设计计算：限制油的温升范围

1.承载能力和索氏数

式中 S₀——索氏数；

F——轴承的载荷（N）；

η——润滑油在轴承平均工作温度下的动力黏度（Pa·s/m²）；

d——轴径（m）；

B——轴承宽度（m）；

ω——角速度（rad/s）；

ψ——相对间隙（无量纲量），ψ＝δ／r，其中，δ＝R-r，R为轴承孔半径，r为轴颈的半径；

上式右端的值称为索氏数，用S₀表示。索氏数是轴承包角β＝φ₂-φ₁和偏心率ε的函数，是无量纲数群。

图11-6所示为动压径向滑动轴承S₀-ε曲线。

2.流量计算

式中 q_v——无量纲体积流量，是ε、B/d、β的函数，可由图11-7查得。

3.功耗计算

径向轴承在承载区的摩擦功耗为

式中 P_μ——功耗（W）；

——摩擦特性系数，是ε、B／d、β的函数，由图11-8查得。

4.热平衡计算

轴承工作时，摩擦功耗将转变为热量，使润滑油温度升高，黏度下降。如果油的平均温度超过计算承载能力时所假定的数值，则轴承承载能力就要降低。因此必须要进行热平衡计算，计算油的温升Δt，并将其限制在允许的范围内。

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图11-6 动压径向滑动轴承S₀-ε曲线

图11-7 液体动压径向滑动轴承的流量系数qv

图11-8 液体动压径向滑动轴承的摩擦特性系数μ

平均温度：

式中——摩擦特性系数，是ε、B/d和β的函数，β为180°和120°时的μ值可查图11-8；

p——压强（MPa）；

q_v——流量系数，是ε、B/d、β函数，可由图11-7查得；

C_p——油的比热容［J/（kg·℃）］，C_p＝1680～2100J/（kg·℃）；

ρ——油密度（kg/m³），ρ＝850～900kg/m³；

α_b——轴承的表面传热系数［W/（m²·℃）］。根据轴承的结构、尺寸和工作条件而定。轻型轴承及散热条件不好的轴承取α_b＝50W/（m²·℃）；中型轴承及一般条件下工作的轴承取α_b＝80W/（m²·℃）；重型轴承及散热条件良好的轴承取α_b＝140W/（m²·℃）；

Δt——润滑油的温升（℃），流出及流入轴承间隙的润滑油的温差。

5.最小油膜厚度h_min

为了建立滑动轴承完全的流体润滑，必须使最小油膜厚度满足

h_min＝S（R_z1＋R_z2）

式中 R_z1、R_z2——分别为轴颈和轴承孔微观不平度十点高度，对一般轴承，可分别取R_z1、R_z2值为3.2μm和6.3μm，或1.6μm和3.2μm；对重要轴承可取为0.8μm和1.6μm，或0.2μm和0.4μm。

S——安全系数，考虑表面几何形状误差和轴颈挠曲变形等，常取S≥2。