1、    滑動軸承的設計準則，是根據其工作方式及特點確定的。對于非流體摩擦狀態的滑動軸承，或稱混和摩擦狀態滑動軸承，保證其軸瓦材料的使用性能是主要任務；對于流體潤滑軸承，設計重點則主要集中在如何在給定的工況下，構造具有合理幾何特征的軸頸和軸瓦，使之能在工作過程中依賴流體內部的靜動壓力承載。1 非流體潤滑狀態滑動軸承的設計準則    對于非流體潤滑、混和潤滑和固體潤滑狀態工作的滑動軸承，常用限制性計算條件來保證其使用功能。此設計條件也可作為流體潤滑軸承的初步設計計算條件。    

2、     （1） 軸承承載面平均壓強的設計計算    由于過大的表面壓強將對材料表面強度構成威脅，并會加速軸承的磨損，因此在設計中應滿足:其中：P軸承承載面上壓強，MPa；F軸承載荷，N；A軸承承載面積，mm2；P軸承材料的許用壓強，MPa。    對于徑向軸承，一般只能承擔徑向載荷:其中：F軸承徑向載荷，N；D軸承直徑，mm；B軸承寬度，mm。DB是承載面在F方向上的投影面積。    推力軸承一般僅能承擔軸向載荷，對于環形瓦

3、推力軸承:其中：F軸承軸向載荷，N；D2、D1軸承承載環面外徑、內徑，mm。        (2) 軸承摩擦熱效應的限制性計算    滑動軸承工作時，其摩擦效應引起溫度升高，摩擦熱量的產生與單位面積上的摩擦功耗成正比，而軸承承載面壓強p與速度v的乘積通常用來表征滑動軸承的摩擦功耗，稱為pv值?；瑒虞S承設計中，用限制pv值的辦法，控制其工作溫升，其設計準則為：其中：P軸承承載面上壓強，MPa；對于徑向和推力軸承；V軸承承載面平均速度，m/s；Pv軸承許用Pv值。其中：D軸承平均

4、直徑，0.001m；n軸頸與軸瓦的相對轉速，。這樣，上式也可寫為:        (3) 軸承最大滑動速度的條件性計算    非液體摩擦狀態工作的滑動軸承，其工作表面相互接觸，當相對滑動速度很高時，其工作表面磨損加速，此項計算對于輕載高速軸承尤為重要。設計準則為:其中：v軸承承載面最大線速度，m/s；v軸承許用線速度。        (4) 滑動軸承的幾何參數   &

5、#160;滑動軸承的軸頸和軸瓦間的間隙大小，對滑動軸承的工作性能有顯著影響,滑動軸承的間隙大小用相對間隙來表示:其中：C軸承半徑間隙，即軸瓦與軸頸的半徑差，mm；r軸承半徑，mm。軸承間隙較大時，軸承承載力和運轉精度下降，摩擦較小，溫升較低；軸承間隙較小時，軸承運轉精度較高，承載力較高，但摩擦功耗及溫升較大?；瑒虞S承設計時，常在0.0040.012范圍取值。    滑動軸承的徑向尺寸和寬度尺寸的比值稱為寬徑比B/D，有時寫成L/D，軸承寬度較小時，會使潤滑劑易沿軸向泄漏，不易保持于承載區，因此滑動軸承的寬徑比不易過小，常推薦在0.51.5間選取。徑向軸承

6、徑向配合推薦優先選用H9/d9和H8/f7及D9/h9和F8/h7。2. 流體潤滑狀態滑動軸承的設計    流體潤滑狀態潤滑軸承是指在穩定運轉時，其軸頸與軸瓦被潤滑劑完全分隔，工作于無相互接觸工作狀態的滑動軸承。        (1) 滑動軸承形成流體動力潤滑的條件    實現流體潤滑主要有兩種方式，一是靜壓方式，即將流體直接泵入承載區承載；二是動壓方式，即利用軸承相對運動表面的特殊形狀及運動條件形成的壓力承載。通常狀態下，動壓軸承的設

7、計和工藝條件應滿足如下幾方面的要求，才可使流體潤滑的實現成為可能。    條件1：滑動軸承相對運動表面間在承載區可以構成鍥形空間，且其運動將使該區域中的流體從寬闊處流向狹窄處；即從大口流向小口；或使承載區體積有減小的趨勢。    條件2：有充足的流體供給，且其具有一定的粘度；    條件3：相對運動表面間的最小間距，即最小流體膜厚度hmm，大于兩表面不平度之和，使滑動表面間不發生直接接觸。        (2) 流體動壓潤滑軸承承載流體膜的力學特征    流體動壓潤滑軸承依賴承載區流體膜承載，承載區流體在相對運動表面間形成壓力，如上