精编机械设计-滑动轴承习题与参考答案资料

习题与参考答案

一、选择题(从给出的A、B、C、D中选一个答案)

1 验算滑动轴承最小油膜厚度hmin的目的是 。

A. 确定轴承是否能获得液体润滑

B. 控制轴承的发热量 C. 计算轴承内部的摩擦阻力 D. 控制轴承的压强P

2 在题2图所示的下列几种情况下，可能形成流体动力润滑的有 。

3 巴氏合金是用来制造 。

A. 单层金属轴瓦 B. 双层或多层金属轴瓦 C. 含油轴承轴瓦 D. 非金属轴瓦 4 在滑动轴承材料中， 通常只用作双金属轴瓦的表层材料。 A. 铸铁 B. 巴氏合金 C. 铸造锡磷青铜 D. 铸造黄铜

5 液体润滑动压径向轴承的偏心距e随 而减小。 A. 轴颈转速n的增加或载荷F的增大 B. 轴颈转速n的增加或载荷F的减少 C. 轴颈转速n的减少或载荷F的减少 D. 轴颈转速n的减少或载荷F的增大

6 不完全液体润滑滑动轴承，验算pv[pv]是为了防止轴承 。 A. 过度磨损 B. 过热产生胶合 C. 产生塑性变形 D. 发生疲劳点蚀

7 设计液体动力润滑径向滑动轴承时，若发现最小油膜厚度hmin不够大，在下列改进设计的措施中，最有效的是 。

A. 减少轴承的宽径比l/d B. 增加供油量 C. 减少相对间隙 D. 增大偏心率 8 在 情况下，滑动轴承润滑油的粘度不应选得较高。 A. 重载 B. 高速

C. 工作温度高 D. 承受变载荷或振动冲击载荷 9 温度升高时，润滑油的粘度 。

A. 随之升高 B. 保持不变

C. 随之降低 D. 可能升高也可能降低 10 动压润滑滑动轴承能建立油压的条件中，不必要的条件是 。 A. 轴颈和轴承间构成楔形间隙 B. 充分供应润滑油

C. 轴颈和轴承表面之间有相对滑动 D. 润滑油温度不超过50℃

11 运动粘度是动力粘度与同温度下润滑油 的比值。

A. 质量 B. 密度 C. 比重 D. 流速 12 润滑油的 ，又称绝对粘度。

A. 运动粘度 B. 动力粘度 C. 恩格尔粘度 D. 基本粘度 13 下列各种机械设备中， 只宜采用滑动轴承。 A. 中、小型减速器齿轮轴 B. 电动机转子 C. 铁道机车车辆轴 D. 大型水轮机主轴

14 两相对滑动的接触表面，依靠吸附油膜进行润滑的摩擦状态称为 。 A. 液体摩擦 B. 半液体摩擦 C. 混合摩擦 D. 边界摩擦 15 液体动力润滑径向滑动轴承最小油膜厚度的计算公式是 。 A. hmind(1) B. hmind(1) C. hmind(1)/2 D. hmind(1)/2

16 在滑动轴承中，相对间隙是一个重要的参数，它是 与公称直径之比。

A. 半径间隙Rr B. 直径间隙Dd C. 最小油膜厚度hmin D. 偏心率 17 在径向滑动轴承中，采用可倾瓦的目的在于 。

A. 便于装配 B. 使轴承具有自动调位能力 C. 提高轴承的稳定性 D. 增加润滑油流量，降低温升 18 采用三油楔或多油楔滑动轴承的目的在于 。

A. 提高承载能力 B. 增加润滑油油量 C. 提高轴承的稳定性 D. 减少摩擦发热

19 在不完全液体润滑滑动轴承中，限制pv值的主要目的是防止轴承 。 A. 过度发热而胶合 B. 过度磨损 C. 产生塑性变形 D. 产生咬死 20 下述材料中， 是轴承合金（巴氏合金）。

A. 20CrMnTi B. 38CrMnMo C. ZSnSb11Cu6 D. ZCuSn10P1

21 与滚动轴承相比较，下述各点中， 不能作为滑动轴承的优点。 A. 径向尺寸小 B. 间隙小，旋转精度高 C. 运转平稳，噪声低 D. 可用于高速情况下

22 径向滑动轴承的直径增大1倍，长径比不变，载荷不变，则轴承的压强p变为原来的 倍。 A. 2 B. 1/2 C. 1/4 D. 4

23 径向滑动轴承的直径增大1倍，长径比不变，载荷及转速不变，则轴承的pv值为原来的 倍。

A. 2 B. 1/2 C. 4 D. 1/4 二、填空题

24 不完全液体润滑滑动轴承验算比压p是为了避免 ；验算pv值是为了防止 。

25 在设计动力润滑滑动轴承时，若减小相对间隙，则轴承的承载能力将 ；旋转精度将 ；发热量将 。

26 流体的粘度，即流体抵抗变形的能力，它表征流体内部 的大小。 27 润滑油的油性是指润滑油在金属表面的 能力。 28 影响润滑油粘度的主要因素有 和 。

29 两摩擦表面间的典型摩擦状态是 、 和 。

30 在液体动力润滑的滑动轴承中，润滑油的动力粘度与运动粘度的关系式为 。（需注明式中各符号的意义）

31 螺旋传动中的螺母、滑动轴承的轴瓦、蜗杆传动中的蜗轮，多采用青铜材料，这主要是为了提高 能力。

32 不完全液体润滑滑动轴承工作能力的校验公式是 、 和 。 33 形成流体动压润滑的必要条件是 、 、 。

34 不完全液体润滑滑动轴承的主要失效形式是 ，在设计时应验算项目的公式

为 、 、 。

35 滑动轴承的润滑作用是减少 ，提高 ，轴瓦的油槽应该开在 载荷的部位。

36 形成液体动力润滑的必要条件1 、2 、3 ，而充分条件是 。

37 不完全液体润滑径向滑动轴承，按其可能的失效应限制 、 、 进行条件性计算。

38 宽径比较大的滑动轴承（l/d＞1.5），为避免因轴的挠曲而引起轴承“边缘接触”，造成轴承早期磨损，可采用 轴承。

39 滑动轴承的承载量系数Cp将随着偏心率的增加而 ，相应的最小油膜厚度hmin也随着的增加而 。 40 在一维雷诺润滑方程

(hh0)p6v中，其粘度是指润滑剂的 粘度。 xh3 41 选择滑动轴承所用的润滑油时，对液体润滑轴承主要考虑润滑油的 ，对不完全液体润滑轴承主要考虑润滑油的 。 三、问答题

42 设计液体动力润滑滑动轴承时，为保证轴承正常工作，应满足哪些条件？ 43 试述径向动压滑动轴承油膜的形成过程。 44 就液体动力润滑的一维雷诺方程

(hh0)p6v，说明形成液体动力润滑的必要条件。 xh3 45 液体动力润滑滑动轴承的相对间隙的大小，对滑动轴承的承载能力、温升和运转精度有何影响？

46 有一液体动力润滑单油楔滑动轴承、在两种外载荷下工作时，其偏心率分别为10.6、

20.8，试分析哪种情况下轴承承受的外载荷大。为提高该轴承的承载能力，有哪些措施可供考

虑？(假定轴颈直径和转速不允许改变。)

47 不完全液体润滑滑动轴承需进行哪些计算？各有何含义？ 48 为了保证滑动轴承获得较高的承载能力，油沟应做在什么位置？ 49 何谓轴承承载量系数Cp？Cp值大是否说明轴承所能承受的载荷也越大？ 50 滑动轴承的摩擦状态有哪几种？它们的主要区别如何？ 51 滑动轴承的主要失效形式有哪些？

52 相对间隙对轴承承载能力有何影响？在设计时，若算出的hmin过小或温升过高时，应如何调整值？

53 在设计液体动力润滑径向滑动轴承时，在其最小油膜厚度hmin不够可靠的情况下，如何调整参数来进行设计？ 四、分析计算题

54 某一径向滑动轴承，轴承宽径比l/d1.0，轴颈和轴瓦的公称直径d80mm，轴承相对

间隙0.001 5，轴颈和轴瓦表面微观不平度的十点平均高度分别为Rz11.6 m，

Rz23.2 m，在径向工作载荷F、轴颈速度v的工作条件下，偏心率0.8，能形成液体动力

润滑。若其他条件不变，试求：

（1）当轴颈速度提高到v1.7v时，轴承的最小油膜厚度为多少？ （2）当轴颈速度降低为v0.7v时，该轴承能否达到液体动力润滑状态？

F2 注：①承载量系数Cp计算公式Cp

2vl ②承载量系数Cp值参见下表（l/d1）

 Cp 0.6 1.253 0.65 1.528 0.7 1.929 0.75 2.469 0.8 3.372 40.85 4.808 0.9 7.772 0.95 17.18 55 某转子的径向滑动轴承，轴承的径向载荷F510 N，轴承宽径比l/d1.0，轴颈转

3速n1 000 r/min，载荷方向一定，工作情况稳定，轴承相对间隙0.84v10（v为轴颈圆

周速度，m/s），轴颈和轴瓦的表面粗糙度Rz13.2 m，Rz26.3 m，轴瓦材料的[p]20 MPa，

[v]15 m/s，[pv]15 MPam/s，油的粘度0.028 Pas。

（1）求按混合润滑(不完全液体润滑)状态设计时轴颈直径d。

（2）将由（1）求出的轴颈直径进行圆整（尾数为0或5），试问在题中给定条件下此轴承能否达到液体润滑状态？

56 有一滑动轴承，轴颈直径d100 mm，宽径比l/d1，测得直径间隙0.12 mm，转速n2 000 r/min，径向载荷F8 000 N，润滑油的动力粘度0.009 Pas，轴颈及轴瓦表面不平度的平均高度分别为Rz11.6 m，Rz23.2 m。试问此轴承是否能达到液体动力润滑状态？若达不到，在保持轴承尺寸不变的条件下，要达到液体动力润滑状态可改变哪些参数？并对其中一种参数进行计算。

F2,0.84v103 注：CP2vl57 有一滑动轴承，已知轴颈及轴瓦的公称直径为d80 mm，直径间隙0.1 mm，轴承宽度l120 mm，径向载荷F50 000 N，轴的转速n1 000 r/min，轴颈及轴瓦孔表面微观不平度的十点平均高度分别为及Rz11.6 m,Rz23.2 m。试求：

（1）该轴承达到液体动力润滑状态时，润滑油的动力粘度应为多少？

（2）若将径向载荷及直径间隙都提高20%，其他条件不变，问此轴承能否达到液体动力润滑状态？ 注：①参考公式F2vl2Cp

②承载量系数Cp见下表（l/d1）

 Cp 0.3 0.391 0.4 0.589 0.5 0.853 0.6 1.253 0.7 1.929 0.8 3.372 0.9 7.772 58 如图58所示，已知两平板相对运动速度v1＞v2＞v3＞v4；载荷F4＞F3＞F2＞F1，平板间油的粘度1234。试分析：

题 58图

（1）哪些情况可以形成压力油膜？并说明建立液体动力润滑油膜的充分必要条件。 （2）哪种情况的油膜厚度最大？哪种情况的油膜压力最大？

（3）在图（c）中若降低v3，其他条件不变，则油膜压力和油膜厚度将发生什么变化？ （4）在图（c）中若减小F3，其他条件不变，则油膜压力和油膜厚度将发生什么变化？

59 试在下表中填出液体动力润滑滑动轴承设计时有关参量的变化趋向（可用代表符号：上升↑；下降↓：不定？）。

参量 宽径比l/d↑时 油粘度↑时 相对间隙↑时 轴颈速度v↑时 最小油膜厚度 偏心率 径向载荷 供油量 Q/（m3/s） 轴承温升 hmin/mm  F/N t/C 60 试分析题60图所示四种摩擦副，在摩擦面间哪些摩擦副不能形成油膜压力，为什么？（v为相对运动速度，油有一定的粘度。）

题 60图

61 当油的动力粘度及速度v足够大时，试判断题61图所示的滑块建立动压油膜的可能性。

A. 可能 B. 不可能 C. 不一定

题 61图

例解

1.今有一离心泵的径向滑动轴承。已知：轴颈直径d=60mm，轴的转速n=1500r/min， 轴承径向载荷F=2600N，轴承材料为ZCuSn5Pb5Zn5。试根据不完全液体润滑轴承计算方法校核该轴承是否可用？如不可用，应如何改进？（按轴的强度计算，轴颈直径不得小于48mm）。

解题要点：

（1）根据给定的材料为ZCuSn5Pb5Zn5，可查得：p=8MPa，=3m/s，

P=12MPa·m/s。

（2）按已知数据，选定宽径比l/d=1，得

dn601000F2600p0.722dl6060p0.7224.713.403.146015004.71601000MPaMPam/sm/s

可见υ不满足要求，而p、pυ均满足。故考虑用以下两个方案进行改进； （1）不改变材料，仅减小轴颈直径以减小速度υ。取d为允许的最小直径48mm，则

dn6010003.144815003.77601000m/s

仍不能满足要求，此方案不可用，所以必须改变材料。

（2）改造材料，在铜合金轴瓦上浇注轴承合金ZCbSb15Sn5Cu3Cd2，查得

p=5MPa，=8m/s，P=5MPa·m/s。经试算d=50mm，l=42mm，则

dn601000F2600p1.24MPapdl5042p1.243.934.87MPam/sp3.145015003.93m/s601000

结论：可用铜合金轴瓦浇注ZCbSb15Sn5Cu3Cd2轴承合金，轴颈直径d=50mm，轴承

宽度l=42mm。

2. 如图所示为两个尺寸相同的液体润滑滑动轴承，其工作条件和结构参数（相对间隙Ψ、动力粘度、速度、轴颈直径d、轴承宽度l）完全相同。试问哪个轴承的相对偏心率较大些？哪个轴承承受径向载荷F较大？哪个轴承的耗油量Q较大些？哪个轴承发热量较大？

提示：

F2承载量系数 CP

2l耗油量系数 CQQ/(ld)

由图可知，图a、图b的最小油膜厚度不同，且haminhbmin，hmin与偏心率（相对偏

心）e/e/(Rr)及相对间隙/r（e为偏心距，为半径间隙，=R-r）之间的关系为

hminr(1)

对于液体动压轴承能受的径向载荷为

F2l2CP

式中，CP为承载量系数，为润滑油的动力粘度。对于l/d≤1.0, ≤0.75的动压轴承，可得出如下结论：

（1）hmin越小，则越大，有ab，即图a的相对偏心大；

（2）hmin越小，越大时，则CP越大、F越大，有Fa>Fb，即图a承受的径向载荷大；

（3）由耗油量QCQld，越大，则耗油量系数CQ大，有QaQb，即图a的耗油量大；

（4）因越大，Q大，则图a的发热量小于图b的。

3. 一减速器中的不完全液体润滑径向滑动轴承，轴的材料为45钢，轴瓦材料为铸

造青铜ZCuSn5Pb5Zn5承受径向载荷F=35kN；轴颈直径d=190mm；工作长度l=250mm；转速n=150r/min。试验算该轴承是否适合使用。

提示：根据轴瓦材料，已查得p=8MPa，=3m/s，P=12MPa·m/s。

解题要点： 进行工作能力验算：

F350000.737MPapdl190250dn1901501.49m/s

601000601000pFn350001501.1MPam/sp19100l19100250p故该轴承适合使用。

4. 有一不完全液体润滑径向滑动轴承，直径d=100mm，宽径比l/d=1，转速n=1200r/min, 轴的材料为45钢，轴承材料为铸造青铜ZCuSn10P1。试问该轴承最大可以承受多大的径向载荷？

提示：根据材料已查得：p=15MPa，=10m/s，p=15MPa·m/s。

解题要点：

轴承所能承受的最大径向载荷必须同时满足： （1）Fpdl15100100150 000 N （2）Fp19100l1519100100=23875 N。

n1200故Fmax=23 875N。

5. 试设计一齿轮减速器的液体动力润滑向心滑动轴承。已知：径向载荷F=25 000N，轴颈直径d=115mm，轻颈转速n=1000r/min。

解题要点：

（1）确定轴承结构型式

采用整体式结构，轴承包角360 （2）确定轴承结构参数 取l/d=1，则轴承工作宽度l为

l/d=1×115mm=115mm （3）选择轴瓦材料 计算轴承的p、和p值

F250001.89MPadl115115dn3.141611510006.0260100060000p1.896.021.11.38MPam/sp选择轴瓦材料

m/s

根据p、和p值，选用11-6锡锑轴承合金（ZSnSb11Cu6），其p=25MPa，

=80m/s，p=20MPa·m/s。轴颈系钢制，淬火精磨。

（4）选定轴承相对间隙Ψ和轴承配合公差

0.81030.250.81036.020.251.25103，取1.3103 确定轴承直径间隙为

d0.00131150.1495 mm

选定轴承配合公差时，应使选配合的最小和最大配合间隙接近轴承的理论间隙△。现选定配合为115H70.0350.120，则轴瓦孔径D=1150，轴颈直径d1150.155，最大间隙d7max0.035mm0.155mm0.190mm，最小间隙max0.120mm。

（5）选定润滑油

值，选用L-AN32机械油，取运动粘度v40=32cSt（32×10-6m2/s）根据轴承的p、，

密度900kg/m3，比热容c=1800J/（kg ℃）。

计算平均温度tm下润滑油的动力粘度：

取tm=50℃，查得50℃，L-AN32的运动粘度v50=19~22.6cSt, 取v50=19 cSt（19×10-6m2/s），得其动力粘度为：

50v50900191060.0171NS/m2 （6）计算轴承工作能力 计算轴承承载量系数：

F2250000.00132CP1.784

2l20.01716.020.115确定偏心率：根据CP和l/d值， =0.652

计算最小油膜厚度hmin；

d115=10.001310.652 22=0.026mm

选定轴瓦和轴颈表面粗糙度Rz11.6m,Rz23.2m，则 =0.026>2(Rz1+Rz2)=2×（0.0016+0.0032）=0.0096 mm （7）验算轴承温升和工作可靠性 计算液体摩擦系数： 轴颈角速度

2n23.14161000 6060=104.72 rad/s

因l/d=1, 故1，则摩擦系数为

0.0171104.720.550.550.00131 p0.00131.891062.36103供油量：根据轴承偏心率和宽径比l/d，查表并插值计算，得CQ=0.142，故供油量为

QCQld0.1420.00136.020.1150.115m3/s =14.7×10-6m3/s=882 cm3/min

计算轴承温升t：取导热系数as80J/(m2s℃）时，则

2.36106p0.00131.8910℃=13.09℃ ts3.141680cCQ18009000.1420.00136.03进口油温度 t1tmt13.0950℃–℃=43.46℃(在35~45℃之间) 223出口油温度t2tmt13.09

℃=56.55℃<80℃ 50℃+22进、出口油温合适。

计算结果说明，具有上述参数的滑动轴承可以获得液体动力润滑。

液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算的首要问题在于验算最小油膜厚度是否大于两倍轴颈与轴瓦表面不平度的高度之和，设计计算的关键在于合理选择参数。至于具体计算步骤，可以视具体情况，灵活应用。

液体动力润滑流动轴承应用了部分液体动力学理论和高等数学概念来说明动压油楔中各参数间的关系，只要抓住主要问题，设计计算是不难掌握的。但是，轴承的设计计算只是一个方面，轴承结构是否合理，制造、装配是否正确，润滑是否得当等，都对轴承的正常工作有很大影响，必须予以注意。

五、习题参考答案 1、选择题

1 A 2 B 3 B 4 B 5 D 6 B 7 A 8 B 9 C 10 D 11 B 12 B 13 D 14 D 15 C

16 B 17 C 18 C 19 A 20 C 21 B 22 C 23 B 2、填空题

24 过度磨损；过热产生胶合 25 增大；提高；增大 26 摩擦阻力 27 吸附 28 温度；压力

29 干摩擦；不完全液体摩擦；液体摩擦 30 v(Pas)，式中，v——运动粘度；——动力粘度；——润滑油的密度 2(kg/m) 31 耐磨 32 pFnF≤[p]；pv≤[p]；v≤[v]

19 100LdL 33 ①两工作表面间必须构成楔形间隙；②两工作表面间必须充满具有一定粘度的润滑油或其他流体；③两工作表面间必须有一定的相对滑动速度，其运动方向必须保证能带动润滑油从大截面流进，从小截面流出。

34 磨损与胶合：p≤[p]；pv≤[pv]；v≤[v] 35 摩擦：传动效率；不承受

36 必要条件参见题5—33；充分条件为：保证最小油膜厚度hmin≥[h]，其中[h]为许用油膜厚度；

[h]=S(Rz1Rz2)，其中，S为安全系数，Rz1、Rz2分别为轴颈和轴瓦的表面粗糙度十点平均高度。 37 p≤[p]；pv≤[pv]；v≤[v]

38 自动调心 39 增大，减小

40 动力

41 粘度；油性（润滑性） 3、问答题

（参考答案从略） 4、分析计算题

54 解题要点：

（1）计算在径向工作载荷F、轴颈速度v的工作条件下，偏心率0.8时的最小油膜厚度： 由l/d1.0，d80mm，得l80mm。

r(1)400.001 5(10.8) mm0.012 mm

由0.8，查附表得Cp3.372。

min=

计算许用油膜厚度[h]，取S = 2，于是

[h]S(Rz1Rz2)2(1.63.2) m9.6 m0.009 6 mm

由于hmin＞[h],能形成液体动压润滑。 （2）计算v1.7v时，轴承的最小油膜厚度：

F2由公式Cp，根据其他参数不变时，Cp与v成反比的关系，当v0.7v时，得

2vlCp查附表得0.86，于是

3.3724.817 0.7hminr(1)400.001 5(10.86) mm0.008 4 mm

因为hmin＜[h]，故该轴承不能达到液体动力润滑状态。 55 解题要点：

（1）按不完全液体润滑状态，设计轴颈直径： 由F/(dl)≤[p]得

F5104d mm50 mm [p](l/d)201（2）计算轴承相对间隙：

vdn601 0003.1450100 m/s2.62 m/s

601 0000.84v1030.842.621030.001 02

（3）计算偏心率：由

F251040.001 022Cp7.09

2vl20.0282.620.05再由Cp和l/d1.0，查表得0.89。 （4）计算最小油膜厚度hmin：

hminr(1)250.001 02(1-0.89) mm0.002 805 mm

（5）计算许用油膜厚度[h]，取S2，于是

[h]S(Rz1Rz2)2(3.26.3) m19 m0.019 mm

因为hmin小于[h]，故该轴承在题中给定的条件下不能达到液体动润滑状态。 56 解题要点：

（1）计算许用油膜厚度[h]，取S2，于是

[h]S(Rz1Rz2)2(1.63.2) m9.6 m0.009 6 mm

（2）计算轴承的相对间隙：

（3）计算轴颈的圆周速度v：

0.120.001 2 d100vdn601 0001002 000601 000 m/s10.47 m/s

（4）计算轴承的承载量系数Cp：

F28 0000.001 22Cp0.611 3

2vl20.00910.470.1（5）查表得0.41。 （6）计算最小油膜厚度hmin：

hminr(1)500.001 2(10.41) mm0.035 mm

因hmin＞[h]，故该轴承能达到液体动力润滑状态。

若不能达到液体动力润滑状态，可增大直径间隙△，减小相对偏心率，减小承载量系数Cp，增大润滑油的动力粘度，增大轴颈的圆周速度v来增大最小油膜厚度hmin。

57 解题要点：

（1）计算许用油膜厚度[h]，取S2，于是

[h]S(Rz1Rz2)2(1.63.2) m9.6 m0.009 6 mm

（2）计算相对偏心率：

只有当hmin≥[h]，才能达到液体动力润滑状态，得

hminr(1)400.1(1)≥ 0.009 6 mm 80 则 10.009 6200.808

（3）计算轴颈圆周速度v：

v（4）计算宽径比l/d：

dn601 000801 000601 000 m/s4.189 m/s

（5）根据l/d和值，查表得Cp4.266。 （6）计算润滑油的动力粘度：

F24.266 由 Cp2vl0.12)F80 Pas0.182 Pas 得 2Cpvl24.2664.1890.12250 000(当径向载荷及直径间隙都提高20%，其他条件不变时，验算轴承能否达到液体动力润滑状态： （1）计算轴承的相对间隙：

（2）计算承载量系数Cp：

1.20.10.001 5 d80F250 0001.20.001 52Cp7.378

2vl20.018 24.1890.12（3）由Cp和l/d值可查得题5—57图，得0.87。 （4）计算最小油膜厚度hmin：

hminr(1)400.001 5(1-0.87) mm0.007 8 mm

因为hmin＜[h]，故不能在到液体动力润滑状态。 58 解题要点：

（1）题5—58图c和d可以形成压力油膜。形成液体动压油膜的必要及充及条件参见教材所述，即题5—33及题5—36参考答案。

（2）题5—58图c的油膜厚度最大，图d的油膜压力最大。

（3）图c中若降低v3，其他条件不变，则油膜压力增大，油膜厚度减小。 （4）图c中若降低F3，其他条件不变，则油膜压力降低，油膜厚度增大。 59 解题要点： 参 量 宽径比l/d↑时 油粘度↑时 相对间隙↑时 轴颈速度v↑时 60 解题要点：

题60图中的四种摩擦副，只有图c能形成油膜压力，其他三种摩擦副均不能形成油膜压力。这是因

最小膜厚hmin ↓ ↓ ↑ ↑ 偏心率 ↑ ↑ ↓ ↓ 径向载荷F ↑ ↑ ↓ ↑ 供油量Q ↑ ↑ ↑ ↑ 轴承温升t ↓ ↑ ↓ ↑ 为图a的摩擦副没有楔形间隙；图b的摩擦副不是沿边运动方向呈从大到小的楔形间隙；图d的摩擦副两平面间没有相对运动速度。

61 解题要点：

应选B。因为两滑块均以速度v运动，则两滑块变成相对静止，没有发生相对运动，不满足建立动压油膜的条件，因此不可能建立动压油膜。