第11章摩擦學設計(2)

ⅪTribologyDesign

摩擦副作相對運動時，由于存在摩擦阻力，產生接觸表面間的磨損和功率損失。

磨損會降低機器的工作精度，而摩擦功轉化為熱量，使表面間的工作溫度升高，嚴重時會造成摩擦面間的膠合。為了減少機器的磨損和發熱，保證機器安全運轉，延長使用壽命和降低能源的消耗，摩擦副工作表面間需進行潤滑。使用經驗表明，潤滑是減小摩擦副表面摩擦、降低磨損的最有效、最重要的手段和措施。11.4潤滑和潤滑系統設計11.4.1摩擦副間的基本潤滑狀態1.摩擦副間的基本潤滑狀態

摩擦副表面間的潤滑可分為非流體潤滑和流體潤滑兩大類。

流體潤滑是指在適當條件下，摩擦副的兩摩擦表面被一層粘性流體潤滑膜（厚度約為1.5～2μm以上）完全分開，有流體壓力平衡外載荷。由于兩摩擦表面不是直接接觸，當兩表面相互滑動時，產生的摩擦為潤滑油分子之間的內摩擦，因此摩擦系數很小，一般為0.001～0.008，從而有效地降低了磨損。此時，流體潤滑的摩擦性質完全決定于流體的粘性而與兩個摩擦表面的材料無關。所用的粘性流體可以是液體，如各類潤滑油、水等，也可以是氣體，如空氣、氦、氫等，相應地稱為液體潤滑和氣體潤滑。

流體潤滑的主要優點是：摩阻低，摩擦系數很小，一般為0.001～0.008(液體動壓潤滑)或更低(氣體潤滑及靜壓潤滑)，可以改善摩擦副的動態性能并能有效地降低磨損。

依據流體潤滑油膜壓力形成的方式不同，又將流體潤滑分為流體動壓潤滑和流體靜壓潤滑兩類。

流體動壓潤滑，系由摩擦表面間形成的收斂油楔和相對運動，由粘性流體產生的油膜壓力以平衡外載荷。

流體靜壓潤滑，系由外部供油系統向摩擦表面間供給有一定壓力的流體，借助流體的靜壓力平衡外載荷。

非流體潤滑是指在摩擦表面間用粉狀或薄膜狀固體進行潤滑。潤滑膜為固體膜。常用的固體潤滑劑有：層狀晶體結構物質（如石墨、二硫化鉬等）、非層狀無機物（如氧化鉛等）、金屬薄膜(如將鉛、錫、鋅等低熔點軟金屬做成的干膜潤滑)、塑料（如聚四氟乙烯、尼龍等）、合成膜或化合膜等。

潤滑的目的是在摩擦副表面之間形成低剪切強度的潤滑膜，用它來減小摩擦阻力和降低表面材料磨損。潤滑膜可以是由液體或氣體組成的流體膜或者固體膜。依據潤滑膜的形成原理和特征，摩擦副表面間的潤滑可以分為如下5種基本類型：

◆

流體動壓潤滑

◆

流體靜壓潤滑

◆

彈性流體動壓潤滑

◆

邊界潤滑

◆干摩擦狀態這5種潤滑類型的基本特征可見表11-9。表11-95種潤滑類型的基本特征

潤滑是減小摩擦和降低磨損的一種重要方法，它影響著摩擦副之間能量及表面材料的轉移。任何潤滑現象的紊亂和失效，都會導致摩擦副表面的摩擦特性的改變，并發生有害的結果。因此，除了有必要研究各種潤滑狀態的機理外，還應了解潤滑狀態的失效過程以及潤滑狀態的轉化及特性。一般來說，摩擦副間有下述幾種潤滑狀態的轉變：①由層流到紊流；②由完全的流體動壓潤滑到部分流體動壓潤滑；③邊界保護膜的破裂；④發生強烈的金屬粘著。上述前兩種潤滑現象的轉化很明顯，但后兩種潤滑現象的轉化十分復雜，目前還正處研究中。2.潤滑狀態的轉化

潤滑狀態曲線圖以摩擦系數f作縱坐標，因為f的大小可以說明不同的潤滑狀態；用同Sommerfeld數性質類似的ηV/W

作橫坐標，因為此數可以說明潤滑油膜具備多少承載能力（η為潤滑油的粘度，V為兩個表面的相對速度，W為載荷）。制作該曲線圖時，為了消除溫度對粘度的影響，試驗時采用25℃作為計算f的根據。圖11-8滑動表面潤滑狀態

在機器工作時，摩擦副表面的邊界潤滑、混合潤滑和流體潤滑等三種潤滑狀態可以用潤滑狀態曲線（或稱Stribeck曲線）來說明，見圖11-8。

圖中曲線表明，存在三種潤滑區域：流體動壓潤滑區、混合潤滑區（或稱部分流體動壓潤滑區）和邊界潤滑區。

流體動壓潤滑是機器摩擦副工作表面最希望得到的潤滑狀態。流體動壓潤滑理論的基本方程是潤滑膜壓力分布的微分方程，即雷諾（Reynold）方程。它是從粘性流體力學的基本方程出發，根據一定的簡化假定而導出。為分析方便，現以兩塊相互傾斜的平板為分析對象，如圖11-9所示，兩板之間充滿潤滑油，下板靜止，上板以速度U沿x方向勻速移動。1.流體動壓潤滑原理11.4.2流體動壓潤滑原理及動壓滑動軸承的設計(a)油楔(b)油膜中的微單元體圖11-9油楔承栽機理(動壓分析)

上式是計算流體動壓軸承性能的基本公式。它表達了流體動壓潤滑時，油膜壓力沿x和z（軸向）兩方向發生變化以及流速沿x方向發生變化時，壓力梯度、流速、油膜厚度、潤滑油粘度等參數之間的關系。式中等號左邊部分的兩項表征沿x和z方向油膜壓力分布，如圖11-10所示。等號右邊表示了沿x方向上速度和油膜厚度變化的影響，即表明油楔作用。(11-16)式中，x、y、z為坐標變量；U為平板沿x方向的移動速度；h為潤滑膜厚度；p為流體的壓力。假設：(1)潤滑油的運動是層流；(2)潤滑油沿z向沒有流動；(3)油層為不可壓縮流體，粘度為常量、不隨壓力變化；(4)忽略油的慣性力和重力；(5)沿油膜厚度方向(y向)壓力變化忽略不計。可得流體潤滑膜壓力分布的二維雷諾方程為

對于無限長軸承（沿Z向的壓力變化率），上式(11-16)可簡化為一維雷諾方程

對上式進行積分并設處的油膜厚度為hm（即油壓最大處的油膜厚度），則上式可整理成以下形式：圖11-10動壓滑動軸承油膜壓力分布(11-17)

由式(11-18)可以看出，建立流體動壓潤滑必須滿足以下條件：(1)兩相對滑動表面之間必須相互傾斜而形成收斂油楔；(2)兩滑動表面應具有一定的相對滑動速度，并且其速度方向應該使潤滑油從楔形大口流入，從小口流出；在一定范圍內，油膜承載能力與滑動速度成正比關系；(3)潤滑油應具有一定的粘度，粘度愈大，油膜承載能力也愈大。

上式稱為一維雷諾方程的積分表達式。為了區別，通常把式(11-17)稱為一維雷諾方程的微分表達式。利用式(11-18)可求得油膜壓力函數p(x)，再次積分就可求得油膜的承載能力P。(11-18)

上面討論了相對運動兩平板間的油膜潤滑。若將兩平板改成圓筒和圓柱，便構成常見的徑向軸承。則可利用一維雷諾方程來計算圓柱體在圓筒中轉動時的壓力分布。)的極角。圖11-11徑向動壓滑動軸承的幾何關系2.液體動壓滑動軸承的設計計算

如圖11-11所示，設D、R分別表示軸承孔的直徑和半徑；d、r分別表示軸頸的直徑和半徑；B為軸承寬度。則徑向動壓滑動軸承的幾何參數有：

1)徑向滑動軸承的幾何參數圖11-11徑向動壓滑動軸承的幾何關系

(1)軸承寬徑比B/d（或B/D）；(2)半徑間隙c＝R－r＝(D－d)/2；(3)相對間隙ψ＝c/r；(4)偏心距e=(5)偏心率ε=e/c；(6)最小油膜厚度(7)偏位角θ(圖11-11)；(8)任一極角

處的油膜厚度h：在△OO’M中，根據余弦定理，有整理上式并略去高次微量

，得(11-19)

(9)最大油膜壓力處的油膜厚度，為最大油膜壓力處（）的極角。

2)動壓徑向滑動軸承的承載能力

將一維雷諾方程(11-17)或(11-18)改成極坐標式（使，）并進行求解，就可得到任意剖面極角位置的油膜壓力分布。當用數值計算方法求解雷諾方程得到p分布后，沿油膜作用區域積分，可求得壓力的合力在x、y方向上的分量

Fx、Fy。

以圖11-12所示的180°圓柱形徑向滑動軸承為例，取微分弧面積，其上的作用力為(見圖11-12b)，該力在x方向的分量為沿、z方向積分可求得作用在軸頸上油膜壓力合力的水平分量為

(11-20)

圖11-12徑向滑動軸承承載能力計算簡圖同理，可求得作用在軸頸上油膜壓力合力的沿垂直方向的分量為(11-21)因載荷F通常是垂直向下作用的，故Fy=F；由于水平方向無載荷作用，故Fx=0。采用數值積分的方法可在計算機上對Fy進行求解。為了便于不同尺寸、不同參數的滑動軸承的設計計算，一般則用無量綱形式的軸承承載能力來表達，其表達式為

通常，Cp稱為軸承的承載系數，它是一個無量綱量要由式(11-23)通過計算機進行數值積分求得。徑向滑動軸承的承載系數

Cp與偏心率ε、軸承寬徑比

B/d的關系曲線示于圖11-13。(11-23)因Fy=F，故(11-24)圖11-13承載系數與偏心率的關系曲線3)潤滑油流量

對于如圖11-9所示的兩塊相互傾斜平板的油楔，當下板靜止，上板以速度U沿x方向勻速移動，且潤滑油是層流流動，根據牛頓粘滯定理以及油膜中微單元體的力平衡條件和楔形板的邊界條件，可得油膜中油層速度沿油膜厚度h分布的表達式為(11-25)

由上式可見，u

由兩部分組成：第一項表示速度呈二次拋物線分布（見圖11-14），它是反映油膜中壓力的變化，是由于油膜受到擠壓而引起的，稱為壓力流；第二項表示速度呈線性分布（圖11-14中的虛直線所示），這是直接由平板的移動引起的，與壓力無關，稱為剪切流。油膜中實際速度分布是壓力流和剪切流的疊加，如圖11-14中的實線所示。圖11-14收斂油楔中的油層速度分布

根據速度分布可求出潤滑油的流量。油膜在單位時間內沿x方向流徑任何截面上單位寬度(z向)面積的體積流量為

上式表示了沿

x方向的流量

qx

由兩部分組成：其中項是由剪切流引起的流量；項是由壓力梯度引起的流量。(11-26)

充足的供油量是保證液體動壓滑動軸承為液體潤滑狀態的必要條件之一。供油的目的，一是為了補充軸承從兩端部泄走的端泄流量，二是為了通過泄走的油將軸承所產生的部分摩擦熱帶走，以防止軸承過熱。對于有限寬軸承，油膜承載區起點的進油量Qi應等于終點流出收斂油楔的流量與端泄流量Qs之和(圖11-15)。進油量Qi

可利用式(11-26)求得。若軸承為非壓力供油，則非承載區的端泄很小可忽略不計；若為壓力供油，由于軸承寬度中間油孔所供的油與外界有壓力差，故也產生端泄流量Q’s（圖11-15）。因此，軸承工作中的總耗油量Q為(11-27)圖11-15徑向滑動軸承中的耗油量

對于非壓力供油，Q’s=0。在滑動軸承實際設計中，工程上提供了承載系數Cp與耗油量系數CQ的關系曲線圖。耗油量系數CQ被定義為

180°圓柱形有限寬徑向滑動軸承的耗油量系數CQ

與軸承承載系數Cp、寬徑比B/d的關系圖可見圖11-16。設計時，從圖中查出CQ

的值后，由上式(11-28)便可計算出耗油量Q的值。(11-28)圖11-16承載系數Cp與耗油量系數CQ的關系4)摩擦阻力及阻力系數

液體動壓潤滑時，作用在軸頸表面上的切向摩擦阻力是液體的粘性阻力。液體作層流流動時單位面積上的剪切阻力τ按牛頓粘滯定律為在軸頸表面上，因y=0，故

作用在軸頸上的摩擦阻力Ff為(11-29)式中導數du/dy可由式(11-25)求得，于是上式可寫為

根據定義，摩擦系數為(11-31)稱為軸承的阻力系數，它與承載系數

Cp的關系可見圖11-17。圖11-17阻力系數Cf與承載系數Cp的關系

5)軸承溫升

為了防止軸承工作時溫度過高，軸承設計時應進行軸承的熱平衡計算，即計算油膜的溫升。根據熱平衡的概念，單位時間內軸承所產生的熱量應等于同時間內潤滑油所帶走的熱量與通過軸承表面所散去的熱量之和。即(11-32)式中，fFU

為單位時間內壓力油膜中所產生的摩擦熱量，單位為W；

為單位時間內壓力潤滑油經摩擦區域兩端流出時帶走中熱量，單位為W；為單位時間內通過軸承金屬表面散于周圍介質的熱量，單位為W；其中：f為摩擦系數；F為軸承載荷，N；

U為軸頸圓周速度，m/s；

C為潤滑油的比熱，礦物油為1675-2090J/(kg·℃)；

ρ為潤滑油的密度，礦物油為850～900kg/m3；

Q為潤滑油的耗油量，m3/s；

△t為潤滑油的溫升(℃)，△t=tc－ti，tc為潤滑油出油溫度(℃)；

ti為潤滑油進油溫度(℃)；

αs

為軸承的散熱系數，根據軸承結構和工作環境狀況，一般可在50～140W/(m3·℃)范圍內選取；

△t1

為軸承表面溫度與周圍介質溫度之差，近似地等于△t。由上式可求得軸承潤滑油的溫升為(℃)(11-33)(1)軸承寬徑比B/d：

它與軸承的承載能力及溫升有關。

寬徑比小，則端泄流量大、摩擦功耗小，軸承溫升低，但承載能力也低；寬徑比大，雖然軸承承載能力高，但功耗大、溫升高，同時由于寬徑比的增大，則對軸的剛度及軸承的制造和安裝精度要求較高，以避免發生軸承的“邊緣接觸”。一般而言，對液體摩擦徑向滑動軸承常取B/d=0.8～1.5，對自位軸承最大可取到4。常見機器的軸承B/d值如下：透平發電機軸承0.8～1.8；機床主軸軸承0.8～1.2；汽油發動機軸承0.4～1.2；柴油發動機軸承0.5～1.5；電動機軸承1.0～2.0；鐵路車輛軸承1.5～4.0。

軸承相對間隙對軸承的承載能力、溫升和回轉精度等有著重要影響。6)動壓滑動軸承設計中的參數選擇(2)相對間隙

一般情況下，值可按下面經驗公式估取。(11-34)(3)潤滑油的粘度η

潤滑油的粘度η對軸承的承載能力、功率損失和溫升等影響較大。設計時，應根據軸承載荷、轉速和機器對潤滑總的要求選取潤滑油的品種和粘度，具體參見教材表格或機械設計手冊。通常，對重載、低速軸承應選用粘度大的潤滑油；對輕載、高速軸承應選用粘度小的潤滑油。

(4)軸承最小油膜厚度

hmin為保證軸承能正常工作，要通過驗算來保證hmin≥[h]=k（Rz1+Rz2）。其中，[h]為許用油膜厚度；k為安全系數，一般取k=2～3；Rz1、Rz2分別為軸頸、軸瓦表面的粗糙度值。(3)潤滑油的粘度潤滑油的粘度常取為35～45℃(最高不超過50℃)，一般控制75℃。(6)軸承平均壓強p軸承平均壓強p的選擇主要取決于機器類型與軸承材料。通常，平均壓強p取得大一些，能縮小軸承尺寸，并能使運轉平穩；但過大時會使油膜變薄，從而提高了對潤滑油性能和對軸承加工及安裝質量的要求，并易于損壞軸承工作表面；平均壓強p過小會加大軸承尺寸，且在高速下還可能因偏心率很小，使軸承工作的穩定性變壞。

軸承工作時，油膜各處的溫度是不同的，通常認為軸承溫度等于油膜的平均溫度

tm。(5)軸承溫度

一般平均溫度tm介于進油溫度ti和出油溫度tc之間。故取軸承溫度tm=ti+k△t，通常取系數k=0.8，ti常取為35～45℃（最高不超過50℃），一般控制tm≤75℃。

(6)軸承平均壓強

p

軸承平均壓強

p的選擇主要取決于機器類型與軸承材料。通常，平均壓強

p取得大一些，能縮小軸承尺寸，并能使運轉平穩；但過大時會使油膜變薄，從而提高了對潤滑油性能和對軸承加工及安裝質量的要求，并易于損壞軸承工作表面；平均壓強

p過小會加大軸承尺寸，且在高速下還可能因偏心率很小，使軸承工作的穩定性變壞。

(1)對軸承材料性能的要求

軸瓦和軸承襯的材料統稱為軸承材料。

滑動軸承的主要失效形式是磨損和膠合（或稱燒瓦），由于強度不足而出現的疲勞損壞和由于工藝原因而出現的軸承襯脫落等現象也時有發生。因此，對軸承材料性能的要求是：①足夠的強度。②良好的減摩性、耐磨性、耐蝕性和抗膠合性。所謂減摩性是指材料具有較低的摩擦阻力的性質。所謂耐磨性是指材料抵抗磨料磨損和膠合磨損的性質。③良好的適應性、包括順應性、嵌入性和磨合性。所謂順應性是指軸承材料依靠表面的彈塑性變形補償對中誤差和順應其它幾何誤差的能力。7)滑動軸承的材料

所謂嵌入性是指軸承材料嵌藏污物和外來微粒以減輕刮傷或磨料磨損軸頸的能力。所謂磨合性是指軸承材料經短期輕載運轉后能減小表面粗糙度而使軸瓦表面和軸頸表面相互吻合的性質。④良好的導熱性，熱膨脹系數小。⑤良好的加工工藝性。設計時應按軸承的具體情況及經濟性原則綜合考慮，針對其主要的要求去選用適宜的軸承材料。

(2)滑動軸承的常用材料

滑動軸承材料可分為三大類：

1)金屬材料：如軸承合金、青銅、鋁基合金、鋅基合金、減摩鑄鐵等；

2)粉末冶金材料：如含油軸承；

3)非金屬材料：如塑料、橡膠、硬木等。這些滑動軸承常用材料的型號、性能及應用詳見11.3節。

1.潤滑油

在工業機器設備中，廣泛使用著各種潤滑油。其目的是通過它來降低兩摩擦表面的摩擦、磨損和傳遞摩擦產生的熱量，從而降低表面溫度。不同的工況、不同的機械設備應采用不同型號的潤滑油。

工業潤滑油通常由基礎油和添加劑組成。

基礎油分為礦物油（97％）及合成油（3％）兩大類。11.4.3潤滑材料

潤滑材料是用來降低摩擦副表面的摩擦、磨損或表面損傷的材料或介質。

常用的潤滑材料有液體、固體、半固體和氣體等幾類。它們分別以流體潤滑膜、吸附膜、化學反應膜和粘附在摩擦副表面上的固體膜或涂層起潤滑作用。

①粘度：是液體潤滑劑抵抗變形的能力，它標志著液體的內摩擦阻力的大小。

潤滑油的粘度是選用潤滑油時確定油牌號的主要依據。

②油性：是潤滑油在邊界摩擦時，所形成的潤滑油膜對摩擦表面的吸附性能。

潤滑油的油性取決于潤滑油的化學組織，通常動植物油的油性比礦物油的油性要好。在相同條件下，油性好的潤滑油其潤滑效果較好。

③閃點：當油在標準儀器中加熱所蒸發出的油氣，一遇火焰即能發出閃光的最低溫度，稱為油的閃點。這是衡量油的易燃性的一種尺度，對在高溫下工作的機器，它是潤滑油的一個十分重要的指標。

④凝點：是指潤滑油在規定條件下，不能再自由流動時所達到的最高溫度。它是潤滑油在低溫下工作的一個重要指標。直接影響到機器在低溫下的起動性能和磨損情況。

(1)潤滑油的幾種主要性能指標為了保證不同機械設備的良好潤滑性能，工業生產的潤滑油種類很多，現介紹其最主要幾類如下：

①發動機潤滑油。主要用來對發動機的三大摩擦副：即氣缸-活塞及活塞環、曲軸軸頸-軸承、凸輪-挺桿進行潤滑。

②齒輪潤滑油。主要用于齒輪傳動工作時齒面間的潤滑與冷卻。

③液壓油。液壓油的主要作用是傳遞液壓能，其次是潤滑、冷卻、防銹、減震等作用。液壓油應具有良好的濕粘特性、潤滑性、抗氧安定性、抗乳化性、抗泡性、防銹性、防火性以及較高的清潔性。原國標GB2512-81將液壓油分為兩大類系統：液壓系統和液力系統。(2)工業潤滑油的種類

④汽輪機潤滑油。汽輪機潤滑油主要用于蒸汽渦輪機、燃氣輪機、水力渦輪機及發電機的軸承潤滑及冷卻。

⑤汽缸潤滑油。氣缸潤滑油用于往復式蒸氣軌、蒸汽往復泵、蒸汽錘等直接與蒸汽接觸時，主要潤滑汽缸、活塞、配汽機構等摩擦副零件表面。汽缸油可分為飽合汽缸油和過熱汽缸油等兩大類多規格。

⑥壓縮機潤滑油。壓縮機潤滑油用于潤滑、密封、冷卻氣體壓縮機的運動部件。壓縮機油又分為活塞式（往復式）壓縮機潤滑油和回轉式(透平)壓縮機潤滑油兩大系列多種規格。

⑦冷凍機潤滑油。冷凍機潤滑油主要是用來潤滑冷凍機的壓縮機。冷凍機潤滑油應具有良好的低溫性能，具有較低的凝點，同時也應具有適當的粘度以及良好的化學安定性。冷凍機潤滑油不能隨意用其它潤滑油代替。

⑧機械油。機械油通常用于工作溫度在50~60℃以下的普通機械的潤滑。常用潤滑油的牌號、性質及其用途見表11-10。

表11-10常用潤滑油的性質及用途

潤滑脂是在潤滑油中加入稠化劑所制成的半固體膠性物質。常用的稠化劑是脂肪酸金屬皂。皂中所含的基礎金屬為鈣、鋰、鈉、鋇或鋁，相應地稱它們為鈣基皂、鋰基皂等。為了改善和提高潤滑脂的性能指標，還可根據需要添加各種添加劑。

潤滑脂的主要性能指標如下。

①滴點。滴點是表示潤滑脂由膠態變為液態的溫度，是潤滑脂的耐熱性指標。滴點越高，耐熱性就越好，潤滑脂允許的潤滑脂也越高。一般取潤滑脂的潤滑脂低于該脂的滴點20～30℃。

潤滑脂的滴點主要取決于稠化劑的種類和含量。

②稠度。稠度是用來表示潤滑脂的軟硬度，亦即反映潤滑脂在外力作用下變形的程度，變形程度大表示脂軟，反之則硬。潤滑脂的稠度相當于潤滑油的粘度。衡量稠度的指標是用針入度值，即采用針入度計來測定。2.潤滑脂(1)潤滑脂的幾種主要性能指標

③機械安定性。機械安定性是指潤滑脂在使用中抵抗機械破壞的能力。

測定潤滑脂的機械安定性的方法常采用滾筒試驗法。該法是采用針入度計測定潤滑脂在進入滾筒試驗前后的針入度值之差來表示脂的機械安定性。(2)潤滑脂的選用常用潤滑脂的牌號、性質及其用途見表11-11。表11-11常用潤滑脂的主要性質和其用途

固體潤滑劑是指在摩擦副表面間用固體粉狀、薄膜或復合材料代替潤滑油脂進行潤滑，以達到減少表面間摩擦、磨損的目的。目前，常用的固體潤滑劑的主要種類有:

(1)層狀晶體結構物質，如石墨、二硫化鉬、氮化硼等；

(2)非層狀無機物，如氧化鉛等；

(3)金屬薄膜，如將鉛、錫、鋅等低熔點軟金屬作成干膜潤滑；

(4)塑料，如聚四氟乙烯、尼龍等；

(5)合成膜或化合膜等。幾種常用固體潤滑劑的特點及應用見表11-12。3.固體潤滑劑表11-12幾種常用固體潤滑劑的特點及應用正確地選用潤滑方式和潤滑系統對保證潤滑劑的輸送、分配、調節和檢查，以及對提高機械設備的工作性能和使用壽命起著重要的作用。

1.潤滑方式機械設備中常用的潤滑方式及裝置有如下幾種：(1)手工加油（或脂）潤滑。

(2)滴油潤滑。該潤滑方式是利用油的自重向潤滑部位滴油進行潤滑，主要用于滑動及滾動軸承、齒輪、鏈條及滑動導軌上。常用的滴油潤滑裝置是針閥滴油油杯。

(3)飛濺（油池）潤滑。該潤滑方式主要用在閉式齒輪傳動及曲軸軸承等處。它依靠旋轉的機件或附加在軸上的甩油盤、甩油片等，將油池中的油濺散或帶到潤滑部位。該潤滑方式只能用于封閉的機構。11.4.3潤滑系統設計

(4)油環或油鏈潤滑。這種潤滑方式只能用于水平安裝的軸，如機床、電機、風扇等的主軸軸承的潤滑。它依靠套在軸上的油環油鏈將油從油池中帶到潤滑部位。

(5)油繩、油墊潤滑。

(6)機械強制送油潤滑。這種潤滑方式主要用于機床、鍛壓設備和一些內燃機、蒸汽機的主軸承上。它是利用裝在油池上的小型柱塞泵通過機械或電機的帶動，從油池中的把油壓向潤滑點。

(7)油霧潤滑。這種潤滑方式主要用在高速滾動軸承及密閉的齒輪、鏈條等部件上。油霧潤滑的原理是利用壓縮空氣通過噴嘴把潤滑油噴出，將其霧化后再送入摩擦副表面，并讓其在飽和狀態下析出，使摩擦表面上粘附一薄層油膜而起潤滑作用。

(8)集中潤滑。

(9)壓力循環潤滑。

對于滑動軸承，可依據如下經驗公式來選擇潤滑方式：

(11-35)式中，K為平均載荷系數；pm為軸頸上的平均壓強，，N/mm2；F為軸承載荷，N；D為軸承直徑，mm；B為軸承寬度，mm；v為軸頸圓周線速度，m/s。

當K≤2時，采用潤滑脂潤滑；當K＞2～16時，采用滴油潤滑，可用針閥油杯供油；當K＞16～32時，采用油環等連續供油潤滑；當K＞32時，應采用壓力循環潤滑。

潤滑系統可分為以下幾種:

(1)循環潤滑系統；

(2)集中潤滑系統；

(3)噴霧潤滑系統；

(4)浸油與飛濺潤滑系統；

(5)油和脂的消耗系統等。對于油霧潤滑、集中潤滑、循環潤滑都要通過潤滑系統來實現對潤滑劑的輸配、調節、冷卻、凈化和檢查等。

設計潤滑系統時，首先應對機械設備各部分的潤滑要求作全面分析，盡量減少潤滑油和潤滑裝置的類別，在保證主要部件的良好潤滑條件下，兼顧其它潤滑點的潤滑。其次，應使潤滑劑的供給連續、均勻及油量充足。此外，應使潤滑系統供給的潤滑油保持清潔，以免潤滑油中微屑損失摩擦副表面。為此，除加強系統本身的密封，防止微屑進入外，還可加入過濾裝置。2.潤滑系統

潤滑系統使用的基本裝置如下：

1)油箱。在潤滑系統中，油箱用以儲存全部潤滑油，散熱、冷卻潤滑油，沉淀油中雜質、水分和分離油中所含氣泡。

油箱的形狀和容量應根據使用要求來決定。通常油箱應容納每分鐘通過潤滑系統油量的3～7倍；大型機械的潤滑系統有時取10～20倍；對于精密機械的潤滑系統甚至取50倍。

2)油泵。油泵在潤滑系統中起將潤滑油壓輸到各潤滑部位的作用。油泵的選擇應根據潤滑系統所需油壓、流量、潤滑油性質、工作溫度