如何选择液体动压径向轴承的主要参数？

1.平均压力p_m

在可能情况下（如保证一定的油膜厚度，合适的温升等），平均压力p_m宜取较高值，以保证运转的平稳性，减小轴承尺寸。但压力过高，油膜厚度过薄，对油质的要求将提高，且液体润滑易槽破坏，使轴承损伤。

轴承平均压力p_m的一般设计值（对轴承合金，下同；括号内数值为最高值）如下：

轧钢机 1000～2000（2500）N/cm²

风机 20～200（400）N/cm²

汽轮机、发电机、

机床⁶⁰～200（250）N/cm²

齿轮变速装置、

拖拉机 50～350（400）N/cm²

铁路车辆 500～1500N/cm²

2.宽径比B/D

通常取B/D=0.3～1.5。宽径比较小时，有利于增大压力，提高运转平稳性；增多流量，降低温升；减轻边缘接触现象。随着轴承宽度B的减小，功耗将降低，占用空间将减小，但轴承承载能力也将降低；压力分布曲线陡峭，易于出现轴承合金局部过热现象。

高速重载轴承温度升高，有边缘接触危险，B/D宜取小值。低速重载轴承为提高轴承整体刚性，B/D宜取大值。高速轻载轴承，如对轴承刚性无过高要求，可取小值；转子挠性较大的轴承宜取小值；需要转子有较大刚性的机床轴承，宜取较大值；在航空、汽车发动机上，受空间地位限制的轴承，B/D可取小值。一般机器常用的B/D值为：

汽轮机、风机；电动机、

发电机、离心泵 ^0.4～1.0

齿轮变速装置 0.6～1.5

机床、拖拉机 0.8～1.2

轧钢机 0.6～0.9

3.间隙比ψ

一般取ψ=0.002～0.003。ψ值主要应根据载荷和速度选取；速度越高，ψ值应越大；载荷越大，ψ值则越小。此外，直径大、宽径比小、调心性能好、加工精度高时，ψ可取小值；反之取大值。

间隙比ψ大时，流量大、温升低、承载能力低。

间隙大小对转子轴承系统稳定性有较大影响。一般压力小的轴承，减小间隙比可提高系统稳定性；而压力大的增大间隙比可提高工作稳定性。

一般机器常用的轴承间隙比ψ为：

汽轮机、电动机、发电机 0.001～0.002

轧钢机、铁路车辆 0.0002～0.0015

内燃机 0.0005～0.001

风机、离心泵、齿轮

变速装置 0.001～0.003

机床 0.0001～0.0005

4.最小油膜厚度h_min

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、轴瓦工作表面平面度与轴颈挠度之和，即

h_min≥[h_min]=S（R₁+R₂+y₁+y₂）（17-1）

式中 S——裕度，对一般机械的轴承取S=1.1～1.5，对轧钢机轴承取S=2～3；

R₁、R₂——对颈和轴瓦表面平面度平均高度；

y₁——轴颈在轴承中的挠度，如图17-23a所示；

y₂——轴颈偏移量，如图17-23b所示。

图17-23 轴颈在轴承中的挠曲和偏移示意图

端轴颈的轴颈挠度可按下式计算

当p_m≤0.3MPa时，y₁可忽略不计。

y₂为轴颈在轴承中因轴的弯曲变形和安装误差引起的偏移量，即(www.xing528.com)

对自动调心轴承y₂=0。

缺乏资料时，也可参考图17-24选取[h_min]。

图17-24 允许最小油膜厚度[h_min]与轴承直径的关系曲线

5.油温和瓦温

轴承性能计算根据热平衡状态下轴承平均工作温度t_m（即端泄油平均温度）进行，初步计算时可取t_m=50～60℃。

一般取进油温度t₁=30～45℃，平均油温t_m≤75℃，温升Δt≤30℃。

作为设计依据之一的瓦温，一般以强度急剧下降时金属的软化点作为控制值，对轴承合金常取t_max=90～100℃。

图17-25为润滑油的粘度—温度曲线。

图17-25 润滑油的粘度—温度曲线

6.油楔数Z

如图17-26所示，椭圆轴承的稳定区比单油楔圆筒轴承的大；三油楔轴承的又比椭圆轴承的大，且在各个方向上的油膜刚度也较均匀。但并非油楔数越多，稳定区一定越大。油楔数的增多，一般减小了承载能力。

选取油楔数时，要兼顾稳定区和承载能力两方面的要求。为了提高多油楔轴承的承载能力，可以采用不等长的多油楔。

油楔数还影响结构，偶数油楔便于采用剖分结构。

7.最小半径间隙c_min（椭圆轴承即为顶隙）

高精度机床主轴承常采用2～10_μm以下的最小半径间隙，间隙比为0.0001～0.0002。速度较高的主轴承，如汽轮机、发电机、离心式压缩机和水轮机等，为了减小功耗、降低温升，常采用较大的间隙，间隙比为0.001～0.0025。

图17-26 三种轴承稳定区的比较（y_xd=y/c）

1—圆轴承 2—椭圆轴承 3—三油楔轴承 4—轴的静挠度 c—半径间隙 ω—工作角速度 ω_cr—临界角速度 ω_n—轴系失稳角速度

注：曲线右下方为稳定区，左上方为非稳定。

8.楔形度（椭圆度）ψ/ψ∗

楔形度主要取决于油楔偏心距S。S越大，楔形越大，即油楔的楔形度越大。

楔形度过大，即油楔起始端开口过大，有可能在楔形空间的起始段形不成承载油膜，使承载油膜减短，同时还增大了轴承的摩擦因数。

楔形度过小，轴承的承载能力很低，在工艺上也难以实现，当轴颈位移之后，有的油楔形成的承载油膜也太短。

根据理论分析，最佳楔形度为2～3。对于要求很小间隙的多油楔（Z≥3）轴承，实现这样的楔形度在工艺上有困难。同时，对于轴颈偏心距较大的轴承，为了在轴颈位移后形成的承载油膜不致太短，宜采用较大的楔形度。推荐取楔形度ψ/ψ∗≥5，即油楔偏心距S≥4c_min。

9.安装间隙

可倾瓦轴承的瓦块弧面半径与轴颈半径r之差称为加工间隙c，它由轴颈和瓦块的尺寸所决定。瓦块装入轴承后，实际形成的间隙为c_a，称为安装间隙，通常c_a可以调整，通常在1～2之间，不得小于1。

10.支点位置

可倾瓦轴承支点位置影响瓦块的承载能力，承载能力最大时的支点位置与瓦块的几何尺寸L/B有关，可从图17-27中查出，L_c为进油边到支点的瓦弧长，L为瓦的整个弧长，轴颈需要反向转动时，应取。

图17-27 可倾瓦径向轴承的特征系数和支点位置

k_F—载荷系数 k_N—功耗系数 k_t—温升系数 k_Q—流量系数 k_h—最小油膜厚度系数 B—瓦的宽度

11.填充系数

可倾瓦轴承各块瓦的弧长总和ZL与轴颈圆周长πd之比，称为填充系数k，即

通常取k=0.7～0.8。由于k与功耗成正比，当载荷较小时可取更低的填充系数（如k=0.5）以降低温升。

12.供油压力p_a

一般轴承的供油压力可取0～0.1MPa。当轴承润滑油温升过高时可适当增大p_a，以降低温升。