滑动轴承§1概述§2径向滑动轴承的主要结构型式§3轴瓦材料和结构磨粒磨损腐蚀§4滑动轴承润滑剂的选择采用润滑脂进行润滑时，一般使用黄油杯，杯内贮满润滑脂，定时或随时旋转杯盖，即可将润滑脂挤入轴承。(a)针阀式油杯（b）油绳式油杯§5不完全液体润滑滑动轴承设计计算4、止推滑动轴承的计算§6动压润滑基本原理三、向心动压滑动轴承的工作过程四液体动力润滑的基本方程基本假设式中h0—两表面间油压最大处的间隙；h—任一载面处的间隙；η—润滑油粘度。五径向滑动轴承的几何关系和承载量系数（2）基本概念①直径间隙：Δ=D-d②半径间隙：δ=R-r=Δ/2③相对间隙：ψ=Δ/d=δ/r④偏心距：e⑤偏心率：χ=e/δ⑥任意极角φ的油膜厚度h：h=δ+ecosφ=δ(1+χcosφ)⑦最小油膜厚度：hmin=δ-e=δ(1-χ)=rψ(1-χ)⑧压力最大处的油膜厚度h0：h0=δ(1+χcosφ0)⑨包角α：入油口到出油口间所包轴颈的夹角。2.轴承的承载能力有限长轴承油膜的总承载能力F=ηωdB/（ψ2Cp）Cp轴承的承载量系数Cp∝(χ，B/d)六最小油膜厚度hmin=δ-e=δ(1-χ)=rψ(1-χ)若其他条件不变，hmin愈小则偏心率χ愈大，轴承的承载能力就愈大。最小油膜厚度受到轴颈和轴承表面粗糙度、轴的刚性、以及轴承与轴颈的几何形状误差等因素的限制。为了保证轴承获得完全液体摩擦，避免轴颈与轴瓦的直接接触hmin≥Rz1+Rz2=［hmin］再综合考虑到轴颈和轴瓦的制造和安装误差，以及轴的变形的影响，一般要使安全系数S≥hmin/（Rz1+Rz2）=2-3校核：hmin→χ→Cp→F=ηωdB/（ψ2Cp）若F>外载荷，合格。七轴承的热平衡计算1.目的2.热平衡条件fFv=cρQΔt+αsAΔt式中f—液体摩擦系数；F—轴承承载能力，即载荷（N）；v—轴颈圆周速度（m/s）；c—润滑油比热，一般为1680-2100J/（kg.℃）；ρ—润滑油密度，一般为850-900g/m3；Q—轴承耗油量（m3/s）；A—轴承散热面积（m2），A=π/dB；Δt—润滑油的出油温度t2与进油温度t1之差（温升），Δt=t2-t1（℃）；αs—轴承的散热系数，依轴承结构尺寸和通风条件而定。轻型轴承或散热困难的环境，αs=50J/（m2·s·℃）；重型轴承或散热条件良好时，αs=140J/(m2·s·℃）。3.说明①润滑油从入口至出口，温度是逐渐升高的，因而各处油的粘度不等。计算轴承承载能力F=ηωdB/（ψ2Cp）时，用平均温度下的粘度。平均温度tm=t1+Δt/2平均温度一般不应超过75℃。②设计时，先假定tm（50～75℃）→Δt→校核入口温度t1。进油温度t1一般控制在35-45℃（t1太低，外部冷却困难；若t1>35～40℃，则易于建立热平衡，承载能力尚未用尽。）。八设计方法（1）参数选择相对间隙ψ：相对间隙是影响轴承工作性能的一个主要参数。宽径比B/d：宽径比对轴承承载能力、耗油量和轴承温升影响很大。润滑油粘度η：粘度大，则轴承承载能力高，但摩擦功耗大，油流量小，轴承温升高。轴承表面粗糙度：轴承最小油膜厚度hmin受轴承表面粗糙度的限制。（2）设计方法1）初步确定设计方案根据轴颈直径d、转速n及轴上外载荷F等工作条件，参考有关经验数据，初步确定轴承的设计方案，具体包括：①确定轴承的结构形式；②选定有关参数：B/d、ψ、η、Rz等；③选择轴瓦结构和材料。2）校核计算校核计算主要包括轴承最小油膜厚度hmin和润滑油温升Δt的计算等。3）综合评定与再设计通常，能满足工作条件的零件设计方案不是惟一的，对于影响因素众多的滑动轴承设计来说，情况更是如此。例题