滑動軸承的直徑間隙設計

此程式為指定軸承軸頸直徑和速度的直徑間隙產生初步設計。徑向間隙的值是使用相對徑向間隙設計的，可根據以下經驗公式進行計算：

其中：

	Ψ	相對直徑間隙 [-]
	v H	圓周軸頸速度 [m s -1 ]

相對徑向間隙是一個重要設計參數，它可影響軸承的性質。其範圍通常是 0.0005 至 0.004。相對直徑間隙的較小值適用於具有較高特定壓力並以較低的滑動速度工作的軸承，反之亦然。

隨著相對徑向間隙的增大，軸承負載能力會下降，且軸徑振動和軸承襯層空蝕風險也會增大。滑動軸徑速度對徑向間隙選取具有非常重要的影響。可根據襯層材料和實際情況進行選取：

巴氏合金	(0.5 ~ 1) .10 -3
青銅	(0.8 ~ 2) .10 -3
鋁合金	(1.2 ~ 2.5) .10 -3
鑄鐵、石墨	(2 ~ 3) .10 -3
塑料	(1.5 ~ 10) .10 -3

因為不會出現邊負載，所以可為窄而精確的軸承選取較低的值。

因下壓至軸承外殼產生的襯套內徑縮減：

將套筒壓入軸承外殼存在相對干涉時：

會出現某些接觸壓力：

其中：

建議使用的相對干涉大小：

ϑ ≈ 1.3. 10 ^-3 - 鋁合金軸承外殼；

ϑ ≈ 0.6. 10 ^-3 - 鑄鐵或鋼軸承外殼。

因壓入套筒產生的徑向間隙變更可由以下方程式決定：

因徑向溫度漸層產生的直徑間隙變更：

因作業期間熱積聚產生的軸承零件膨脹。在徑向溫度梯度影響下，會出現徑向直徑間隙變更，其值為：

Δ φ _T = (α _L - α _H ) (1 - B) (T _V - T _U ) - 0.6 (α _L ΔT _rL - 0.75 α _H Δ T _rH

其中：

同時，襯套有效厚度為：s _e = (D1 - d s _V ) / 2 [mm]

軸承外表面與滑動面之間的徑向溫度梯度為：

ΔT _rL ≈ 5 ... 15 [°C]

滑動面與軸中心之間的徑向溫度梯度為：

ΔT _rH 11.0pt ≈ 2 ... 5 [°C]

因徑向溫度梯度產生的徑向間隙變更可由以下方程式決定：

Δd _T =Δφ _T d [mm]

所用變數的意義：

d	軸徑直徑 [mm]。
D 1	軸承主體內徑 [mm]。
D 2	軸承主體外徑 [mm]。
Δd p	下壓夾緊親套時產生的直徑間隙變更 [ mm]。
ΔdT	徑向溫度梯度產生的徑向間隙變更 [mm]。
Δd 1	將親套下壓至軸承本體時產生的平均干涉值 [μm]。
E L	軸承主體材料的彈性係數 [Mpa]。
E p	親套材料的彈性係數 [Mpa]。
S e	親套有效厚度 [mm]。
S v	襯套襯層厚度 [mm]。
T U	軸承附近周圍環境的溫度 [°C]。
T v	軸承出口處的潤滑油平均溫度 [°C]。
ΔT	軸承外表面與滑動面之間的徑向溫度降低 [°C]。
ΔT rH	軸承外表面與滑動面之間的徑向溫度降低 [°C]。
ΔT rL	滑動面與軸中心之間的徑向溫度降低 [°C]。
α L	軸承本體熱膨脹係數 [°C -1 ]。
α H	軸承軸頸材料熱膨脹係數 [°C -1 ]。
ν L	軸承主體材料蒲松氏比 [-]。
ν p	親套材料蒲松氏比 [-]。
υ	相對干涉 [-]。