机械设计题库10_滑动轴承

一 选择题

(1) 宽径比B/d是设计滑动轴承时首先要确定的重要参数之一，通常取B/d C 。 A. 1~10 B.0.1~1 C. 0.3~1.5 D. 3~5 (2) 下列材料中 C 不能作为滑动轴承轴瓦或轴承衬的材料。 A. ZSnSb11Cu6 B. HT200 C. GCr15 D. ZCuPb30 (3) 在非液体润滑滑动轴承中，限制p值的主要目的是 C 。 A. 防止出现过大的摩擦阻力矩 B. 防止轴承衬材料发生塑性变形

C. 防止轴承衬材料过度磨损 D. 防止轴承衬材料因压力过大而过度发热 (4) 在滑动轴承材料中， B 通常只用于作为双金属或三金属轴瓦的表层材料。

A. 铸铁 B. 轴承合金 C. 铸造锡磷青铜 D. 铸造黄铜 (5) 在滑动轴承轴瓦材料中，最易用于润滑充分的低速重载轴承的是 C 。 A. 铅青铜 B. 巴氏合金 C. 铝青铜 D. 锡青铜

(6) 滑动轴承的润滑方法，可以根据 A C 来选择。

A. 平均压强p B.

pv3 C. 轴颈圆周速度v D. pv值

(7) B 不是静压滑动轴承的特点。

A. 起动力矩小 B. 对轴承材料要求高

C. 供油系统复杂 D. 高、低速运转性能均好

(8) 设计液体动压径向滑动轴承时，若通过热平衡计算发现轴承温升过高，下列改进措施中，有效的是 C 。

A. 增大轴承宽径比 B. 减小供油量 C. 增大相对间隙 D. 换用粘度较高的油

(9) 巴氏合金用于制造 B 。

A. 单层金属轴瓦 B. 双层及多层金属轴瓦 C. 含油轴承轴瓦 D. 非金属轴瓦 (10) 含油轴承是采用 D 制成的。

A. 塑料 B. 石墨 C铜合金 D. 多孔质金属 (11) 下述材料中， C 是轴承合金(巴氏合金)。

A. 20CrMnTi B. 38CrMnMo C. ZSnSb11Cu6 D. ZCuSnl0Pbl (12) 液体摩擦动压径向轴承的偏心距e随 B 而减小。 A. 轴颈转速n的增加或载荷F的增加

1

B. 轴颈转速n的增加或载荷F的减少 C. 轴颈转速n的减少或载荷F的减少 D. 轴颈转速n的减少或载荷F的增加 (13) 温度升高时，润滑油的粘度 C 。

A. 随之升高 B. 保持不变

C. 随之降低 D. 可能升高也可能降低

(14) 径向滑动轴承的直径增大1倍，长径比不变，载荷不变，则轴承的压强p变为原来的 C 倍。 A. 2 B. 1／2 C. 1／4 D. 4

(15) 液体动压径向滑动轴承在正常工作时，轴心位置O1、轴承孔中心位置O及轴承中的油压分布应如图12-1的 A 所示。

图12-1

A. (a) B. (b) C. (c) D. (d)

(16) 动压液体摩擦径向滑动轴承设计中，为了减小温升，应在保证承载能力的前提下适当 A 。 A. 增大相对间隙，增大宽径比Bd B. 减小，减小Bd C. 增大，减小Bd D. 减小，增大Bd

(17) 对于一般低速重载的液体动压润滑径向滑动轴承，通常在设计时考虑采用 D 。 A. 较小的宽径比 B. 较小的轴承压力 C. 较低粘度的润滑油 D. 较小的轴承相对间隙 (18) 动压滑动轴承能建立油压的条件中，不必要的条件是 D 。 A. 轴颈和轴承间构成楔形间隙 B. 充分供应润滑油

C. 轴径和轴承表面之间有相对滑动 D. 润滑油温度不超过50C

(19) 下列材料中，可作为滑动轴承衬使用的是 A 。

A. ZSnSb12Pb10Cu4 B. 38SiMnMo

2

C. GCr15SiMn D. 20CrMnTi

(20) 在 C 情况下，滑动轴承润滑油的黏度不应选得较高。 A. 重载 B. 工作温度高 C. 高速 (21) 含油轴承是采用 C 制成的。

A. 硬木 B. 硬橡皮 C. 粉末冶金 D. 塑料 (22) 与滚动轴承相比较，下述各点中， B 不能作为滑动轴承的优点。 A. 径向尺寸小 B. 启动容易

C. 运转平稳，噪声低 D. 可用于高速情况下

(23) 径向滑动轴承，载荷及转速不变，宽径比不变，若直径增大l倍，则轴承的平均压强p与圆周速度v的乘积pv值为原来的 A 倍。

A. l/2 B. 1/4 C. 2 (24) 滑动轴承轴瓦上的油沟不应开在 A 。

A. 油膜承载区内 B. 油膜非承载区内 C. 轴瓦剖面上 (25) 通过直接求解雷诺方程，可以求出轴承间隙中润滑油的 D 。 A. 流量分布 B. 流速分布 C. 温度分布 D. 压力分布 (26) 计算滑动轴承的最小油膜厚度hmin，其目的是 A 。

A. 验算轴承是否获得液体摩擦 B. 汁算轴承的内部摩擦力 C. 计算轴承的耗油量 D. 计算轴承的发热量 (27) 在 C 情况下滑动轴承润滑油的黏度不应选得较高。 A. 承受振动冲击载荷 B. 工作温度高

C. 高速 D. 重载

(28) 一滑动轴承公称直径d80mm，相对间隙0.001，已知该轴承在液体摩擦状态下工作，偏心率0.48，则最小油膜厚度hmin C 。

A. 42m B. 38m C. 21m D. 19m (29) 设计动压径向滑动轴承时，若轴承宽径比取得较大，则 D 。 A. 端泄流量大，承载能力低，温升高

B. 端泄流量大，承载能力低，温升低

C. 端泄流量小，承载能力高，温升低

D. 端泄流量小，承载能力高，温升高

(30) 双向运转的液体润滑推力轴承中，止推盘工作面应做成题图12-2 C 所示的形状。

3

图12-2

(31) 滑动轴承计算中限制F值是考虑限制轴承的 B 。 A. 磨损 B. 发热 C. 胶合 D. 塑性变形 (32) 润滑油在温度升高时，内摩擦力是 C 的。

A. 增加 B. 始终不变 C. 减少 D. 随压力增加而减小

(33) 当计算滑动轴承时，若hmin太小，不能满足hminhmin时，使 A 可满足此条件。 A. 表面光洁度提高 B. 增大长径比L/d C. 增大相对间隙中

(34) 在干摩擦状态下，动摩擦与极限静摩擦力的关系是 C 。

A 相等 B 动摩擦力大于极限静摩擦力 C 动摩擦力小于极限静摩擦力 (35) 液体的粘度标志着 B 。

A 液体与固体之间摩擦阻力的大小 B 液体与液体之间摩擦阻力的大小

(36) 根据牛顿粘性液体的摩擦定律，在如图12-3所示两板之间分别用两种液体，若它们在任意点处的剪应力相等，并且dv/dy相等，这两种流体的粘度 A 。

A 相等 B 不相等

C 还要考虑其他因素(例如温度、压力等)才能确定其粘度是否相等

图12-3

(37) 计算无限长动压轴承的基本方程为

p6v3(hh0)，式中是指 B 。 xhA 运动粘度 B 动力粘度 C 恩氏粘度

(38) 在验算非液体摩擦向心滑动轴承的工作能力时，应满足pp，vv，pvpv其中p，

v和pv的关系为 B 。

4

A pvpv B pvpv

(39) 在压力p较小，并且p和pv均合格的轴承中，条件vv A 。

A 还须验算 B 不必验算 C 需根据情况才能确定是否要验算

(40) 液体动压润滑向心滑动轴承，在其他条件不变的情况下，随外载荷的增加， C 。

A 油膜压力不变，但油膜厚度减小 B 油膜压力减小，油膜厚度减小 C 油膜压力增加，油膜厚度减小 D 油膜压力增加，油膜厚度不变

(41) 如图12-4所示，已知v1v2v3，F1F2F3，123。图 C 能形成压力油膜;在图C中，若降低v3，其他条件不变时，油膜压力 B ，油膜厚度 B 。

A 增加 B 减小 C 不变

图12-4

(42) 如图12-5所示为推力轴承，反向回转时， B 建立动压润滑油膜。

A 能 B 不能

图12-5

(43) 在液体动压向心滑动轴承中，轴颈直径d和轴承孔的直径D的公称尺寸 A ，实际尺寸 B 。

A 相等 B 不相等 C 可以相等，也可以不相等

(44) 在液体动压向心滑动轴承中，当其他条件不变时，偏心距e与载荷的关系为 A A 随载荷的增大而增大 B 随载荷的增大而减小

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C 不随载荷大小的变化而变化

(45) 图12-6中hmin位于轴颈与轴承孔的连心线OO1上，径向压力分布曲线在该处终止，这是由于 B 。

图12-6

A 该处左侧无液体存在 B 该处左侧无液体从小口流向大口 C 该处左侧无液体从大口流向小口

(46) 滑动轴承中在其他条件不变时，增大宽径比B/d，其承载能力 A 。减小相对间隙时，其承载能力 A 。

A 提高 B 下降 C 等于

(47) 液体摩擦动压向心滑动轴承中，承载量系数Cp是 C 的函数。

A 偏心率x与相对间隙 B 相对间隙与宽径比l/d C 宽径比l/d与偏心率

D 润滑油粘度、轴颈公称直径d与偏心率

(48) 液体动压向心滑动轴承，若向心外载荷不变，减小相对间隙，则承载能力 A ，而发热 A 。

A. 增大 B. 减小 C. 不变

(49) 设计液体摩擦滑动轴承时，若发现最小油膜厚度hmin不够大，在下列改进措施中，有效的是 A 。

A. 减小轴承长径L/d B. 增加供油量Q C. 减小相对间隙

二 填空题

(1) 径向滑动轴承的偏心距e。随着载荷增大而 增大 ；随着转速增高而 降低 。

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(2) 滑动轴承常见的失效形式有 磨粒磨损 、 刮伤 、 胶合 、 疲劳剥落 、 腐蚀 。

(3) 某滑动轴承轴颈表面粗糙度为Rz10.0032mm，轴瓦表面粗糙度为Rz20.0063mm为保证安全处于液体摩擦状态下工作，该轴承最小油膜厚度必须大于或等于 0.019 (4) 随着轴转速的提高，液体动压径向滑动轴承的偏心率会 减小 。 (5) 滑动轴承的轴瓦多采用青铜材料，主要是为了提高 耐磨 能力。

(6) 在设计液体摩擦动压滑动轴承时，若减小相对间隙，则轴承的承载能力将 增大 ;旋转精度将 提高 ；发热量将 增大 。

(7) 影响润滑油粘度的主要因素有 温度 和 压力 。

(8) 非液体摩擦轴承防止失效的最低条件是确保 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]。

(9) 验算滑动轴承最小油膜厚度hmin的目的是 确定轴承是否能获得液体磨擦 。 (10) 采用三油楔或多油楔滑动轴承的目的在于 提高轴承的稳定性 。 (11) 影响润滑油粘度的主要因素有 温度 和 压力 。

(12) 非液体摩擦滑动轴承的主要失效形式是 磨损与胶合 ，在设计时应验算项目的公式为

mm。

p[p], pv[pv], v[v]。

(13) 滑动轴承的润滑作用是减少 摩擦 ，提高 传动效率 ，轴瓦的油槽应该开在 不承受 载荷的部位。

(14) 形成液体动压润滑的必要条件是 两工作表面间必须构成楔形间隙 、 两工作表面间必须充满具有一定粘度的润滑油或其他流体 、 两工作表面间必须有一定的相对滑动速度，其运动方向必须保证能带动润滑油从大截面流入，从小截面流出 。

(15) 按摩擦性质，轴承分为 滑动轴承 和 滚动轴承 两大类。

(16) 按滑动表面润滑情况，有 干摩擦 、 边界摩擦 和 液体摩擦 三种摩擦状态。

(17) 与滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力 高 、抗振性 好 、噪声 低 、寿命 长 ，在液体润滑条件下可 高 速运转。

(18) 青铜的强度高、承载能力大，导热性好，且可以在较高的温度下工作，但与轴承合金相比，抗胶合性能较 差 ， 不易 跑合，与之相配的轴颈须 淬硬 。

(19) 润滑油的油性是指润滑油在金属表面的 吸附 能力。

(20) 当润滑油做层流流动时，油层中的摩擦切应力与其 速度梯度 成正比，其比例常数即为润滑油的 动力黏度 。

(21) 轴承材料有 金属材料 、 粉末冶金材料 和 非金属材料 。金属材料包括 轴承合金 、

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青铜 和 铸铁 。

(22) 润滑油的黏度是其抵抗剪切变形的能力，它表征流体 内摩擦阻力 的大小，随着温度的升高，润滑油黏度 降低 。

(23) 在其他条件不变的情况下，液体动压滑动轴承所受载荷越大，最小油膜厚度越 小 ；液体动压滑动轴承所用润滑油黏度越大，油膜厚度越 大 ；液体动压滑动轴承速度越大，油膜厚度越 大 。

(24) 滑动轴承的润滑剂通常有： 润滑油 ， 润滑脂 ， 气体润滑剂 ， 固体润滑剂 。 (25) 计算液体动压滑动轴承的两个主要性能指标是 hminhmin和tCtC。 (26) 轴瓦常用的材料有： 轴承合金 ， 青铜 ， 黄铜 ， 铸铁 ， 非金属材料 。

(27) 粘度常用的表示方法和单位是： 动力粘度 Pas； 运动粘度 St； 恩氏粘度

E。

t(28) 滑动轴承保证液体动压润滑的条件有 a. 存在收敛性油楔 b. 一定粘度的足够供油 c. 由大端指向小端的相对运动速度，d.适当外载F 。

(29) 调心滑动轴承用于 宽径比B/d1.5时来保证均匀接触 ，剖分式滑动轴承用于 载荷与安装轴承面成一定大小角度时及要求间隙可调、装拆方便者 。

(30) 滑动轴承摩擦特性曲线如图12-7所示。

图12-7

1) 虚线右边是 液体 摩擦润滑区，虚线左边是 混合 摩擦润滑区。

2) 当增大时，虚线右边f升高是因为 随n/p↑，油膜厚度↑，总摩阻力↑，而虚线左边f下降是因为 由边界摩擦状态开始出现油膜，随其厚度增加，f↓ 。

(31) 对滑动轴承的轴瓦材料的主要性能要求有 a．良好的减摩、而磨性和抗咬粘性：b．良好的顺应性、嵌入性和磨合性，c．强度和抗腐蚀，d．导热、工艺性、经济 。

(32) 如图12-8所示为一液体摩擦滑动轴承，在图12-8中画出并标明：①轴的转向；②偏心距e；③最小油膜厚度hmin；④油膜压力分布曲线。

8

图12-8 答图1

(33) 润滑油的运动粘度与动力粘度之间的关系式是v/。

(34) 两相对滑动接触表面，依靠吸附油膜进行润滑的摩擦状态称为 边界 摩擦。

(35) 对于中速、中载和温度较高的滑动轴承，宜选用 锡锌铅青铜 作轴瓦或轴承衬的材料。 (36) 在滑动轴承中，轴颈的位置可以由 偏位角a及偏心距e 两个参数来确定。 (37) 向心动压滑动轴承的工作状态有 混合磨擦的不完全液体及完全液体摩擦两种 。

(38) 向心滑动轴承的直径增大一倍，长径比不变，载荷不变，则轴承的比压p为原来的 1 倍。 (39) 一滑动轴承，轴颈表面粗糙度Rz10.0032mm，轴瓦表面粗糙度Rz20.0063mm，为保证滑动轴承安全处于液体摩擦状态下工作，该轴承最小油膜厚度必须大于19m。

(40) 液体摩擦动压滑动轴承的轴瓦上的油孔、油沟位置应开在 非承载区 。

(41) 液体动压润滑滑动轴承的偏心率的值在0～1之间变化。当值越大时，最小油膜厚度hmin 越小 ，轴承的承载量系数CP 越大 。

(42) 设计计算非液体滑动轴承时要验算①pp，其目的是 防止过度磨损 ； ②pv[pv]，其目的是 防止过度发热胶合 ;③ v[v]，其目的是 防止速度过高而加速磨损 。

(43) 液体动压滑动轴承设计中，要计算最小油膜厚度hmin和轴承的温升t其原因分别是确保

hminS(Rz1Rz2)确保轴承处于液体磨擦状态 和 使油的粘度不致因温升而降低过多，导致承载能力

不足 。

(44) 在液体动压润滑的滑动轴承设计中，润滑油的动力粘度与运动粘度的关系式为

(Pas)2m/s (式中：—运动粘度；—动力粘度；—润滑油的密度)

(kg/m3)(需注明式中各符号的意义)。

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(45) 滑动轴承按受载荷方向的不同，可分为 径向轴承 和 止推轴承 ；根据其滑动表面间的润滑状态不同，可分为 液体润滑轴承 和 不完全液体润滑轴承 ；根据液体润滑承载机理的不同，又可分为 液体动压轴承 和 液体静压轴承 。

三 是非题

(1) 欲提高液体动压滑动轴承的工作转速，应提高其润滑油的黏度。 （F） (2) 非液体摩擦滑动轴承主要失效形式是点蚀。 （F）

(3) 通过直接求解雷诺方程，可以求出轴承间隙中润滑油的流量分布。 （F）

(4) 液体动压径向滑动轴承，若径向外载荷不变，减小相对间隙，则承载能力增大，而发热也增大。 （T）

(5) 轴承合金包括锡锑和铅锑轴承合金。这类材料的机械强度低，不能直接制成轴瓦。 （T） (6) 与滚动轴承相比，滑动轴承具有径向尺寸大，承载能力也大的特点。 （F）

(7) 因为温度对润滑油黏度的影响很大；因此通常只考虑润滑油的黏度和温度的关系。压力对黏度的影响在5MPa下黏度变化很小，所以一般不考虑。 （T）

(8) 液体静压轴承是利用油泵将具有一定压力的润滑油通过一套供油系统将润滑油输入两滑动表面间，便两表面分离，形成油膜并承载。 （T）

(9) 非液体摩擦滑动轴承工作时，因其摩擦表面不能被润滑油完全隔开，只能形成边界油膜，存在局部金属表面的直接接触。因此，轴承工作表面的磨损和因边界油膜的破裂导致的工作表面胶合或烧瓦是其主要失效形式。 （T）

(10) 宽径比选得大，可以增大压强，对提高高速轴承的运转平稳性有利，同时还可以增大端泄流量，降低温升。 （F）

(11) 非液体摩擦滑动轴承主要失效形式是点蚀。( F )

(12) 承受载荷F的径向(向心)滑动轴承在稳定运转时轴颈中心与轴承孔中心并不重合，轴颈转速越高，则偏心距越小，但偏心距永远不能减小到零。 ( T )

(13) 液体动压滑动轴承中，轴的转速越高，则油膜的承载能力越高。 ( T ) (14) 滑动轴承设计中，适当选用较大的宽径比可以提高承载能力。 ( T )

四 简答题

(1) 与滚动轴承比较，滑动轴承有何特点?适用于何种场合?

答：与滚动轴承相比，滑动轴承具有如下特点：① 径向尺寸小；② 承载能力大；③耐冲击性能好；④ 形成液体润滑后工作平稳、摩擦系数小、精度高。

滑动轴承适用于高速或低速、高精度、重载或冲击载荷的场合。 (2) 说明在条件性计算中限制p、v和pv的主要原因。

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答：限制p是防止润滑油被完全挤出，使轴承不发生过快磨损；限制v也是防止轴承发生过快磨损；限制pv是限制摩擦功耗和发热量，防止轴承的温升过高。

(3) 滑动轴承中的油孔、油沟和油室有何作用?液体润滑轴承的油沟应开在何处?为什么?

答：滑动轴承中的油孔是为了往轴承内注油；油沟是把从油孔注入的润滑油输送和均布到整个轴承的宽度方向；油室是使润滑油沿轴向均匀分布，并起贮油和稳定供油作用。

油沟应开在非承载区域内，以保证承载区域内油膜的连续性，具有一定的承载能力。 (4) 径向液体动力润滑轴承和液体静压润滑轴承的承载机理有何不同?

答：径向液体动力润滑轴承的承载机理是轴承与轴颈以一定的相对运动速度将润滑油带入两摩擦表面间的收敛间隙，形成动压油膜把两摩擦表面分开，油膜压力与外载平衡。

液体静压轴承是利用油泵将具有一定压力的润滑油通过一套供油系统将润滑油输入两滑动表面间，使两表面分离，形成油膜并承载。

(5) 滑动轴承中为什么要设置轴瓦?轴承合金能否制成轴瓦?为什么?

答：滑动轴承中要设置轴瓦的原因：要求轴瓦与轴配用时减摩性好、摩擦系数小，轴瓦材料硬度低于轴颈硬度，使磨损主要发生在轴瓦上。因此，磨损报废后，更换轴瓦比更换轴的成本低，而轴承座仍可继续使用。

轴承合金包括锡锑和铅锑轴承合金。这类材料的机械强度低，不能直接制成轴瓦，只能作为轴承衬使用。

(6) 在普通滑动轴承的液体动力润滑计算中，为什么只考虑润滑油的黏度和温度的关系，而不考虑压力和黏度的关系?在什么情况下必须考虑压力和黏度的关系?

答：通常只考虑润滑油的黏度和温度的关系是因为温度对润滑油黏度的影响很大，黏度随温度升高而降低。压力对黏度的影响在5MPa下黏度变化很小，所以一般不考虑，但若压力在10MPa上时，油的黏度随压力将明显增加，这时需考虑压力对黏度的影响，特别是在弹性流体动压润滑中。

(7) 如何选择普通径向滑动轴承的宽径比?宽径比选取过大时会发生什么现象?

答：宽径比常用的范围是0.5~1.5。宽径比选得小时可提高轴承运转平稳性，端泄流量大，功耗小，油的温升较低，但轴承承载能力要降低。宽径比选得过大时，轴承宽度较大，易造成轴颈与轴承局部磨损严重。

(8) 液体动力润滑轴承在热平衡计算时为何要限制油的入口温度?

答：在热平衡计算时限制油的入口温度是因为润滑油都是循环使用。如果温度过低，必须加大存油容积，以保证能有较长时间使回油油温降低到所要求的入口温度。入口温度过高，油在循环时带走热量少，散热效果降低。

(9) 混合润滑径向滑动轴承计算准则是什么?如果在设计时出现p或pv值过大不满足要求时，如何调整设计参数?

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答：混合润滑径向滑动轴承的计算准则是p≤p、pv≤pv和v≤v。 如果在设计时出现p或pv值过大不满足要求时，可如下调整设计参数：

① 增大宽径比，目的是增加轴承宽度以减p和pv小值，从而满足p≤p、pv≤pv的要求； ② 重选p和pv较大的轴瓦材料。

(10) 相对间隙对轴承性能有何影响?在设计时如出现温升过高，应如何调整的取值?

答：相对间隙对轴承的承载能力、摩擦功耗和温升都有重要影响。取大值，则润滑油的流量增加，温升降低；取小值，则温升增加。

(11) 比较滑动轴承与滚动轴承的特点和应用场合。

答：笼统地说，滑动轴承多用于两种极端情况：一是不常运转或低速、轻载、不重要的情况，如手动机械和简单的农业机械等，可用非液体滑动轴承，因为它结构简单、成本低、摩擦大、效率低。另一种情况是高速、重载、高精度的重要机械，如水轮车、气轮机、内燃机、轧钢机、电机等，常采用液体摩擦滑动轴承，因为它摩擦小、效率高、承载能力大、工作平稳、能减振缓冲，但设计、制造、调整、维护要求高、成本高。滚动轴承多用于一般机械。

(12) 试介绍滑动轴承的润滑方法。

答：滑动轴承的润滑方法分两类：1.间歇性给油。定期用油枪或油壶向轴承上的 各种油嘴、油杯和注油器注油。2.连续性给油。用针阀式油杯、油绳式(或灯芯式)油杯、油环式等只能小量连续供油；采用油泵、浸入油池等方式，可大量供油，不仅保证丁润滑，而且还能靠油带走热量，实现降温。

(13) 当计算滑动轴承时，若温升过高，可采取什么措施使温升降低?

答：可采取以下措施使温升降低：增加散热面积；使轴承周围通风良好；采用水冷油或水冷瓦；采用压力供油，增大油流量；改大相对间隙；换用粘度小的油；减少瓦长等等。

(14) 用铸铁、软钢和青铜轴瓦，上面贴附巴氏合金，其适应情况有什么不同?

答：铸铁用于承受平稳载荷，软钢和青铜轴瓦以承受陡震、冲击载荷、贴附巴氏合金用于压力大、转速高时。

(15) 试述选择向心滑动轴承的宽径比(B/d)和相对偏心率的值时主要考虑哪些问题。 答：选择

B时，主要考虑载荷侧漏，与油温开等问题，选择时主要考虑载荷与轴的转速。 d(16) 简要阐述影响液体向心滑动轴承承载能力的主要因素。 因素

宽径比B/d

相对间隙值

油的粘度

粗糙度Rz1及Rz2

(

B/d影响情况

小，承载量

小，不利散热，

大，CP大，但易发热；

反之小，CP小，易散热 12

Rz1+Rz2)大，工作不可靠，Rz1+Rz2)小，加工费用高

CP小，但散热好 但承载量CP大

而(

(17) 为什么要计算液体摩擦动压滑动轴承的温升和耗油量?它们分别与轴承的哪些参数有关? 答：温升t，较大时会使轴承工作实际温度远远超过假定的平均温度tm，从而使实际的承载能力远低于要求的值，而会出现热量散不走，温升继续高的恶性循环，以导致轴承烧毁等失效破坏。另外供油不充足，会造成只有端泄流走，而得不到即时补充，会使液体动压轴膜破坏，而保证不了润滑效果，故耗油量计算仍是必要的设计方面。耗油量主要考虑带入轴承间隙的速度供油量，它与尺寸B、d、、v及油沟位置有关。

(18) 液体摩擦滑动轴承，油膜各点温度是否相同?本课程在计算中是如何考虑油膜温度的?

答：液体摩擦轴承不同点处油膜温度是不同的。本课程采用限制润滑油平均温度不超过75℃来考虑油膜处于正常工作条件下，以保证其承载能力。

(19) 在设计液体动压轴承时，若在选择配合之前通过计算能满足热平衡条件，在选择配合之后是否还要进行热平衡校核?为什么?

答：选择配合之后应该重新进行热平衡计算，因为所选配合之间隙最大值及最小值通常与原设计的值不同的，故要按实选配合坐标间隙及新的值重新进行热平衡计算，直到合适满意为止。

(20) 有人说，当摩擦表面工作温度升高时，粘度η降低，随之摩擦功耗和产生的热量减少，从而又使低，η又自动升高，故液体动压润滑具有自动补偿能力，你认为这种说法对吗?为什么?

答：这种说法基本上是对的。因为从理论和实验结果都证明了这种自动补偿效应，如发热增多，油的

而n/p造成f摩擦功耗，发热H1……从而与上述过程相反，如此相互抑制，使其在某，

n/p值处于平衡，可自动消除与补偿某些外界不利因素影响。

(21) 对于液体动压向心滑动轴承，其结构参数、润滑油的粘度和配合一定时，仅降低轴和孔的表面粗糙度，是否可以提高承载能力?为什么?

答：提高表面加工精度质量选用较小粗糙度(Rz1Rz2)值，可以使hmin小一些，但仅是一种不经济的、稍可提高承载能力的方法。此外，可在提高结构刚度，保证安装精度、采用良好的密封和过滤润滑油装置、提高其清洁度等维护方面，改善轴承可靠性、稳定性及承载能力

五 设计计算题

(1) 有一非液体摩擦径向滑动轴承，轴的直径d100mm，轴承宽度B100mm，轴的转速

n1200r/min。轴承材料许用值，[p]15MPa, [pv]15MPam/s, [v]10m/s。求该轴承所能承受的最大径向载荷。

解：此轴承工作在不完全液体润滑状态下

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1) 根据[p]求最大承载力Fmax1

Fmax1[p]dB15100100N1.5105N

2) 根据[p]值求最大承载力Fmax2

故 Fmax2FdnFn[pv] dB60100019100B[pv]19100100＝23875N

1200pv(2) 某流体动力润滑滑动轴承轴颈直径d80mm，轴承宽度B80mm，轴颈转速n1500r/min，半径间隙0.06mm，偏心率0.6，采用L-AN30油润滑，润滑油在50℃时的粘度0.02Pas。求该轴承能承受的最大径向载荷。

解：1) 求轴承相对间隙 2) 计算轴颈圆周速度v v＝3) 确定承载系数Cp 根据

r220.060.0015 d803.14801500m/s6.28m/s

601000601000dnB/d80/801，偏心率＝0.6，查表可得：Cp＝1.253

F24) 根据 Cp

2vB Fmax2CpvB221.2530.026.280.08N11191.2N

0.00152 (3) 一减速器中的非液体摩擦径向滑动轴承，轴的材料为45号钢，轴瓦材料为铸造青铜ZCuSn6。承受径向载荷F35kN，轴颈直径d190mm，工作长度L250mm，转速n150r/min。试验算该轴承是否适用?

提示：根据轴瓦材料，已查得：p8MPa，v3m/s，pv12MPam/s。

F350000.737MPap dL190250dn3.141901501.49m/sv v601000601000Fn350001501.1MPam/spv pv19100L19100250解： 因为 p故该轴承适用。

(4) 有一非液体润滑的径向滑动轴承，宽径比Bd1，轴颈直径d80mm，已知轴承材料的许用

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值为p5MPa，v5m/s，pv10MPam/s，要求轴承在n1320r/min和n2640r/min两种转速下均能正常工作，试求轴承的许用载荷大小?

解：非液体润滑状态下：

① 当n1320r/min时，求许用载荷F1： 按许用压强p，求Fmax1： 因为 pFp dB Fmax1pdB32000N

按许用pv，求Fmax1： pv Fmdn1Fn1F≤pv dB60100019100Bpv191B0n0501477N

a1x （vdn1600.08320601.34msv）

所以Fmax1应为32000N。

② 当n2640r/min时，求许用载荷F2：

按p求Fmax2： Fma2＝x32000N

按pv求Fmax2： Fmax2pv19100Bn223875N (vdn2600.08640602.68m/sv)

所以Fmax2也应为23875N。

由①、②可知，在两种转速下均能正常工作时，许用载荷应为23875N。

(5) 有一滑动轴承，轴颈直径d100mm，宽径比Bd1，测得直径间隙0.12mm，转速

n2000r/min，径向载荷F8000N，润滑油的动力黏度0.009Pas，偏心率0.41，轴颈

及轴瓦表面不平度的平均高度分别为Rz11.6m，Rz23.2m。

试问此轴承是否能达到液体动力润滑状态?若达不到，在保持轴承尺寸不变的条件下，要达到液体动力润滑状态可改变哪些参数?

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F2注意：Cp

2vB解：1) 计算许用油膜厚度。

取S2，则许用油膜厚度 hSRz1Rz221.63.2m9.6m

0.120.0012 d100dn1002000计算轴颈的圆周速度 v10.47m/s

6010006010002) 计算相对间隙 F280000.00122计算轴承的承载量 Cp0.611 32vB20.00910.470.1计算最小油膜厚度 hminr1500.001210.41mm0.035mm 因为hminh，所以该轴承能达到液体动力润滑状态。

若不能达到液体动力润滑状态，可采用增大直径间隙，增大动力黏度和增大轴颈的圆周速度等措施。 (6) 有一滑动轴承，d120mm，L120mm，n1440r/min，Fr20kN，0.05mm，

180，50C0.02Pas，瓦面粗糙度为Rz10.0063mm，试计算mm，轴面为Rz20.0032其能否形成流体动压润滑?

[解] 1) 求承载量系数Cp。 长径比

L1201 d120220.050.0008 3相对间隙 d120dn12014409.05ms 速度 v6010006010002Fr2200000.00083 Cp0.488

Lv0.120.00269.052) 求最小膜厚hmin。由答图2查得 当L/d1、Cp0.488时，0.2，则 hmind12010.8310.20.04mm 223) 判断成膜情况，取S=2，许用最小膜厚

)0.0019mm hminSRz1Rz22(0.00320.0063则hminhmin，故可形成流体动压润滑。

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答图2

(7) 某非液体摩擦滑动轴承，轴颈直径d60mm，宽径比B/d1，轴的转速1500r/min，径向载荷2600N，轴承材料为ZCuAl10Fe3，试问此轴承是否可用?

已知[p]15MPa,[v]4m/s,[pv]12MPam/s

解：1) 算vdn/(601000)601500/(601000)4.7m/s[v] 不可用

2) 算pF/dB2600/60600.72MPa[p]，可以； 3) 算pv0.724.713.4Mpam/s[pv]，可以；

(8) 一向心动压滑动轴承，已知d10cm,B15cm，轴的转速为750r/min，载荷P10300N，相对间隙0.0025，润滑油膜的粘度在40℃时为21cp，润滑油膜的密度r9000N/m，相对偏心率

30.7。求承载系数Cp，摩擦系数f之值?

解：vdn6010003.141591007503.927m/s

601000F2103000.00252 Cp2.6

2vB20.0213.9270.153.141592110378.54f0.550.550.002510.00439

4P0.00256.87105(9) 如图12-9所示为稳定工作时的液体动压润滑轴承示意图，试判断轴颈1的转动方向，并大致在图12-9上画出其压力分布图。（答图3为解答图）

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图12-9 答图3

(10) 如图12-10就液体动压润滑的一维雷诺方程式

hh0p6v，回答下列问题: 3xh1) 产生压力油膜的必要条件是什么? 2) 画出A板的运动方向。

3) 定性画出油膜压力在A板上的分布图。

图12-10

解：1) 液体动压润滑形成的必要条件

a．相对运动两表面必须形成收效的楔形间隙：

b. 被油膜分开的两表面须有一定的相对滑动速度，且运动方向须油从大口流入，小口流出； c．润滑油须有一定的粘度，供油要充分。 2)、3)解答如答图4所示。

答图4

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六 结构题

(1) 整体式径向滑动轴承的典型结构。

答：整体式径向滑动轴承的典型结构，如解图12-11所示。在轴承孔中可压配以铜瓦，在轴承顶部开有油孔，可定期注油。一般此种轴承只能形成非液体摩擦。

图12-11

(2) 多油楔径向滑动轴承的几种典型结构示意图。

答：多油楔径向滑动轴承的几种典型结构示意图如解图8.3～8.5所示。答图5为椭圆轴承；答图6为固定瓦三油楔轴承；答图7为摆动瓦三油楔轴承。

答图5 答图6

答图7

(3) 推力滑动轴承的几种典型结构(非液体摩擦及液体摩擦—固定瓦及摆动瓦)。

答：推力滑动轴承的几种典型结构示意图如答图8、9、10所示。答图8(a)为实心式、(b)为空心式、(c)

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为单环式、(d)为多环式，这些轴承一般只能实现非液体摩擦。答图9为固定瓦多油楔推力轴承，答图10为摆动瓦多油楔推力轴承，它们可形成液体摩擦。

答图9

答图8

答图10

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