新机械设计教程滑动轴承.docx

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新机械设计教程滑动轴承

第十二章滑动轴承

（一）教学要求

1、了解滑动轴承特点、分类和主要结构，滑动轴承的材料、润滑方式，了解非流体摩擦滑动轴承的计算方法

2、了解流体动压润滑滑动轴承计算，主要参数选择，了解其它型式滑动轴承

（二）教学的重点与难点

1、非流体摩擦滑动轴承的设计计算

2、流体动压滑动轴承的承载能力及影响因素

（三）教学内容

§12—1概述

轴承——支承轴颈使轴作回转运动

轴承：

滑动轴承；滚动轴承

一、滑动轴承类型：

按承载：

向心轴承（受Fr）；推力轴承（受Fa）

按润滑状态：

流体润滑轴承；非流体润滑轴承；无润滑轴承（不加润滑剂）

二、滑动轴承的特点

优点：

1）承载能力高；2）工作平稳可靠、噪声低；3）径向尺寸小；4）精度高；5）流体润滑时，摩擦、磨损较小；6）油膜有一定的吸振能力

缺点：

1）非流体摩擦滑动轴承、摩擦较大，磨损严重。

2）流体摩擦滑动轴承在起动、行车、载荷、转速比较大的情况下难于实现流体摩擦；3）流体摩擦、滑动轴承设计、制造、维护费用较高。

三、应用：

1）n特高或特低；2）对回转精度要求特别高的轴；3）承受特大载荷；4）冲击、振动较大时；5）特殊工作条件下的轴承；6）径向尺寸受限制或轴承要做成剖分式的结构

例：

机床、汽轮机、发电机、轧钢机、大型电机、内燃机、铁路机车、仪表、天文望远镜等。

§12—2径向滑动轴承的主要类型

一、整体式径向滑动轴承

如图12—1，由轴承座、整体轴套、油孔等组成

特点：

1）结构简单、成本低；2）轴套磨损后，间隙无法调整；3）装拆不便（只能从轴端装拆）。

适于低速、轻载或间隙工作的机器。

二、剖分式径向滑动轴承

图12-2，由轴承座，轴承盖，剖分轴瓦（附轴承衬）、双头螺柱（调整垫片）等，轴瓦表面有油沟，油通过油孔、油沟而流向轴颈表面，轴瓦一般水平部分，也有倾斜部分。

特点：

装拆方便、轴瓦磨损后间隙可调整。

三、自动调心式

适于宽径比B/d>1.5轴承，可避免轴弯曲变形或轴承孔倾斜时造成轴颈与轴瓦两端边缘接触加剧磨损和发热。

特点：

轴瓦外表面做成球面。

图12-3

四、调隙式径向滑动轴承

如图12-4，外表面为圆锥面的轴套上开一个缝口，另在圆周上开三个槽（以减小刚性），使之易变形，轴瓦两端各装一个调节螺母，通过松紧调节螺母3.5，使锥形轴套轴向移动，从而调整轴套与轴间的间隙——用于一般机床主轴。

§12—3滑动轴承的材料及轴瓦结构

一、滑动轴承的材料

滑动轴承的主要失效形式：

磨损和胶合、疲劳破坏等

所以对轴承材料的要求，主要就是考虑轴承的这些失效形式

1、对轴承材料的要求

1）良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性

2）良好的顺应性，嵌入性和磨合性

3）足够的强度和必要的塑性

4）良好的耐腐蚀性、热化学性能（传热性和热膨胀性）和调滑性（对油的吸附能力）

5）良好的工艺性和经济性等。

2、常用材料：

金属材料；粉末冶金；非金属材料

金属材料

1）铸铁：

灰铁；球铁（中有游离的石墨能有润滑作用）——性能较好，适于轻载、低速，不受冲击的场合。

2）轴承合金（又称巴氏合金或白合金）——由锡（Sn）、铜（Pb）、锑（Sb）、铜（Cu）等组成。

以锡或铅为基体（软）——其中含有锑锡（Sb-Sn）或铜锡（Cu-Sn）的硬晶粒。

硬晶粒起耐磨作用，软基体则增加材料的塑性

特点：

嵌入性、顺应性最好，抗胶合性好，但机械强度较低

∴作为轴承衬浇注在软钢或青铜轴瓦的表面。

——价格较贵

3）铜合金

青铜基体：

锡青铜——减摩、耐磨性最好，∴应用较广，强度比轴承合金高，适于重载、中速

铅青铜——抗胶合能力强，适于高速、重载

铝青铜——强度及硬度较高，抗胶合性差，适于低速、重载传动

4）铝基合金——强度高、耐磨性、耐腐蚀和导热性好：

低锡—用于高速中小功率柴油机轴承；高锡—用于高速大功率柴油机轴承。

可做成单金属轴瓦，也可做成双金属轴瓦的轴承衬，用钢作衬背。

多孔质金属材料（粉末冶金）——含油轴承

它是利用铁或铜和石墨粉末、树脂混合经压型、烧结、整形、浸油而制成的，其特点是组织疏松多孔，孔隙中能大量吸收润滑油，∴称含油轴承，具有自润滑的性能。

精末冶金：

铜基粉末冶金——减摩、抗胶合性好

铁基粉末冶金——耐磨性好，强度高适于低速，载荷平稳，加油不便的场合。

非金属材料——塑料、橡胶

1）塑料——f小，耐腐蚀，具有自润滑性能，但导热性差，易变形，承载能力差

如：

酚醛树脂、聚铣胺（尼龙）、取胜四氟乙烯等，可用油，也可用水润滑。

2）橡胶——弹性大，允许轴线一定偏斜，用水作润滑剂且环境较脏污处，例如：

水泵、水轮机和其它水下机械用轴承。

常用金属材料的性能见表12-1

常用非金属材料和粉末冶金材料的性能见表12-2。

二、轴瓦结构

1、轴瓦的形式与结构

形式：

整体式；剖分式

结构：

单金属；双金属（有轴承衬（1~2层）；三金属；——钢—青铜—轴承衬

整体式轴瓦：

整体轴套（图12-5）；单层、双层、三层、判制轴套（图12-6）

非金属整体式轴瓦：

整体非金属轴套；钢套上衬非金属材料

部分式轴瓦：

厚壁轴瓦——铸造形成（图12-7），内表附有轴承衬，为使轴承衬与轴瓦贴合附得好，轴瓦内表面制出各种形式集头、凹沟和螺纹；

薄壁轴瓦（图12-8）——可用双金属板连续轧制，质量好，成本低，但轴瓦刚性差—在汽车发动机、柴油机上应用广泛。

轴承衬厚度S<0.5mm时，可不做沟槽

实践证明，衬厚度愈薄（S<0.36mm）轴承合金的疲劳强度愈高；∴轴承衬要尽可能做薄一些。

2、油孔、油槽和油室

油孔——用来供应润滑油

油槽（沟）——用来使润滑油散布到轴颈表面：

轴向油槽；周向油槽（图12-9）

油孔、油槽开设原则：

1、润滑油应从油膜压力最小处输入轴承。

2、油槽（沟）开在非承载区，否则会降低油膜的承载能力，图12-10所示

3、油槽轴向不能开通，以免油从油槽端部大量流失。

4、水平安装轴承油槽开半周，不要延伸到非承载区，全周油槽应开在轴承端高处。

如图12-10所示。

油室（图12-11）——使润滑油沿轴向均匀分布，同时起到贮油、稳定供油和改善轴承散热条件的作用

位置——开在非承载区，如轴颈经常正反向转时，也可在两侧开设。

§12—4滑动轴承的润滑

一、润滑剂的选择

润滑剂——油、脂、固体润滑剂

按工作载荷、相对滑动速度、工作温度和特殊工作环境等作为依据

1、润滑油

对流体动力润滑轴承（按程度选润滑油），粘度是选择润滑油最重要的参考指标，选择粘度时，应考虑如下基本原则：

（1）在压力大、温度高、载荷冲击变动大时→应选用粘度大的润滑油

（2）滑动速度高时，容易形成油膜（转速高时），为减少摩擦应选用粘度较低的润滑油

（3）加工粗糙或未经跑合的表面，应选用粘度较高的润滑油

参考表3-2

非全流体动力润滑轴承——依据：

润滑油的油性（吸附性），按表12-3选择

2、润滑脂

特点：

稠度大，不易流失，承载能力

但稳定性差，摩擦功耗大，流动性差，无冷却效果——适于低速重载且温度变化不大处，难于连续供油时

选择原则：

1）轻载高速时选针入度大的润滑脂，反之选针入度小的润滑脂

2）所用润滑脂的滴点应比轴承的工作温度高约20~30℃。

如：

高点温度较高的钙基或复合钙基~

3）在有水淋或潮湿的环境下应选择防水性强的润滑脂——铝基、润滑脂、钙~

3、固体润滑剂

轴承在高温，低速、重载情况下工作，不宜采用润滑油或脂时可采用固体润滑剂——在摩擦表面形成固体膜，常用：

石墨、聚四氟乙烯、二硫化钼、二硫化钨等。

使用方法：

1）调配到油或脂中使用；2）涂敷或烧洁到摩擦表面；3）渗入轴瓦材料或成型镶嵌在轴承中使用。

二、润滑方法

1、油润滑：

间歇供油——小型、低速、间歇运动的场合

连续供油——重要的轴承

间歇供油：

1）油壶或油枪定期向润滑孔和杯内注油，图12-12a，压注式油标，图12-12b，旋套式油杯

连续供油方式：

a）滴油润滑——图12-13a，针阀式油杯

b）绳芯润滑——图12-13b，利用绳芯的毛吸管作用吸油滴到轴颈上

c）油杯润滑——图12-13c，油杯下端浸到油里

d）浸油润滑——轴颈直接浸到油池中润滑，搅油损失较大

e）飞溅润滑——利用下端浸在油池中的转动件将润滑油溅成油来润滑、

f）压力循环润滑——用油泵进行连续压力供油，润滑、冷却，效果较好，适于重载、高速或交变载荷作用。

2、脂润滑——间歇供油脂：

旋盖式油脂杯——图12-14；黄油枪补充油脂

§12—5非全液体润滑滑动轴承的计算

大多数轴承实际处在混合润滑状态（边界润滑与液体润滑同时存在的状态），其可靠工作的条件是：

维持边界油膜不受破坏，以减少发热和磨损（计算准则），并根据边界膜的机械强度和破裂温度来决定轴承的工作能力。

但影响边界膜的因素很复杂，∴采用简化的条件性计算。

一、径向滑动轴承

1、限制平均比压P

目的：

避免在载荷作用下润滑油被完全挤出，而导致轴承过度磨损

Mpa（12-1）

[p]——许用比压Mpa,表12-1，表12-2与轴瓦材料有关

d、B——轴颈直径和宽度（mm）

2、限制轴承的p、v值

f、pv——反映单位面积上的摩擦功耗与发热，pv越高，轴承温升越高，容易引起边界膜的破裂

∴目的，——限制pv是控制轴承温升，避免边界膜的破裂。

Mpa.m/s（12-2）

式中，n——轴颈转速

v——轴颈圆周线速度m/s

[p.v]——轴承材料许用pv值，表12-1，12-2

3、限制滑动速度v

目的：

当p较小时，避免由于v过高而引起轴瓦加速磨损。

∴m/s

[v]——轴承材料的许用v值，见表12-1，表12-2

计算不满足的措施；1）选用较好的轴瓦或轴承衬材料；2）增大d或B。

滑动轴承的配合：

H9/d9，H8/f7，H7/f6

旋转精度要求高的轴承，选择较高的精度，较紧的配合

反之，选择较低的精度，较松的配合

二、推力滑动轴承

推力轴承止推而形状如图12-15所示，实心端面由于跑合时中心与边缘磨损不均匀，愈近边缘部分磨损愈快，空心轴颈和环状轴颈可以克服此缺点。

载荷很大时可以采用多环轴颈。

1、限制轴承平均比压p

Mpa

Fa——轴向载荷（N）；d0，d——止推环内、外直径mm；Z——轴环数；ξ——考虑油槽使支承面积减小的系数，通常取ξ=0.85~0.95；[P]——许用比压Mpa。

表12-1，12-2中[p]降低50%。

2、限制轴承的pvm值

Mpa.m/s

n——轴颈转速r/min——止推环平均直径，mm

vm——止推环平均直径处的圆周速度，m/s

[pv]——p、vm的许用值，多环轴承，考虑受力不均，表12-1，12-2中[p、v]降低50%。

动力润滑的滑动轴承，（初步计算时也要验算p、pv、v）在起动和停车过程中往往处于混合润滑状态，因此，在设计液体动力润滑轴承时，常用以上条件性计算作为初步计算。

§12—6液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算

一、流体动力润滑基本方程——研究流体动力润滑的基础—雷诺方程

根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后简化而得的。

假设条件是：

1）忽略压力对润滑油粘度的影响；2）流体为粘性流体；3）流体不可压缩，并作层流；4）流体膜中压力沿膜厚方向是不变的；5）略去惯性力和重力的影响。

如图12-16所示，两平板被润滑油隔开，移动件以速度v沿x方向滑动，另一平板静止不动，设平板正方向尺寸为无穷大（流体沿Z方向无流动），从油层中取出长、宽、高分别为dx、dy、dz的单元体进行力平衡分析

单元体沿x方向受四个力，两侧向压力：

p、

上下面剪切应力为：

及（）

由x方向的力平衡条件，得

化简得：

（12-6）

∵牛顿粘性流体定律：

代入上式得

（12-7）

积分后得：

（12-8）

∵y=0时，u=v（油层随移动件移动）；y=h（h——为单元体处油膜厚度）时，u=0（油层随静止件不动）时，则得积分常数c1、c2。

积分常数：

；代入式（12-8）得

（12-9）

由上式可见，u由两部分组成，式中前一项表示速度沿y成浅性分布（图12-17a中虚线所示），直接由剪切流引起，第二项表示速度沿y成抛物浅分布（图12-17a中实线所示），是由油压沿x方向变化而引起的。

不计侧漏，润滑油沿x方向通过任一截面单位宽度的流量为

（a）

如图12-17a，设在p=pmax处油膜厚度为h0（p=pmax处，时，h=h0），在该截面处流量为

（b）

由于连续流动时流量不变，故得

∴（12-10）

一维雷诺流体动力润滑方程

上式对x取偏导数可得

（12-11）

若再考虑润滑油沿Z方向的流动，则

（12-12）

上式为二维雷诺流体动力润滑方程式——流体动力润滑轴承的基本公式。

二、油楔承载机理

由中可看出油压的变化与润滑油的粘度、表面滑动速度和油膜厚度的变化有关，利用该式可求出油膜中各点的压力p，全部油膜压力之和即为油膜的承载能力。

在油膜厚度h=h0左边，h>h0，，即油压随x的增大而增大，

右边，h

∴油膜须呈收敛楔形，才能使油楔内各处油压都大于入口和出口处的压力，产生正压力以支承外载，图12-17a

如果两滑动表面平行，h=h0，。

这表示平行油膜各处油压总是与入口、出口处相等，即不能产生高于外面压力的油压支承外载。

若两表面呈扩散楔形，即移动件带着润滑油从小口走向大口，则油膜压力必低于出口和入口处的压力，则不仅不能产生油压支承外载，而且会使两表面相吸。

∴形成流体动力润滑（即形成动压油膜）的必要条件是

（1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形

（2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度vs，其运动方向必须使润滑从大口流进，小口流出。

（3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。

v越大，越大，油膜承载能力越高。

三、液体动力润滑状态的建立过程

流体动力润滑的工作过程：

起动、不稳定运转、稳定运转三个阶段

起始时n=0，轴颈与轴承孔在最下方位置接触

1、起动时（n>0）由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿孔内壁向右上方爬开。

2、不稳定运转阶段，随n↑，进入油楔腔内油逐渐增多，形成压力油膜，把轴颈浮起推向左下方。

（由图b→图c）

3、稳定运转阶段（图12-18c）：

油压与外载F平衡时，轴颈部稳定在某一位置上运转。

n越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。

但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力。

四、径向滑动轴承的几何关系和承载能力

1、几何关系

O—轴颈中心，O1—轴承中心，起始位置F与OO1重合，轴颈直径-d，轴承孔直径D

∴直径间隙：

半径间隙：

相对间隙：

偏心距：

偏心率：

以OO1为极轴，任意截面处相对于极轴位置为，对应油膜厚度为h，h0为pmax处油膜厚度→，、——压力油膜起始角和终止角，其大小与轴承包角有关

在中，根据余弦定律可得

略去高阶微量，再引入半径间隙，并两端开方得

整理得任取位置时油膜厚度为

压力最大处油膜厚度

（12-18）

当时，油膜最小厚度hmin

（12-19）

2、油膜承载能力

根据一维雷诺方程式（12-10），将，及h和h0的表达式代入即得到极坐标形式的雷诺方程为：

（12-20）

将上式从压力区起始角至任意角进行积分，得任意极角处的压力，即

（12-21）

而压力在外载荷方向上的分量为

（12-22）

轴承单位宽度上的油膜承载能力

（12-23）

理论上py乘轴承宽度B即得油膜承载能力，但考虑轴承为有限宽，存在端泄，沿轴承宽B压力分布（如图12-20所示）引入修正系数A，考虑端泄的影响。

在角和距轴承中线为Z处的油膜压力

（12-24）

Z——距轴承宽中线的距离；A——修正系数，与相对偏心距x和宽径比B/d有关

∴油膜能承受的载荷为

（12-25）

令

则（12-27）或

V——轴颈圆周线速度m/s；B——轴承宽；——动力粘度Pa.S；

F——外载，N；CF——承载量系数—表12-4，数值积分方法求得。

CF是轴颈在轴承中位置的函数

CF取决于轴承包角，编心率x和宽径比B/d

一定时，CF、、x、B/d，hmin越小（x越大），B/d越大，CF越大，轴承的承载能力F越大。

实际工作时，随外载F变化hmin随之变化，油膜压力发生变化，最终油膜压力使轴颈在新的位置上与外载保持新的平衡。

3、最小油膜厚度hmin（保证流体动压润滑的条件）

由上可知，hmin越小，偏心率x越大，轴承的承载能力就越大，但hmin受轴瓦和轴颈表面粗糙度的限制使之油膜不致破坏，hmin不能小于轴颈与轴瓦表面微观不平度之和。

∴油膜不致破坏的条件

（12-29）

式中，RZ1，RZ2——分别为轴颈表面和轴孔表面微观不平度+点高度

S——安全系数，考虑几何形状误差和零件变形及安装误差等因素而取的安全系数，通常取S≥2

RZ1，RZ2应根据加工方法参考有关手册确定。

一般常取，

式（2-29）加流体动力润滑的三个基本条件，即成为形成流体动力润滑的充分必要条件。

五、轴承的热平衡计算

1、轴承中的摩擦与功耗

由牛顿粘性定律：

和式（12-15），油层中摩擦力

（12-30）

——轴颈表面积

∴摩擦系数：

（12-31）

——特性系数，∴f是的函数——图3-2。

实际工作时摩擦力与摩擦系数要稍大一些，∴f要修正

——随轴承宽径比B/d变化的系数，

p——轴承平均比压；——轴颈角速度，rad/s；——润滑油的动力粘度Pa.s

——相对间隙

摩擦功耗引起轴承单位时间内的发热量H

H=fF.V

2、轴承耗油量

进入轴承的润滑油总流量Q

Q=Q1+Q2+Q3≈Q1——m3/s

Q1——承载区端泄流量——与p、油槽孔、尺寸、包角等轴承结构尺寸因素有关，较难计算

Q2——非承载区端泄流量

Q3——轴瓦供油槽两端流出的附加流量不可忽略

实际使用时——引入耗油系数与偏心率x和宽径比B/d关系曲线——图12-21

3、轴承温升

控制温升的目的：

工作时摩擦功耗→热量→温度↑→↓→间隙改变，使轴承的承载能力下降；另温升过高→会使金属软化→发生抱轴事故，∴要控制温升。

热平衡时条件：

单位时间内摩擦产生的热量H等于同一时间内端泄润滑油所带走热量H和轴承散发热量H2之和。

H=H1+H2（12-35）

H1——端泄带走的热量

H1=QPCΔtW（12-36）

Q——端泄总流量，由耗油量系数求得，m3/s；P——润滑油的密度850~950kg/m3

C——润滑油的比热容—矿物油C=1680~2100J/（kg℃）

Δt——润滑油的温升，是油的出口t2与入口温度t1之差值，即

Δt=t2-t1

单位时间内轴承由轴颈和轴承壳体散发的热量H2

（W）

——轴承表面传热系数，由轴承结构和散热条件而定

50W/（m2℃）——轻型结构轴承

80W/（m2℃）——中型结构，一般散热条件

1400W/（m2℃）——重型结构，加强散热条件

热平衡时：

H=H1+H2，得

将F=dB.P代入得达热平衡润滑油的温升

（12-39）

由于轴承中各点温度不同，从入口（t1）到出口（t2）温度逐渐开高的，因而轴承中不同处润滑油粘度不相同，∴计算承载能力时，采用润滑油平均tm时的粘度。

润滑油平均温度tm（计算时用）

为保证承载要求tm<75℃，一般取tm=50~75℃

设计时：

先给定tm，再按式（12-39）求出Δt后→t1

一般t1常大于环境温度，依供油方法而定，通常要求t1=35℃~45℃

另为不使下降过多，保证油膜有较高的承载能力，要求出口温度t2≤80°（一般油）或100℃（重油）

a）若t1>>（35~45）℃,表示热平衡易建立，轴承的承载能力尚未充分发挥，则应降低tm，并充许加大轴瓦和轴颈的表面粗糙度，再行计算。

b）若t1<（35~45）℃，则说明轴承不易达到热平衡状态→（措施）适当加大间隙、降低轴颈和轴瓦表面的粗糙度→重新计算。

c）t2>80℃→轴承易过热失效，→（措施）改变相对间隙↑和油的粘度↓→重新计算→直至t1、t2满足要求为止。

六、轴承参数选择

1、轴承的平均比压

P较大，有利于提高轴承平稳性，减小轴承的尺寸

但P过大，油层变薄，对轴承制造安装精度要求提高，轴承工作表面易破坏。

按表12-1、表12-2选取

2、宽径比B/d

B/d小，轴承轴向尺寸小，P大→（运转平稳）→端泄Q1↑→摩擦功耗和↓，且能减轻轴颈与轴瓦边缘接触。

但→承载能力↓。

高速重载轴承温升高，B/d应取小值（防止过高和边缘接触）

低速重载轴承为提高支承刚性，B/d应取大值

高速轻载轴承为提高支承刚性，B/d应取小值

0.3~0.8——汽轮机、鼓风机

一般B/d=0.6~1.2——电动机、发电机、离心泵

0.8~1.5——机床、拖拉机

0.6~0.9——轧钢机

3、相对间隙——对承载F、运转精度，温升有影响

大→Qb大→小→但承载能力和运转精度低

且过大→易紊流，功耗增大

小→易形成流体膜→承载能力和运转精度↑

但过小，Q小↑，且加工困难（对轴颈和轴瓦表面粗糙度要求较高）。

一般，按载荷和速度选：

n越大，F越小，加工精度越差→选越大

n越低，F越大，加工精度越高，或B/d小，自位性能好→选愈小。

经验估算：

（12-42）

V——轴颈圆周线速度，m/s

一般机器中常用见书本。

例12-1液体动力润滑轴承的设计

§12—7其它型式滑动轴承简介

一、多油楔滑动轴承

上述单油楔滑动轴承的特点：

承载能力大，但稳定性差（轴颈在外部干扰力作用下易偏离平衡位置），因此采用多楔滑动轴承的特点：

稳定性好，承载能力稍低，承载能力等于各油楔承载力矢量。

多油楔滑动轴承类型：

按瓦面是否可调：

固定瓦~；可倾瓦（图12-23）——可调节轴瓦与轴颈间间隙，稳定性好，但承载能力低于固定瓦

固定瓦~：

椭圆轴承——双向回转，双油楔；

错位轴承——单向回转；

三油楔~：

图12-22C（双向）；图12-22d（单向）

二、液体静压轴承

如图12-24所示，油泵把高压油送到轴承间隙，强制形成油膜，靠液体的静压平衡外载荷。

特点：

1）f很小，f=0.0001~0.004，起动力矩小，效率高

2）磨损小（起动，停车时，轴颈与轴瓦也不直接接触），精度保持性好，寿命长

3）油膜不受速度限制，因此能在极低或极高转速下工作。

4）对轴承材料要求低，对间隙和表面粗糙度要求也不高。

5）油膜刚度大，具有良好的吸振性，运转平稳，精度高。

缺点：

供油装置较复杂，且维护管理要求较高。

三、气体轴承——空气作润滑剂

气体粘度是液体的四五千分之一，∴可在极高速下运转：

几十万~百万转nmin，但承载能力较低。

气体轴承：

气体动压轴承；气体静压静承。

应用：

精密测量仪、超精密机床主轴与导轨、超高速离心机、核反应堆内支承等。

四、磁力轴承

利用磁场力使轴悬浮，故又称磁悬浮轴承，无需任何润滑剂，可在真空中工作，最高转速达38.4万转/S

图12-25——主动磁轴承工作原理图

应用：

超高速离心机、真空泵、精密陀螺仪及加速计、超高速列车、空间飞行器姿态飞轮、超高速精密机床等

习题：

12-1，12-4（12-3）