第13章 滑動軸承設計

1、第9 9章 滑動軸承設計 9.1 概 述 9.2 滑動軸承的結(jié)構(gòu)形式 9.3 軸瓦的材料和結(jié)構(gòu) 9.4 非液體摩擦滑動軸承的設計 9.5 液體摩擦動壓向心滑動軸承的設計 本 章 目 錄 1、了解滑動軸承的類型、特點和應用場合。 2、掌握整體式和剖分式滑動軸承的結(jié)構(gòu)特點，了解 自動調(diào)心軸承的結(jié)構(gòu)特點。 3、了解滑動軸承對軸瓦材料的基本要求，掌握軸承 合金和軸承青銅的特點和性能。 4、設計軸瓦結(jié)構(gòu)時應注意的問題。 5、滑動軸承潤滑的主要目的，要求掌握潤滑油的選 擇原則。 6、了解各種潤滑方法及其特點，掌握潤滑方法的選 擇計算。 7、掌握非液體摩擦滑動軸承的設計計算。 8、掌握液體動壓潤滑的基本概念

2、及其基本方程。 9、掌握液體摩擦動壓徑向滑動軸承的設計。 基本要求 1、滑動軸承的結(jié)構(gòu)、類型、特點及軸瓦的材料和選用 原則。 主要內(nèi)容 2、非液體摩擦和液體摩擦徑向滑動軸承的設計準則和 設計方法。 3、液體摩擦動壓潤滑單油楔徑向滑動軸承的參數(shù)對軸 承承載能力的影響。 1、軸瓦材料及其應用。 2、軸承的設計準則及設計方法。 3、液體動壓潤滑的基本方程式。 4、液體摩擦動壓徑向滑動軸承的設計及主要參數(shù)選擇。 重點、難點 軸承的作用是支承軸。軸在工作時可以是旋轉(zhuǎn)的， 也可以是靜止的。也可以是靜止的。 1能承擔一定的載荷，具有一定的強度和剛度。 2具有小的摩擦力矩，使回轉(zhuǎn)件轉(zhuǎn)動靈活。 3具有一定的支承

3、精度，保證被支承零件的回轉(zhuǎn)精度。 一、軸承應滿足如下基本要求： 9.1 概概 述述 分 類 滾動軸承 滑動軸承滑動軸承 優(yōu)點多，應用廣 用于高速、高精度、重載、 結(jié)構(gòu)上要求剖分等場合。 按摩擦 性質(zhì)分性質(zhì)分 按受載 方向分方向分 按潤滑 狀態(tài)分狀態(tài)分 向心推力(徑向止推)軸承 向心向心(徑向徑向)軸承軸承 推力(止推)軸承 非液體摩擦滑動軸承 液體摩擦滑動軸承 動壓潤滑 靜壓潤滑 二、軸承的分類二、軸承的分類 在動壓軸承中，滑動表面間的摩擦狀態(tài)：在動壓軸承中，滑動表面間的摩擦狀態(tài)： 1、干摩擦 摩擦表面間無潤滑介質(zhì) 摩擦系數(shù)在摩擦系數(shù)在10-1量級量級 干磨擦 邊界磨擦 2、邊界摩擦 表面間形

4、成較薄邊界油膜（吸表面間形成較薄邊界油膜（吸 附、反應），有局部表面直接接觸附、反應），有局部表面直接接觸 摩擦系數(shù)在10-2量級 潤滑效果取決于油的油性和極潤滑效果取決于油的油性和極 壓性(粘度起次要作用粘度起次要作用) 液體磨擦 混合磨擦 3、液體摩擦 4、混合摩擦 摩擦表面間有足夠的潤滑油 摩擦系數(shù)很小10-3量級， 摩擦阻力為油膜剪切阻力 潤滑效果取決于油的粘度 表面間邊界摩擦、液體摩擦狀態(tài)共存 摩擦系數(shù)在10-210-3量級 潤滑效果取決于油的粘度和極壓性 邊界摩擦、混合摩擦通稱為非液體摩擦狀態(tài)。 四、滑動軸承的設計內(nèi)容 軸承工作能力及熱平衡計算。 軸承的型式和結(jié)構(gòu)選擇； 軸瓦的結(jié)構(gòu)

5、和材料選擇； 軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)設計，潤滑劑及其供應量的確定； 三、滑動軸承的特點 1承載能力大，耐沖擊； 2工作平穩(wěn)，噪音低； 3結(jié)構(gòu)簡單，徑向尺寸小。 9.2 滑動軸承的結(jié)構(gòu)形式滑動軸承的結(jié)構(gòu)形式 向心滑動軸承承受徑向載荷 推力滑動軸承承受軸向載荷 向心滑動軸承 推力滑動軸承 常用的滑動軸承已經(jīng)標準化，可根據(jù)使用要求從 有關手冊中合理選用。 滑動軸承按承載方式： 一、 向心滑動軸承 組成：軸承座、軸套或軸瓦等。 1) 結(jié)構(gòu)簡單，成本低廉。 應用： 低速、輕載或間歇性工作的機器中。 2) 因磨損而造成的間隙無法調(diào)整。 3) 只能從沿軸向裝入或拆。 1. 整體式向心滑動軸承 特點： 軸承座 整體軸

6、套 螺紋孔 油杯孔 油杯孔 軸套 軸承座 2剖分式（對開式）徑向滑動軸承 對開式軸承 (整體軸套) 螺栓 軸承蓋 軸承座 油杯座孔 螺母 套管 上軸瓦 下軸瓦 對開式軸承 (剖分軸套) 一、 向心滑動軸承 將軸承座或軸瓦分離制造，兩部分用聯(lián)接螺栓。 軸承蓋與軸承座剖 分面做成階梯形 對中和防止橫向錯動。 特點：便于軸的安裝，間隙可調(diào)整，但結(jié)構(gòu)復雜。 注：注：剖分面的垂線與徑向力的夾角不得大于剖分面的垂線與徑向力的夾角不得大于 35， 否則，采用45傾斜剖分式傾斜剖分式 。 通過增減剖分面上的調(diào)整墊片的厚度來調(diào)整軸承間隙。通過增減剖分面上的調(diào)整墊片的厚度來調(diào)整軸承間隙。 應用比較廣泛。應用比較廣

7、泛。 軸瓦直接支承軸頸軸瓦直接支承軸頸, 因而軸承蓋應適度壓緊因而軸承蓋應適度壓緊 軸瓦,以使軸瓦不能在軸承孔中轉(zhuǎn)動。軸承蓋頂 端制有螺紋孔端制有螺紋孔,以便安裝油杯或油管。以便安裝油杯或油管。 3調(diào)心式徑向滑動軸承（自位軸承） 特點：軸瓦能自動調(diào)整位臵，以適 應軸的偏斜。 一、 向心滑動軸承 軸瓦與軸承之間不是柱面配合，而是球面配合， 軸瓦可隨著軸的彎曲而轉(zhuǎn)動，適應軸徑的偏斜，從而 避免軸瓦發(fā)生急劇磨損。 通常的滑動軸承要限制軸徑的 長度，用寬徑比來表示L/d，一般 L/d=0.5-1.5 。當L/d1.5時，常用 調(diào)心式滑動軸承。 4調(diào)隙式徑向滑動軸承 特點：便于調(diào)整間隙，但結(jié)構(gòu)復雜。 一

8、、 向心滑動軸承 轉(zhuǎn)動軸套兩端的圓螺母使軸套作軸向移動，可以 容易地調(diào)整軸承間隙的大小，保證運行和支承精確性 ，一般用于機床。 二、推力滑動軸承 軸上的軸向力應采用止推軸承來承受。止推面 可以利用軸的端面，或在軸的中段做出凸肩或裝上 止推圓盤。 套筒 軸承座 徑向軸瓦 止推軸瓦 防轉(zhuǎn)銷 空心式-軸頸接觸面上壓力分布較均勻，潤滑條件比 實心式要好。 單環(huán)式-利用軸頸的環(huán)形端面止推，結(jié)構(gòu)簡單，潤滑 方便，廣泛用于低速、輕載的場合。 多環(huán)式-不僅能承受較大的軸向載荷，有時還可承受 雙向軸向載荷。 實心式-工作時軸心與邊緣磨損不均勻 , 以致軸心部分 壓強極高, 所以很少采用。 9.3 軸瓦的材料和結(jié)

9、構(gòu)軸瓦的材料和結(jié)構(gòu) ? 滑動軸承材料指的是滑動軸承材料指的是 軸瓦材料。 ? 滑動軸承的失效形式主要是軸瓦的膠合、磨損和疲勞 破壞等。 一、對軸瓦材料的要求 （1）有足夠的疲勞強度，保證足夠的疲勞壽命； （2）有足夠的抗壓強度，防止產(chǎn)生塑性變形； （3）有良好的減摩性和耐磨性，提高效率、減小磨損； （4）具有較好的抗膠合性，防止粘著磨損； （5）對潤滑油要有較好的吸附能力，易形成邊界膜； （6）有較好的適應性和嵌藏性，容納固體顆粒、避免劃傷； （7）良好的導熱性，散熱好、防止燒瓦； （8）經(jīng)濟性、加工工藝性好。 工程上常用澆鑄或壓合的方法將兩種不同的金屬組 合在一起，性能上取長補短。 軸承襯軸

10、承襯 滑 動 軸 承 材 料 金屬材料 非金屬材料 軸承合金 銅合金 鋁基軸承合金 鑄鐵 多孔質(zhì)金屬材料 工程塑料 碳石墨 橡膠 木材 二、 常用軸承材料 1) 軸承合金（白合金、巴氏合金） 是錫、鉛、銻、銅等金屬的合金， 錫或鉛為基體。 優(yōu)點： f 小，抗膠合性能好、對油的吸附性強、耐腐 蝕性好、容易跑合，是優(yōu)良的軸承材料，常用于高速、 重載的軸承。 缺點：價格貴、機械強度較差； 只能作為軸承襯材料澆注在鋼、鑄鐵、或青銅軸瓦上。 工作溫度：t350 才開始氧化，可在水中工作。 -摩擦系數(shù)低，使用溫度范圍廣 (-60300 )，但遇水性能下降。 -摩擦系數(shù)低，只有石墨的一半。 ? 適用場合：用

11、于潤滑油不能勝任工作的場合，如高適用場合：用于潤滑油不能勝任工作的場合，如高 溫、低速重載、有環(huán)境清潔要求。 ? 使用方式： 1.調(diào)和在潤滑油中；調(diào)和在潤滑油中； 2.涂覆、燒結(jié)在摩擦表面形成覆蓋膜； 3.混入金屬或塑料粉末中燒結(jié)成型。 五、滑動軸承的潤滑方式及其選擇 是指將潤滑劑送入軸承的方法，主要有： 1）壓力潤滑； 2）滴油潤滑； 3）油浴飛濺潤滑； 7）旋蓋式注油油杯（用于脂潤滑）； 4）油環(huán)潤滑； 6）油繩潤滑； 8）壓注油杯潤滑等。 5）油墊潤滑； 連續(xù)潤滑 間歇潤滑。 供油方式： 芯捻或線紗潤滑油環(huán)潤滑浸油潤滑壓力循環(huán)潤滑 1）連續(xù)供油 黃油杯壓配式壓注油杯旋套式注油油杯針閥式注

12、油油杯 2）間歇式供油 黃油杯壓配式壓注油杯旋套式注油油杯針閥式注油 可根據(jù)系數(shù) K 選擇潤滑方法。 2 Kp? （p = F / Bd軸承的壓強（MPa） 軸頸的圓周速度（m/s） B d K2，脂潤滑或手工潤滑； K216， 滴油潤滑； K1632，油環(huán)或飛濺潤滑（需用水冷卻）； K32，壓力循環(huán)潤滑。 9.4 非液體摩擦滑動軸承的設計非液體摩擦滑動軸承的設計 一、失效形式與設計準則 工作狀態(tài)：因采用潤滑脂、油繩或滴油潤滑，由于軸因采用潤滑脂、油繩或滴油潤滑，由于軸 承的不到足夠的潤滑劑，故無法形成完全的承載油膜， 工作狀態(tài)為邊界摩擦或混合摩擦潤滑 。 失效形式：膠合和磨損。 設計準則：保

13、證邊界膜不破裂。 校核內(nèi)容： 驗算摩擦發(fā)熱pvpv； 驗算滑動速度 vv。 p，pv的驗算都是平均值?？紤]到軸瓦不同心，受載時軸線彎曲及載 荷變化等的因素，局部的p或pv可能不足，故應校核滑動速度v 。 fpv是摩擦力，限制pv 即間接 限制摩擦發(fā)熱。 1驗算平均壓力 p p，以保證強度要求； 二、向心(徑向)滑動軸承的設計計算 已知條件：外加徑向載荷F (N)、軸頸轉(zhuǎn)速n(r/mm) 及 軸頸直徑d (mm) 。 1. 驗算壓強 p 壓強 p過大可能使軸瓦產(chǎn)生塑性變形破壞邊界膜 , 應保證壓強不超過允許值 p,即 ? ? F pp Bd ? B d F 3. 驗算滑動速度V ?v dn v?

14、 ? ? 100060 ? v材料的許用滑動速度， 見表9-1. 4選擇配合 一般可選: H9/d9或H8/f7、H7/f6。 2. 驗算pv 值 值大表明摩擦功大,溫升大,邊界膜易破壞,其限 制條件為: ? ? 60 100019100 FdnFn pvpv BdB ? ? ? ?非液體摩擦向心滑動軸承的設計步驟：非液體摩擦向心滑動軸承的設計步驟： 1）根據(jù)工作和使用條件，確定軸承的結(jié)構(gòu)形式；）根據(jù)工作和使用條件，確定軸承的結(jié)構(gòu)形式； 2）選擇軸瓦材料；）選擇軸瓦材料； 3）初步確定軸承的工作長度 B，B/d=0.51.5； 4）校核軸承的工作能力，包括平均壓強）校核軸承的工作能力，包括平均

15、壓強 p、pv值、值、 滑動速度滑動速度v； 5）選擇軸承的配合；）選擇軸承的配合； 旋轉(zhuǎn)精度高的軸承，選較高 精度、較緊配合，旋轉(zhuǎn)精度低的軸承，選較低精度、精度、較緊配合，旋轉(zhuǎn)精度低的軸承，選較低精度、 較松配合。較松配合。 6）選擇潤滑方式和潤滑劑。 三、推力滑動軸承的設計計算 已知條件：外加徑向載荷 F (N)、軸頸轉(zhuǎn)速n(r/mm) 。 Fa d1 d2 22 21 () 4 F pp ddZ ? ? 1限制平均壓強 p 2. 驗算pv m值 ? 22 21 60 1000 () 4 m mm d nF pp ddZ ? ? ? 式中：v m止推環(huán)平均直徑 ( ）處的圓周速度。 21

16、2 m dd d ? ? ?非液體摩擦推力滑動軸承的設計步驟：非液體摩擦推力滑動軸承的設計步驟： 1）根據(jù)工作和使用條件，確定軸承的結(jié)構(gòu)形式；）根據(jù)工作和使用條件，確定軸承的結(jié)構(gòu)形式； 2）選擇軸瓦材料；）選擇軸瓦材料； 3）確定推力軸承的基本尺寸；）確定推力軸承的基本尺寸； 4）校核軸承的工作能力，包括平均壓強）校核軸承的工作能力，包括平均壓強 p、pv m值； 值； 9.5 液體摩擦動壓向心滑動軸承的設計液體摩擦動壓向心滑動軸承的設計 液體摩擦 軸承分為: 流體動壓軸承 流體靜壓軸承 徑向軸承 推力軸承 軸頸和軸承兩 相對運動表面相對運動表面 間完全被一層 油膜所分開。 液體靜壓軸承工作原

17、理：依靠液壓系統(tǒng)供給壓力 油，壓力油在軸承腔內(nèi)強制形成壓力油膜，以隔 開摩擦表面。 一、流體動壓潤滑形成原理一、流體動壓潤滑形成原理 如圖9-18a所示，兩平行板間充滿潤滑油，板所示，兩平行板間充滿潤滑油，板 B靜靜 止不動，板A以速度v向左運動。當板上無載荷時兩 平行板之間液體各流層的速度呈三角形分布，板 A、 B之間帶進的油量等于帶出的油量，因此兩板間油量 保持不變，亦即板A不會下沉。但若板 A上承受載荷 F時，油向兩側(cè)擠出時，油向兩側(cè)擠出 (圖圖9-18b)，于是板，于是板A逐漸下沉，逐漸下沉， 直到與板B接觸。這就說明兩平行板之間是不可能形 成壓力油膜的。 如果板A與板B不平行，板間的

18、間隙沿運動方向由不平行，板間的間隙沿運動方向由 大到小呈收斂的楔形，并且板 A上承受載荷F，如圖 9-18c所示。 圖圖9-18 當板當板A運動時，兩端的速度若按照虛線所示的三角運動時，兩端的速度若按照虛線所示的三角 形分布，則必然進油多而出油少。由于液體實際上是 不可壓縮的，必將在間隙內(nèi)“擁擠”而形成壓力，迫 使進口端的速度曲線向內(nèi)凹，出口端的速度曲線向外 凸，不會再是三角形分布。 進口端間隙進口端間隙h 1大而速度曲線內(nèi)凹，出口端 大而速度曲線內(nèi)凹，出口端 h 2小 小 而速度曲線外凸，于是有可能使帶進油量等于帶 出油量。同時，間隙內(nèi)形成的液體壓力將與外載 荷F平衡平衡。這就說明在間隙內(nèi)形

19、成了壓力油膜。這。這就說明在間隙內(nèi)形成了壓力油膜。這 種借助相對運動而在軸承間隙中形成的壓力油膜 稱為動壓油膜。圖c還表明從截面a-a到c-c之間， 各截面的速度圖是各不相同的，但必有一截面 b-b， 二、液體動壓潤滑的基本方程 -雷諾方程 2. 基本假設: (1) 兩板間流體作層流運動； (2) 兩板間流體是牛頓流體， 其粘度只隨溫度的變化而改 變,忽略壓力對粘度的影響， 而且流體是不可壓縮的； 1. 模型建立：相互傾斜AB板， B 靜止、 A板速度為v (3) 與兩板M、N相接觸的流體層與板間無滑動出現(xiàn)； （4）流體的重力和流動過程中產(chǎn)生的慣性力可以略去； （5）由于間隙很小，壓力 p沿y

20、方向大小不變； （6）平板沿Z方向無限長，所以流體沿 Z方向無流動。 在油膜中取出一微單元體它承受油壓 p和內(nèi)摩擦切 應力。根據(jù)平衡條件，,得： 3. 液體動力潤滑的基本方程 雷諾方程 0? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?dxdzdy y dydzdx x p pdxdzpdydz 0? ?X dd dd p xy ? ?整理后，得 : v y ? ? ? ? ? 由牛頓粘 性定律知： 壓力沿方向與速度沿壓力沿方向與速度沿 y方向變化關系方向變化關系 2 2 pv xy ? ? ? ? 0 3 6 hhp xh ? ? ? ? ? 此式稱為一維流體動

21、壓基本方此式稱為一維流體動壓基本方 程，也叫程，也叫一維雷諾方程。 2 2 pv xy ? ? ? ? 變形并積分變形并積分 將將 得得 它描述了兩平板間油膜壓力它描述了兩平板間油膜壓力 p的變化與潤滑油的動力的變化與潤滑油的動力 粘度粘度、相對滑動速度、相對滑動速度v及油膜厚度及油膜厚度h之間的關系。之間的關系。 F v x y ab c o ho 油壓油壓p分分 布曲線布曲線 分析分析 00 00 00 ,0 ,0 ,0 p xx hh x p xx hh x p xx hh x ? ? ? ? ? ? ? ? ? ，油壓漸大 ，油壓極值 ，油壓漸小 兩摩擦表面間必須有楔形間隙兩摩擦表面間

22、必須有楔形間隙 ; 兩摩擦表面間必須有相對速度，且相對速度方向兩摩擦表面間必須有相對速度，且相對速度方向 使?jié)櫥褪節(jié)櫥蛷拇蠼孛孢M從小截面出 ; 潤滑油有一定的粘度，且供油充分。潤滑油有一定的粘度，且供油充分。 形成流體動壓潤滑必要條件： 三、液體摩擦動壓向心滑動軸承的工作過程 a、n=0時，軸頸處于最低位臵，軸與瓦間形成楔形間隙； b、n0時，軸徑旋轉(zhuǎn)將油帶入間隙 當n很小時：帶入油量少，軸頸沿孔壁向上爬行； 當n增大時：帶油量增加，楔形油膜產(chǎn)生動壓力把軸徑托起 c、n=n w 時：軸頸穩(wěn)定在一個偏心位臵上，油膜壓力與外 載荷平衡。 d、軸心的位臵是外載荷、轉(zhuǎn)速、潤滑油粘度的函數(shù)。 n=0

23、n0 n=n w 保證動壓軸承完全在液體摩擦狀態(tài)下工作，軸承工作 時的最小油膜厚度h min 必須大于油膜允許值 。同時， 考慮到軸承工作時，不可避免存在摩擦，引起軸承升 溫，因此，還必須控制 軸承的溫升不超過允許值 。另 外，動壓軸承在起動和停車時，處于為非液體摩擦狀 態(tài)，受到平均壓強p、滑動速度v及pv的約束。 這些約束條件分別為： pp pv m pv m vv hminh min tt 1 0 2 / d/ r? ?相對間隙 eOOmm?偏心距， /e?相對偏心距（偏心率） ? 液體動壓向心滑動軸承的幾何參數(shù)如下： D、d分別為軸承孔和軸 徑的直徑，mm； =D-d直徑間隙，mm； =

24、R-r半徑間隙，mm； l軸承長度，mm; l/d軸承長徑比; h沿圓周方向任意位臵的 間隙(油膜厚度) mm； OO1A，余弦定律： 1 0 2 ? cos1cos (1cos ) he r ? ? ? ? h0相應于最大壓力處的油膜 厚度，mm； ? 00 1cosh? 0相應于最大壓力處的極角。 hmin最小油膜厚度，mm； 相應極角=。 ? min 1(1)her? hmin越小，偏心率越大， 軸承的承載能力越大。 ? ? min 1(1)her? 1. 最小油膜厚度hmin 但為保證軸承能處于液體摩擦狀態(tài)，應滿足 h min h min 2. 承載量系數(shù)Cp 一維雷諾方程的極坐標形式

25、： 0 v h h dxrdr?將、 、帶入雷諾方程： 0 3 6 hhp xh ? ? ? ? ? ? ? 0 32 coscos1 6 v 1cos dp dr ? ? ? ? ? ? ? h min 越小，偏心率越大，軸承的承載能力越大。? 2 p 2 vl F C ? ? ? Cp為承載量系數(shù)，無量綱系數(shù)， 為承載量系數(shù)，無量綱系數(shù)， 計算很困難，工程上可查表確定。計算很困難，工程上可查表確定。 2 l p d FC ? ? ? 在外載荷在外載荷 F 作用下，徑向滑動軸承形成穩(wěn)定的動作用下，徑向滑動軸承形成穩(wěn)定的動 壓油膜后，油壓沿軸向近似拋物線分布。壓油膜后，油壓沿軸向近似拋物線分布

26、。 根據(jù)雷諾方程，利用三重積分可以計算整個動根據(jù)雷諾方程，利用三重積分可以計算整個動 壓油膜在外載荷壓油膜在外載荷 F 方向上產(chǎn)生的合力。方向上產(chǎn)生的合力。 動壓潤滑軸承的設計應保證：動壓潤滑軸承的設計應保證： h min h=S(Rz1+Rz2) 其中： h=S(Rz1+Rz2) S 安全系數(shù)，常取S2。 一般軸承可取為3.2m和6.3m，1.6 m和3.2m。 重要軸承可取為0.8m和1.6m，或0.2m和0.4m。 Rz1、Rz2 分別為軸頸和軸承孔表面粗糙度十點高度。 3. 熱平衡計算 為了控制潤滑油的溫升，需進行熱平衡計算。 熱平衡條件為：摩擦生熱量H潤滑油帶走的熱量 H1 軸承散發(fā)

27、的熱量H2 s clFQt dt? 式中：摩擦因數(shù)； c潤滑油的比定壓熱容，一般為16802100 J/(kg.K) Q潤滑油的耗油量（m 3/s）。 t出油平均溫度 t2 與進油溫度 t1 之差（）； 潤滑油的密度，一般為850900 （kgm 3）。 s軸承的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)。 v lvv f ss Q f p Cp Q ccC d ? ? ? ? ? ? ? ? t= ? f C f ?式中：軸承的摩擦特性系數(shù) 由圖9-21查得。 v l Q Q C d? ? 軸承的耗油量系數(shù)，由 圖9-22查得。 Cf、CQ是無量綱參數(shù)，是相對偏心距和長徑比l/d 的函數(shù) ? 為了保證軸承能正常，其平均溫度 : t m 7080 設計