷却、防腐、密封 等作用。
粘温特性与粘压特性
影响润滑油粘度的主要因素是温度 和压力，其中温度的影响最显著；
一般温度越高，粘度越小；压力增 大，粘度增大(5000kPa)。
2 油性：
润滑油在金属表面上的吸附能力。油 性好的润滑油，其油膜吸附力大且不 易破。 3 极压性能： 润滑油中的活性分子与摩擦表面形成 抗磨损和耐高压的化学反应膜称为极 压性能。
根据摩擦表面间存在润滑剂的情况，摩擦 又分为： 干摩擦； 边界摩擦； 液体摩擦； 混
干摩擦是指表面间无任何润滑剂或保护膜的纯金属 接触时的摩擦。此时，摩擦系数最大，f>0.3，伴 随有大量的摩擦功损耗和严重的磨损，在滑动轴承 中表现为强烈的升温，甚至把轴瓦烧毁。所以在滑 动轴承中不允许出现干摩擦。
3、固体润滑剂
常用固体润滑剂：
无机化合物、有机化合物、金属以及金属 化合物等。如石磨、二硫化钼、聚四氟乙 烯、酚醛树脂等。
滑动轴承
机械设计
第十章 滑动轴承 第九章
31
四、承载能力和索氏数S0
β— 轴承包角，轴瓦连续包围轴颈所对应的角度。(P221)
φ— 从 OO 起至任意 膜厚处的油膜角。
α1+α2— 承载油膜角
φ1— 油膜起始角 φ2— 油膜终止角 p=pmax处：h=h0，φ=φ0
机械设计
第十章 滑动轴承 第九章
32
（P222 式10-19）
流出 流入
Δt— 油温升 Δt = t2－t1
1 1 t m (t 1 t 2 ) t 1 t 75C 平均温度： 2 2
33
积分一次得任意φ处的油膜压力pφ：
p dp
1
6
2
1
(cos cos0 ) d 3 (1 cos )
在φ1至φ2区间内，沿外载荷方向单位宽度的油膜力为：
F1 p cos[180 ( )]rd
1 2
对有限宽轴承，若不计端泄，油膜承载力F为：
p 0 x
，油压为增函数；
可见，对收敛形油楔，油楔内各处油压大
于入口、出口处油压→正压力→承载。
e e
e e
e e
h>h0 p>0 x
p x =0
h<h0 p x <0
p 静止件 x =0 p=0
e e
机械设计 ※若二板平行：
p x
第十章 滑动轴承 第九章
26
任何截面处h=h0， =0 ，不能产生高于出口、入口处的 油压→不能承载。 v
8
2、推力轴承（方法同径向轴承）（自学） 结构：空心、实心、单环、多环
实心式：
机械设计8—滑动轴承
3. 许用油膜厚度[h] ] 在其他条件不变的情况下， 在其他条件不变的情况下，外载荷 F↑，动压润滑轴承的 ↑ hmin↓ ，轴承、轴颈表面的微观凸峰可能直接接触，而不能实现 轴承、轴颈表面的微观凸峰可能直接接触， 液体润滑。 液体润滑。 显然，要想实现液体润滑，应满足如下条件： 显然，要想实现液体润滑，应满足如下条件： hmin ≥ [h]= S ( Rz1 + Rz2 ) ] 式中： 式中： S — 安全因数 ， S ≥2，一般可取 S=2 一般可取 RZ1，RZ2 —轴颈和轴承孔表面粗糙度，µm 轴颈和轴承孔表面粗糙度， 轴颈和轴承孔表面粗糙度
特点
应用
2．极大型的、极微型的、极简单的场合；如自动化办公设备等。 极大型的、极微型的、极简单的场合；如自动化办公设备等。 极大型的 3．结构上要求剖分的场合；如曲轴用轴承。 结构上要求剖分的场合； 结构上要求剖分的场合 如曲轴用轴承。 4．受冲击与振动的场合；如轧钢机。 受冲击与振动的场合；如轧钢机。 受冲击与振动的场合
ψ = δ /r → δ = ψ . r =0.001x60 = 0.06mm x χ = 1-[h]/δ = 1 -9.6x10-3/0.06 = 0.84 - ] x
查表12-7，B/d = 108/120=0.9 得到 ， / 查表 /
χ
Cp
0.80 3.067
0.85 4.459
插值计算：Cp = 4.181
§8-2 径向滑动轴承的主要类型
一、整体式 结构简单，成本低， 间隙无法 结构简单，成本低，但间隙无法 补偿，且只能从轴端装入， 补偿，且只能从轴端装入，适用 低速、轻载或间歇工作的场合。 低速、轻载或间歇工作的场合。 无法用于曲轴。 无法用于曲轴。 二、对开式（剖分式） 对开式（剖分式）
滑动轴承
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算
二、径向滑动轴承形成流体动力润滑时的状态
F
△
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算3
F
F
a
o1 o
D d
o1 o o
o1
h m in
e
初 始
◆
◆ ◆
状
态
稳定工作状态
演示
轴承的孔径D和轴颈的直径d名义尺寸相等；直径间隙Δ是公差形成的。
轴颈上作用的液体压力与F相平衡，在与F垂直的方向，合力为零。 轴颈最终的平衡位置可用φa和偏心距e来表示。
◆ 轴承工作能力取决于hlim，它与η、ω、Δ和F等有关，应保证hlim≥[h]。
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算
三、径向滑动轴承的几何关系和承载量系数 最小油膜厚度：hmin= δ－e ＝ rψ(1-χ) 其中： 相对间隙，ψ ＝ δ / r ＝ Δ / d ψ—
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算4
径向滑动轴承的典型结构2
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)
特
点：结构复杂、可以调整磨损而造成的 间隙、安装方便。
(虚拟演示)
应用场合：低速、轻载或间歇性工作的机器中。
滑动轴承的典型结构
三、止推滑动轴承的结构
F F
a a
径向滑动轴承的典型结构3
止推滑动轴承由轴承座和止推轴颈组成。常用的轴颈结构形式有：
润滑脂牌号表
滑动轴承润滑剂的选择
二、润滑油及其选择
◆ ◆ ◆
滑动轴承润滑剂的选择2
特
点： 有良好的流动性，可形成动压、静压或边膜界润滑膜。
适用场合：不完全液体滑动轴承和完全液体润滑滑动轴承。 选择原则：主要考虑润滑油的粘度。 转速高、压力小时，油的粘度应低一些；反之，粘度应高一些。 高温时，粘度应高一些；低温时，粘度可低一些。
第十二章滑动轴承
二、摩擦状态 1.干摩擦 固体表面直接接触，因而 →功耗↑ 磨损↑ 不许出现干摩擦！ 2.边界摩擦 运动副表面有一层厚度<1 μ m 的薄油膜， 不足以将两金属表面分开，其表面微观高峰 部分仍将相互搓削。
vv
温度↑ →烧毁轴瓦
v
比干摩擦的磨损轻， f ≈ 0.1~0.3 3.液体摩擦 有一层压力油膜将两金属表面隔开，彼此不 直接接触。 摩擦和磨损极轻， f ≈ 0.001~0.01
v
在一般机器中，处于以上情况的混合状态。 边界摩擦
f
混合摩擦 液体摩擦
o
摩擦特性曲线
η n/p
称无量纲参数η n/p 为轴承特性数η -动力粘度， p-压强， n-每秒转数。
三、磨损 典型的磨损过程 1、磨合磨损过程 在一定载荷作用下形成一 个稳定的表面粗糙度，且在以 后过程中，此粗糙度不会继续 改变，所占时间比率较小。
二、轴瓦的结构
厚壁轴瓦 卷制轴套 薄壁轴瓦 轴瓦非承载区内表面开有进油口和油沟，以利于润滑油均匀分布 在整个轴径上。 进油孔 油沟 F
整体轴套
油沟形式
d
宽径比 B/d----轴瓦宽度与轴径直径之比， 是重要参数。 液体润滑摩擦的滑动轴承: 非液体润滑摩擦的滑动轴承: B/d=0.5~1 B/d=0.8~1.5
常采用自动调心式轴承，一般 B/d=0.5~1.5。
2、止推（推力）滑动轴承 作用：用来承受轴向载荷 结构特点：由轴承座和止推轴颈组成
a)实心式
b)空心式
c)单环式
d)多环式
§12-2
滑动轴承的失效形式、轴（轴承衬）瓦材料、结构 和轴承润滑
一、失效形式： 1、磨粒磨损 2、刮伤 3、胶合 4、疲劳剥落 5、腐蚀
滑动轴承
转速高、压力小时 选粘度低的油； 转速低、压力大时 选粘度高的油； 较高温度下工作时 用粘度高些的油。
压力高、滑动速度低时，选 择 针入度小的脂； 反之，选择 针入度大的脂； 润滑脂的滴点一般应高于轴 承工作温度约20—30℃。
二、润滑方式及润滑装置
1、油润滑
连续润滑：比较重要的轴承应当采用连续润滑方式 轴颈
三、滑动轴承的特点
1．承载能力大，耐冲击； 2．工作平稳，噪音低； 3．结构简单，径向尺寸小，轴向尺寸大。
四、滑动轴承的应用场合 １．高速、高精度、重载的场合；如汽轮 发电机、水轮发电机、机床等； ２．极大型的、极微型的、极简单的场合； 如自动化办公设备等； 3．结构上要求剖分的场合；如曲轴轴承； 4．受冲击与振动载荷的场合；如轧钢机。
已知：W=16KN，卷筒转速n=35r/min， d=50mm。试求：设计两端滑动轴承。
解：1）求F
当钢绳在卷筒中间时，两端滑动轴承受力相等， 且为钢绳上拉力的一半。但当钢绳绕到卷筒的边缘时 ，一端滑动轴承上受力达最大值，为：（ W=16KN ，n=35r/min，d=50mm）
700 F RB W 800 14000 N
故选用 ZCuSn pb5 Zn5( 锡青铜）合适 5
针阀式油杯
定期旋转杯盖，使空腔体积减小而将润滑脂 注入轴承内，它只能间歇润滑。
旋盖
杯体
旋盖式油杯
§12-5 非液体摩擦滑动轴承的计算
一、径向滑动轴承 1、确定轴承的结构形式并选定轴瓦材料 2、选定宽径比B/d 轴瓦宽度与轴颈直径之比B/d称为宽径比，它是径向 滑动轴承中的重要参数之一。推荐取0.5-1.5的径宽比。
§12-3 滑动轴承的润滑
滑动轴承
普通圆柱蜗杆传动的主要参数
主要参数( 阿基米德蜗杆)
● 模数 m 和压力角α
中间平面
— 包含蜗杆轴线并垂直与蜗轮轴线的平面
的蜗蜗轮杆加蜗相工杆模同数轴—面滚刀蜗滚轮模制端数，面其蜗压几杆力标何轴角准面参模数数及蜗压直轮力径端角面与相配
在中间平面内相当于齿条与齿轮的啮合
正确啮合条件： mx1 = mt2 = m
滚动轴承的寿命计算
轴承寿命：轴承中任一滚动体或内、外圈滚道上出现疲劳点蚀 以前所经历的总转数或在一定转速下所经历的工作小时数。
轴承的基本额定寿命：一批相同的轴承，在相同的条件下运转， 其中90%的轴承不发生疲劳点蚀前所转过的总转数或在一定的 转速下运转的总小时数。
一、滚动轴承寿命计算的基本公式
轴承寿命的疲劳曲线：
Lh
106 60n
C P
h
C——基本额定动负荷，衡量轴承工作能力的主要指标。
基本额定动负荷有两种：
1、径向额定动负荷—主要承受径向负荷的向心轴承（深沟球 轴承、角接触球轴承、圆锥滚子轴承），用Cr表示；
2、轴向额定动负荷—主要承受轴向负荷的推力轴承,用Ca表示。
正常工作温度（1200C）时的额定动负荷C值可查有关手册。
抗冲击能力较差，高速时噪声 大，工作寿命不及液体摩擦滑 动轴承，径向尺寸比滑动轴承 大
滚动轴承的代号
前置代号
基本代号
后置代号
类型代号
尺寸系列代号
内径代号
前置代号：用于表示轴承的分部件，字母表示；
由轴承的宽度系列和直径系列代号
后字分又0用级136780置母别如— — — — —数—，调圆角圆推代或用：字深共心锥接锥力或沟号数轴C6球滚触滚球、字球个：字承轴子球子轴母轴A级用表的承轴轴轴承表C承别于示公承承承和示2，表；差B2表、依示如等2示次轴：级8内、内2由承接分（ 宽 012350径11113— — — 、 、部-2度高的触别027524尺位 窄 正 宽 469系结、— —级结角为寸5数 ； 常 ；列5构特 特到构为2字 ；0：级宽 宽0的）低、1及； 。5、组不级0公5、4成0同，级差00000202。代d以10132直5。— —其、及/—0号345上和径特 轻— —代5材特系级轻 ；4中 重/轻号料0内列；；。、0；的分的径：6角级别特接、为殊触6：要x轴级/求P承2和，、， /P4、/P5、/P6、/P6x和/P0。
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第八章滑动轴承8.1 重点、难点分析本章的重点内容是滑动轴承轴瓦的材料及选用原则；非液体摩擦滑动轴承的设计准则及设计计算；液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算。
难点是液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算及参数选择。
8.1.1 轴瓦材料及其应用对轴瓦材料性能的要求：具有良好的减摩性、耐磨性和咬粘性；具有良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；具有足够的强度和抗腐蚀的能力和良好的导热性、工艺性、经济性等。
常用轴瓦材料：金属材料、多孔质金属材料和非金属材料。
其中常用的金属材料为轴承合金、铜合金、铸铁等。
8.1.2 非液体摩擦滑动轴承的设计计算对于工作要求不高、转速较低、载荷不大、难于维护等条件下的工作的滑动轴承，往往设计成非液体摩擦滑动轴承。
这些轴承常采用润滑脂、油绳或滴油润滑，由于轴承得不到足够的润滑剂，故无法形成完全的承载油膜，工作状态为边界润滑或混合摩擦润滑。
非液体摩擦轴承的承载能力和使用寿命取决于轴承材料的减摩耐磨性、机械强度以及边界膜的强度。
这种轴承的主要失效形式是磨料磨损和胶合；在变载荷作用下，轴承还可能发生疲劳破坏。
因此，非液体摩擦滑动轴承可靠工作的最低要求是确保边界润滑油膜不遭到破坏。
为了保证这个条件，设计计算准则必须要求：p≤[p]，pv≤[pv]，v≤[v]限制轴承的压强p，是为了保证润滑油不被过大的压力挤出，使轴瓦产生过度磨损；限制轴承的pv值，是为了限制轴承的温升，从而保证油膜不破裂，因为pv值是与摩擦功率损耗成正比的；在p及pv值经验算都符合要求的情况下，由于轴发生弯曲或不同心等引起轴承边缘局部压强相当高，当滑动速度高时，局部区域的pv值可能超出许用值，所以在p较小的情况下还应该限制轴颈的圆周速度v。
8.1.3液体动力润滑径向滑动轴承设计计算液体动力润滑的基本方程和形成液体动力润滑（即形成动压油膜）的条件已在第一章给出，这里不再累述。
1．径向滑动轴承形成动压油膜的过程径向滑动轴承形成动压油膜的过程可分为三个阶段：（1）起动前阶段，见图8-1a；（2）起动阶段，见图8-1b；（3）液体动力润滑阶段，见图8-1c；图8-1 径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程对于这一形成过程应掌握如下要点：（1）从轴颈开始转动到轴颈中心达到静态平衡点的过程分析；（2）在给定载荷、轴颈转动方向及偏心距e的大小时，如何确定轴颈的平衡位置；（3）确定轴颈平衡位置后，油膜压力分布的大致情况以及最小油膜厚度h min的位置；（4）影响轴颈静态平衡点位置的主要因素有外载荷F，润滑油粘度η和轴颈转速n。
当外载荷F、润滑油粘度η和轴颈转速n发生变化时，轴心的位置也将随之改变，即e在变化。
2．径向滑动轴承的几何参数设R为轴承孔半径，r为轴颈半径，B为轴承宽度，则径向滑动轴承的主要几何参数为：图8-2 径向滑动轴承的几何参数（1）轴承宽径比B／d（2）轴承半径间隙δ＝R－r＝(D－d)／2（3）轴承相对间隙ψ＝δ／r（4）轴承偏心距e＝OO1（5）轴承偏心率χ＝e／δ（6）最小油膜厚度h min＝δ－e＝δ(1－χ)＝ψr(1－χ)（7）任意位置油膜厚度h＝ψr(1＋χcosφ)（8）在φ＝φ0处，油膜压力最大，最大油膜压力处的油膜厚度为 h 0＝ψr (1＋χcos φ0)以上各项几何参数，可结合图8-2明确意义，掌握其相互关系。
对其中有些参数，如轴承宽径比B /d 和相对间隙ψ，还应了解它们对轴承工作能力的影响，掌握其选用原则。
3．承载量系数C P有限宽轴承油膜的总承载能力为：C P 为滑动轴承的承载量系数，无量纲，C P ↑，轴承承载能力↑。
对于在外载荷作用下给定参数的轴承，可用式C P =F ψ2/ηωdB = F ψ2/2ηvB 求得。
C p 取决于轴承包角β、偏心率χ和宽径比B/d 。
可由表格或曲线查得C P 或偏心率χ，由χ计算出最小油膜厚度h min 。
4．参数选择（1）粘度η粘度大小取决于轴承的平均温度t m ，t m ↑，η↓，承载能力偏高；t m ↓，η↑，承载能力偏低。
设计时：先假定t m ——初选η——初步设计。
校核入口温度若t 1＝３５～４０℃则合适；否则重新计算。
低速、重载滑动轴承要选高粘度的润滑油，便于形成油膜；高速滑动轴承应选用低粘度的润滑油。
因为润滑油内摩擦力几乎与转速平方成正比，转速高，摩擦产生的热量大，使润滑油温度升高，粘度下降，同时还会使轴受热膨胀，间隙缩小，易造成油膜破裂、轴承烧伤。
轴承间隙大，不易形成油膜，且端泄大，应选较高粘度的润滑油。
轴承宽径比大，端泄小，应选粘度低的润滑油。
轴承宽径比与润滑油的粘度值约成反比关系。
（2）宽径比B /d一般轴承的宽径比B /d =0.3~1.5。
高转速滑动轴承，应选较小的B /d 值，这样可使端泄流量增大，以减少温升，但是B /d 小，轴承的承载能力也低。
宽径比B /d 大，轴承承载能力大，但温升高，且长轴颈易变形，制造、装配误差的影响也的较大。
因此，只在低速、重载，轴及轴承刚性好，制造及安装精度高时，宽径比B /d 才取较大值。
宽径比对承载能力的影响见图8-3。
宽径比B /d 的选择还与压强p 的选择密切相关，p 选得大些可以减小轴承的尺寸，并提高轴承运转的稳定性；但p 取得过大，会使油膜变薄，容易因油质或加工、装配质量问题而被破坏。
p 2C dB F ψηω=图8-3宽径比对承载能力的影响（3）相对间隙ψ轴承中的一些特性参数是相对间隙ψ或半径间隙δ的函数，承载量系数C p 是ψ2的函数，所以间隙值对轴承性能影响很大。
相对间隙主要根据载荷和速度选取。
速度高时，ψ值应大些；载荷越大，ψ值应越小。
直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时，ψ值取小些。
一般机器常用的ψ值可查阅有关的技术资料，也可以由经验公式求得。
（4）最小油膜厚度h min↓（即χ↑）,轴承的承载能力↑，但h min不能无限缩小。
为确保轴承在液体润滑条件下安全运转，应使最小油膜厚度大于轴颈、轴瓦工作表面粗糙度十点高度Ｒz1、R z2之和，即h min =ｒψ（１－χ）≥[h]，[h]＝S（Ｒz1+R z2)式中S——安全系数，常取S≥2。
8.2 典型题解析例8.1 试设计一个起重机卷筒的滑动轴承。
已知轴承的径向载荷F r＝2×105N，轴颈直径d＝200mm，轴的转速n＝300 r/min。
要点分析：非液体摩擦滑动轴承的设计计算。
解：（1）确定轴承的结构型式根据轴承的重载低速的工作要求，按非液体摩擦滑动轴承设计。
采用剖分式结构以便于安装和维护，润滑方式采用油脂杯用脂润滑。
由机械设计手册初步选择2HC4-200号径向滑动轴承。
（2）选择轴承材料按重载低速的工作条件，由机械设计手册选用轴瓦材料为ZCuA110Fe3，根据其材料特性查得：[p ]＝15 MPa ， [pv ]＝12 MPa ·m/s ， [v ]＝4 m/s（3）确定轴承宽度对起重装置，宽径比可以取大些，取B ／d ＝1.5，则轴承宽度B ＝B ／d ·d ＝1.5×200 mm ＝300 mm（4）验算轴承压强p ＝dB F r ＝3002001025⨯⨯MPa ＝3.33 MPa ＜ [p ] （5）验算v 及pv 值v ＝10006030020014.3100060⨯⨯⨯=⨯dnπm/s =3.24 m/s ＜ [v ] [pv ]＝3.33×3.14 MPa ·m/s ＝10.47 MPa ·m/s ＜ [pv ]从上面验算可知所选材料合适。
（6）选择配合 滑动轴承常用的配合有f6H7，f7H8，d9H9。
一般取d9H9。
例8.2 有一混合摩擦径向滑动轴承，轴颈直径d ＝60mm ，轴承宽度B ＝60mm ，轴瓦材料为ZCuA110Fe3，试求：（1）当载荷F r ＝36000N ，转速n ＝150 r/min 时，校核轴承是否满足非液体润滑轴承的使用条件；（2）当载荷F r ＝36000N 时，轴的允许转速；（3）当轴的转速n ＝900 r/min 时的允许载荷F r ；（4）轴的允许最大转速n max 。
要点分析：滑动轴承的条件性计算。
解：根据轴瓦材料的型号ZCuA110Fe3，可查相关手册得：[p ]＝15 MPa ，[v ]＝4m/s ，[pv ]=12 MPa ·m/s（1）当载荷F r ＝36000N ，转速n ＝150 r/min 时， 606036000r ⨯==Bd F p MPa=10 MPa ＜[p ]＝15MPa s m v s m s m dnv /4][/471.0/1000601506014.3100060=<=⨯⨯⨯=⨯=π=0.471/ 71.4/471.010=⋅⨯=s m MPa pv MPa ·m/s ＜][pv ＝12 MPa ·m/s 由此可知，满足使用要求。
（2）求轴的允许转速n由pv ＝100060.r ⨯dn Bd F π＜[pv ] 可得： n ≤2.382min /3600014.31260100060][100060r =⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯r F pv B πr/min 故，最大允许转速为382.2 r/min（3）由pv ＝100060.r ⨯dn Bd F π＜[pv ]得 F r ≤6.15286N 90014.31260100060][100060=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯n pv B πN 所以允许的最大载荷F r =15286.6N（4）v ＝100060⨯dnπ，因为v ≤[v ]=4m/s所以，n max ≤6014.34100060][100060⨯⨯⨯=⨯d v π r/min ＝1273.9 r/min 例8.3 已知某发电机转子的径向滑动轴承轴瓦的包角为180°，轴颈直径d ＝150mm ，宽径比B /d ＝1，半径间隙δ＝0.0675mm ，承受工作载荷F ＝50000N ，轴颈转速n ＝1000 r/min ，采用锡青铜，其[p ]＝15 MPa ，[pv ]＝20 MPa ·m/s ，[v ]＝10m/s ，轴颈的表面微观不平度的十点平均高度R Z1＝0.002mm ，轴瓦的表面微观不平度的十点平均高度R Z2＝0.003mm ，润滑油在轴承平均温度下的粘度η＝0.014Pa ·s 。
（1）验算此轴承是否产生过度磨损和发热。
（2）验算此轴承是否能形成液体动力润滑。
附：vB F C ηψ22p =，100060⨯=dn v π（m/s ）要点分析：液体动力润滑条件下，载荷越大，油膜厚度就越小，偏心率χ就越大。
而最小油膜厚度又要受到轴颈和轴承表面粗糙度等的限制。