第十二章 滑动轴承

C. 增大相对间隙中 C 。
(34) 在干摩擦状态下，动摩擦与极限静摩擦力的关系是 A 相等 B 动摩擦力大于极限静摩擦力 B 。
C 动摩擦力小于极限静摩擦力
(35) 液体的粘度标志着
A 液体与固体之间摩擦阻力的大小
B 液体与液体之间摩擦阻力的大小
(36) 根据牛顿粘性液体的摩擦定律， 在如图12-3所示两板之间分别用两种液体， 若它们 在任意点处的剪应力相等，并且 d v / d y 相等，这两种流体的粘度 A 相等 B 不相等 A 。
(14) 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 C 倍。 A. 2 B. 1／2 C. 1／4 D. 4
(15) 液体动压径向滑动轴承在正常工作时，轴心位置 O1 、轴承孔中心位置 O 及轴承中 的油压分布应如图 12-1 的 A 所示。
图 12-1 A. (a) B. (b) C. (c) D. (d)
(12) 非液体摩擦滑动轴承的主要失效形式是 磨损与胶合 公式为
p [ p ], pv [ pv ], v [v ] 。
(13) 滑动轴承的润滑作用是减少 摩擦 ，提高 传动效率 ，轴瓦的油槽应该开在 不承受 载荷的部位。
(14) 形成液体动压润滑的必要条件是 两工作表面间必须构成楔形间隙 、 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 、 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入，从小截面流出 。 (15) 按摩擦性质，轴承分为 滑动轴承 和 (16) 按滑动表面润滑情况，有 干摩擦 态。 (17) 与滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力 寿命 长 ，在液体润滑条件下可 高 速运转。 高 、抗振性 好 、噪声 低 、 、 滚动轴承 两大类。 边界摩擦 和 液体摩擦 三种摩擦状
(2) 滑动轴承常见的失效形式有 磨粒磨损 、 刮伤 腐蚀 。
(3) 某 滑 动 轴 承 轴 颈 表 面 粗 糙 度 为 R z1 0.0032mm ， 轴 瓦 表 面 粗 糙 度 为
R z 2 0.0063mm 为保证安全处于液体摩擦状态下工作， 该轴承最小油膜厚度必须大于或等
于 0.019
(18) 青铜的强度高、承载能力大，导热性好，且可以在较高的温度下工作，但与轴承 合金相比，抗胶合性能较 差 ， 不易 跑合，与之相配的轴颈须 淬硬 (19) 润滑油的油性是指润滑油在金属表面的 吸附 能力。 成正比，其比例 。
mm 。
。
(4) 随着轴转速的提高，液体动压径向滑动轴承的偏心率会 减小 (5) 滑动轴承的轴瓦多采用青铜材料，主要是为了提高
耐磨 能Biblioteka Baidu。 ;
(6) 在设计液体摩擦动压滑动轴承时， 若减小相对间隙， 则轴承的承载能力将 增大 旋转精度将 提高 ；发热量将 增大 。 压力 。 边界润滑油膜不遭到破坏
(7) 影响润滑油粘度的主要因素有 温度 和 (8) 非液体摩擦轴承防止失效的最低条件是确保
C
所示的形
图 12-2 (31) 滑动轴承计算中限制 F 值是考虑限制轴承的 A. 磨损 B. 发热 C. 胶合 C B 。
D. 塑性变形 的。 D. 随压力增加而减小 A 可满足此
(32) 润滑油在温度升高时，内摩擦力是 A. 增加 B. 始终不变 C. 减少
(33) 当计算滑动轴承时，若 hmin 太小，不能满足 hmin hmin 时，使 条件。 A. 表面光洁度提高 B. 增大长径比 L / d
能形 B 。
图12-4 (42) 如图12-5所示为推力轴承，反向回转时， B 建立动压润滑油膜。
5
A 能
B 不能
图12-5 (43) 在液 体 动 压 向 心 滑 动 轴 承 中 ， 轴 颈 直 径 d 和轴 承 孔 的 直 径 D 的公 称 尺 寸 A ，实际尺寸 A 相等 B 。 B 不相等 C 可以相等，也可以不相等 A
。为了
保证这个条件设计计算准则必须要求 p [ p ], pv [ pv ], v [v ] 。
7
(9) 验算滑动轴承最小油膜厚度 hmin 的目的是 确定轴承是否能获得液体磨擦 。 (10) 采用三油楔或多油楔滑动轴承的目的在于 提高轴承的稳定性 。 (11) 影响润滑油粘度 的主要因素有 温度 和 压力 。 ，在设计时应验算项目的
B. 轴承合金
(5) 在滑动轴承轴瓦材料中，最易用于润滑充分的低速重载轴承的是 A. 铅青铜 B. 巴氏合金 C. 铝青铜
D. 锡青铜
(6) 滑动轴承的润滑方法，可以根据 A C 来选择。 A. 平均压强 p (7) B B.
pv 3
C. 轴颈圆周速度 v
D. pv 值
不是静压滑动轴承的特点。 B. 对轴承材料要求高 D. 高、低速运转性能均好
6
(47) 液体摩擦动压向心滑动轴承中，承载量系数 C p 是 A 偏心率 x 与相对间隙 B 相对间隙 与宽径比 l / d C 宽径比 l / d 与偏心率 D 润滑油粘度 、轴颈公称直径 d 与偏心率
C
的函数。
(48) 液体动压向心滑动轴承，若向心外载荷不变，减小相对间隙 ，则承载能力 A ，而发热 A. 增大 A 。 B. 减小 C. 不变
一
选择题
(1) 宽径比 B / d 是设计滑动轴承时首先要确定的重要参数之一，通常取 B / d A. 1~10 (2) 下列材料中 A. ZSnSb11Cu6 C B.0.1~1 C. 0.3~1.5 D. 3~5 C 。
不能作为滑动轴承轴瓦或轴承衬的材料。 B. HT200 C. GCr15 C D. ZCuPb30 。
(16) 动压液体摩擦径向滑动轴承设计中，为了减小温升，应在保证承载能力的前提下 适当 A 。 B. 减小 ，减小 B d D. 减小 ，增大 B d 。
A. 增大相对间隙 ，增大宽径比 B d C. 增大 ，减小 B d
(17) 对于一般低速重载的液体动压润滑径向滑动轴承， 通常在设计时考虑采用 D A. 较小的宽径比 C. 较低粘度的润滑油 B. 较小的轴承压力 D. 较小的轴承相对间隙 D 。
(44) 在液体动压向心滑动轴承中，当其他条件不变时，偏心距 e 与载荷的关系为 A 随载荷的增大而增大 B 随载荷的增大而减小 C 不随载荷大小的变化而变化
(45) 图12-6中 hmin 位于轴颈与轴承孔的连心线 OO1 上，径向压力分布曲线在该处终止， 这是由于 B 。
图12-6 A 该处左侧无液体存在 C 该处左侧无液体从大口流向小口 (46) 滑动轴承中在其他条件不变时，增大宽径比 B / d ，其承载能力 对间隙 时，其承载能力 A 提高 A B 下降 。 C 等于 A 。减小相 B 该处左侧无液体从小口流向大口
B. 油膜非承载区内
(25) 通过直接求解雷诺方程，可以求出轴承间隙中润滑油的 A. 流量分布 B. 流速分布 C. 温度分布 A
D. 压力分布 。
(26) 计算滑动轴承的最小油膜厚度 hmin ，其目的是 A. 验算轴承是否获得液体摩擦 C. 计算轴承的耗油量 (27) 在 C
B. 汁算轴承的内部摩擦力 D. 计算轴承的发热量
B. 石墨
是轴承合金(巴氏合金)。 B. 38CrMnMo C. ZSnSb11Cu6 B 而减小。 D. ZCuSnl0Pbl
(12) 液体摩擦动压径向轴承的偏心距 e 随
1
A. 轴颈转速 n 的增加或载荷 F 的增加 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 的增加 (13) 温度升高时，润滑油的粘度 A. 随之升高 C. 随之降低 C 。 B. 保持不变 D. 可能升高也可能降低
(18) 动压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
2
B. 充分供应润滑油 C. 轴径和轴承表面之间有相对滑动 D. 润滑油温度不超过 50 C (19) 下列材料中，可作为滑动轴承衬使用的是 A. ZSnSb12Pb10Cu4 C. GCr15SiMn (20) 在 C A 。
4
C 还要考虑其他因素(例如温度、压力等)才能确定其粘度是否相等
图12-3 (37) 计算无限长动压轴承的基本方程为 A 运动粘度
p 6v 3 (h h 0 ) ，式中 是指 x h
C 恩氏粘度
B
。
B 动力粘度
(38) 在验算非液体摩擦向心滑动轴承的工作能力时，应满足 p p ， v v ，
B. 38m
C. 21m
D. 19 m D 。
(29) 设计动压径向滑动轴承时，若轴承宽径比取得较大，则 A. 端泄流量大，承载能力低，温升高 B. 端泄流量大，承载能力低，温升低 C. 端泄流量小，承载能力高，温升低 D. 端泄流量小，承载能力高，温升高
(30) 双向运转的液体润滑推力轴承中， 止推盘工作面应做成题图 12-2 状。
不能作为滑动轴承的优点。
B. 启动容易 D. 可用于高速情况下
(23) 径向滑动轴承，载荷及转速不变，宽径比不变，若直径增大 l 倍，则轴承的平均压 强 p 与圆周速度 v 的乘积 pv 值为原来的 A. l/2 B. 1/4 A A 倍。 C. 2 。 C. 轴瓦剖面上 D 。
(24) 滑动轴承轴瓦上的油沟不应开在 A. 油膜承载区内
B. 38SiMnMo D. 20CrMnTi
情况下，滑动轴承润滑油的黏度不应选得较高。 B. 工作温度高 C 制成的。 C. 粉末冶金 B D. 塑料 C. 高速
A. 重载 (21) 含油轴承是采用 A. 硬木
B. 硬橡皮
(22) 与滚动轴承相比较，下述各点中， A. 径向尺寸小 C. 运转平稳，噪声低
(3) 在非液体润滑滑动轴承中，限制 p 值的主要目的是 A. 防止出现过大的摩擦阻力矩 C. 防止轴承衬材料过度磨损 (4) 在滑动轴承材料中， A. 铸铁 B
B. 防止轴承衬材料发生塑性变形 D. 防止轴承衬材料因压力过大而过度发热 通常只用于作为双金属或三金属轴瓦的表层材料。 C. 铸造锡磷青铜 D. 铸造黄铜 C 。
情况下滑动轴承润滑油的黏度不应选得较高。 B. 工作温度高 D. 重载
A. 承受振动冲击载荷 C. 高速
(28) 一滑动轴承公称直径 d 80mm ，相对间隙 0.001 ，已知该轴承在液体摩擦 状态下工作，偏心率 0.48 ，则最小油膜厚度 hmin C 。
3
A. 42m
pv pv 其中 p ， v 和 pv 的关系为
A
B
。
pv p v
B
pv p v
A 。
(39) 在压力 p 较小，并且 p 和 pv 均合格的轴承中，条件 v v A 还须验算 B 不必验算
C 需根据情况才能确定是否要验算 。
A. 起动力矩小 C. 供油系统复杂
(8) 设计液体动压径向滑动轴承时，若通过热平衡计算发现轴承温升过高，下列改进措 施中，有效的是 C 。 B. 减小供油量 D. 换用粘度较高的油 B 。 B. 双层及多层金属轴瓦 D. 非金属轴瓦 D 制成的。 C 铜合金 D. 多孔质金属
A. 增大轴承宽径比 C. 增大相对间隙 (9) 巴氏合金用于制造 A. 单层金属轴瓦 C. 含油轴承轴瓦 (10) 含油轴承是采用 A. 塑料 (11) 下述材料中， A. 20CrMnTi C
(40) 液体动压润滑向心滑动轴承， 在其他条件不变的情况下， 随外载荷的增加， C A 油膜压力不变，但油膜厚度减小 C 油膜压力增加，油膜厚度减小 B 油膜压力减小，油膜厚度减小 D 油膜压力增加，油膜厚度不变 C
(41) 如图12-4所示，已知 v1 v 2 v3 ， F1 F2 F3 ，1 2 3 。图 成压力油膜;在图C中，若降低 v3 ，其他条件不变时，油膜压力 B A 增加 B 减小 C 不变 ，油膜厚度
(49) 设计液体摩擦滑动轴承时，若发现最小油膜厚度 hmin 不够大，在下列改进措施中， 有效的是 A 。 B. 增加供油量 Q C. 减小相对间隙
A. 减小轴承长径 L / d
二
填空题
(1) 径向滑动轴承的偏心距 e 。 随着载荷增大而 增大 ； 随着转速增高而 降低 、 胶合 、 疲劳剥落 。 、