第11章 摩擦学设计-2

第11章摩擦学设计(2)

ⅪTribologyDesign

摩擦副作相对运动时，由于存在摩擦阻力，产生接触表面间的磨损和功率损失。

磨损会降低机器的工作精度，而摩擦功转化为热量，使表面间的工作温度升高，严重时会造成摩擦面间的胶合。为了减少机器的磨损和发热，保证机器安全运转，延长使用寿命和降低能源的消耗，摩擦副工作表面间需进行润滑。使用经验表明，润滑是减小摩擦副表面摩擦、降低磨损的最有效、最重要的手段和措施。11.4润滑和润滑系统设计11.4.1摩擦副间的基本润滑状态1.摩擦副间的基本润滑状态

摩擦副表面间的润滑可分为非流体润滑和流体润滑两大类。

流体润滑是指在适当条件下，摩擦副的两摩擦表面被一层粘性流体润滑膜（厚度约为1.5～2μm以上）完全分开，有流体压力平衡外载荷。由于两摩擦表面不是直接接触，当两表面相互滑动时，产生的摩擦为润滑油分子之间的内摩擦，因此摩擦系数很小，一般为0.001～0.008，从而有效地降低了磨损。此时，流体润滑的摩擦性质完全决定于流体的粘性而与两个摩擦表面的材料无关。所用的粘性流体可以是液体，如各类润滑油、水等，也可以是气体，如空气、氦、氢等，相应地称为液体润滑和气体润滑。

流体润滑的主要优点是：摩阻低，摩擦系数很小，一般为0.001～0.008(液体动压润滑)或更低(气体润滑及静压润滑)，可以改善摩擦副的动态性能并能有效地降低磨损。

依据流体润滑油膜压力形成的方式不同，又将流体润滑分为流体动压润滑和流体静压润滑两类。

流体动压润滑，系由摩擦表面间形成的收敛油楔和相对运动，由粘性流体产生的油膜压力以平衡外载荷。

流体静压润滑，系由外部供油系统向摩擦表面间供给有一定压力的流体，借助流体的静压力平衡外载荷。

非流体润滑是指在摩擦表面间用粉状或薄膜状固体进行润滑。润滑膜为固体膜。常用的固体润滑剂有：层状晶体结构物质（如石墨、二硫化钼等）、非层状无机物（如氧化铅等）、金属薄膜(如将铅、锡、锌等低熔点软金属做成的干膜润滑)、塑料（如聚四氟乙烯、尼龙等）、合成膜或化合膜等。

润滑的目的是在摩擦副表面之间形成低剪切强度的润滑膜，用它来减小摩擦阻力和降低表面材料磨损。润滑膜可以是由液体或气体组成的流体膜或者固体膜。依据润滑膜的形成原理和特征，摩擦副表面间的润滑可以分为如下5种基本类型：

◆

流体动压润滑

◆

流体静压润滑

◆

弹性流体动压润滑

◆

边界润滑

◆干摩擦状态这5种润滑类型的基本特征可见表11-9。表11-95种润滑类型的基本特征

润滑是减小摩擦和降低磨损的一种重要方法，它影响着摩擦副之间能量及表面材料的转移。任何润滑现象的紊乱和失效，都会导致摩擦副表面的摩擦特性的改变，并发生有害的结果。因此，除了有必要研究各种润滑状态的机理外，还应了解润滑状态的失效过程以及润滑状态的转化及特性。一般来说，摩擦副间有下述几种润滑状态的转变：①由层流到紊流；②由完全的流体动压润滑到部分流体动压润滑；③边界保护膜的破裂；④发生强烈的金属粘着。上述前两种润滑现象的转化很明显，但后两种润滑现象的转化十分复杂，目前还正处研究中。2.润滑状态的转化

润滑状态曲线图以摩擦系数f作纵坐标，因为f的大小可以说明不同的润滑状态；用同Sommerfeld数性质类似的ηV/W

作横坐标，因为此数可以说明润滑油膜具备多少承载能力（η为润滑油的粘度，V为两个表面的相对速度，W为载荷）。制作该曲线图时，为了消除温度对粘度的影响，试验时采用25℃作为计算f的根据。图11-8滑动表面润滑状态

在机器工作时，摩擦副表面的边界润滑、混合润滑和流体润滑等三种润滑状态可以用润滑状态曲线（或称Stribeck曲线）来说明，见图11-8。

图中曲线表明，存在三种润滑区域：流体动压润滑区、混合润滑区（或称部分流体动压润滑区）和边界润滑区。

流体动压润滑是机器摩擦副工作表面最希望得到的润滑状态。流体动压润滑理论的基本方程是润滑膜压力分布的微分方程，即雷诺（Reynold）方程。它是从粘性流体力学的基本方程出发，根据一定的简化假定而导出。为分析方便，现以两块相互倾斜的平板为分析对象，如图11-9所示，两板之间充满润滑油，下板静止，上板以速度U沿x方向匀速移动。1.流体动压润滑原理11.4.2流体动压润滑原理及动压滑动轴承的设计(a)油楔(b)油膜中的微单元体图11-9油楔承栽机理(动压分析)

上式是计算流体动压轴承性能的基本公式。它表达了流体动压润滑时，油膜压力沿x和z（轴向）两方向发生变化以及流速沿x方向发生变化时，压力梯度、流速、油膜厚度、润滑油粘度等参数之间的关系。式中等号左边部分的两项表征沿x和z方向油膜压力分布，如图11-10所示。等号右边表示了沿x方向上速度和油膜厚度变化的影响，即表明油楔作用。(11-16)式中，x、y、z为坐标变量；U为平板沿x方向的移动速度；h为润滑膜厚度；p为流体的压力。假设：(1)润滑油的运动是层流；(2)润滑油沿z向没有流动；(3)油层为不可压缩流体，粘度为常量、不随压力变化；(4)忽略油的惯性力和重力；(5)沿油膜厚度方向(y向)压力变化忽略不计。可得流体润滑膜压力分布的二维雷诺方程为

对于无限长轴承（沿Z向的压力变化率），上式(11-16)可简化为一维雷诺方程

对上式进行积分并设处的油膜厚度为hm（即油压最大处的油膜厚度），则上式可整理成以下形式：图11-10动压滑动轴承油膜压力分布(11-17)

由式(11-18)可以看出，建立流体动压润滑必须满足以下条件：(1)两相对滑动表面之间必须相互倾斜而形成收敛油楔；(2)两滑动表面应具有一定的相对滑动速度，并且其速度方向应该使润滑油从楔形大口流入，从小口流出；在一定范围内，油膜承载能力与滑动速度成正比关系；(3)润滑油应具有一定的粘度，粘度愈大，油膜承载能力也愈大。

上式称为一维雷诺方程的积分表达式。为了区别，通常把式(11-17)称为一维雷诺方程的微分表达式。利用式(11-18)可求得油膜压力函数p(x)，再次积分就可求得油膜的承载能力P。(11-18)

上面讨论了相对运动两平板间的油膜润滑。若将两平板改成圆筒和圆柱，便构成常见的径向轴承。则可利用一维雷诺方程来计算圆柱体在圆筒中转动时的压力分布。)的极角。图11-11径向动压滑动轴承的几何关系2.液体动压滑动轴承的设计计算

如图11-11所示，设D、R分别表示轴承孔的直径和半径；d、r分别表示轴颈的直径和半径；B为轴承宽度。则径向动压滑动轴承的几何参数有：

1)径向滑动轴承的几何参数图11-11径向动压滑动轴承的几何关系

(1)轴承宽径比B/d（或B/D）；(2)半径间隙c＝R－r＝(D－d)/2；(3)相对间隙ψ＝c/r；(4)偏心距e=(5)偏心率ε=e/c；(6)最小油膜厚度(7)偏位角θ(图11-11)；(8)任一极角

处的油膜厚度h：在△OO’M中，根据余弦定理，有整理上式并略去高次微量

，得(11-19)

(9)最大油膜压力处的油膜厚度，为最大油膜压力处（）的极角。

2)动压径向滑动轴承的承载能力

将一维雷诺方程(11-17)或(11-18)改成极坐标式（使，）并进行求解，就可得到任意剖面极角位置的油膜压力分布。当用数值计算方法求解雷诺方程得到p分布后，沿油膜作用区域积分，可求得压力的合力在x、y方向上的分量

Fx、Fy。

以图11-12所示的180°圆柱形径向滑动轴承为例，取微分弧面积，其上的作用力为(见图11-12b)，该力在x方向的分量为沿、z方向积分可求得作用在轴颈上油膜压力合力的水平分量为

(11-20)

图11-12径向滑动轴承承载能力计算简图同理，可求得作用在轴颈上油膜压力合力的沿垂直方向的分量为(11-21)因载荷F通常是垂直向下作用的，故Fy=F；由于水平方向无载荷作用，故Fx=0。采用数值积分的方法可在计算机上对Fy进行求解。为了便于不同尺寸、不同参数的滑动轴承的设计计算，一般则用无量纲形式的轴承承载能力来表达，其表达式为

通常，Cp称为轴承的承载系数，它是一个无量纲量要由式(11-23)通过计算机进行数值积分求得。径向滑动轴承的承载系数

Cp与偏心率ε、轴承宽径比

B/d的关系曲线示于图11-13。(11-23)因Fy=F，故(11-24)图11-13承载系数与偏心率的关系曲线3)润滑油流量

对于如图11-9所示的两块相互倾斜平板的油楔，当下板静止，上板以速度U沿x方向匀速移动，且润滑油是层流流动，根据牛顿粘滞定理以及油膜中微单元体的力平衡条件和楔形板的边界条件，可得油膜中油层速度沿油膜厚度h分布的表达式为(11-25)

由上式可见，u

由两部分组成：第一项表示速度呈二次抛物线分布（见图11-14），它是反映油膜中压力的变化，是由于油膜受到挤压而引起的，称为压力流；第二项表示速度呈线性分布（图11-14中的虚直线所示），这是直接由平板的移动引起的，与压力无关，称为剪切流。油膜中实际速度分布是压力流和剪切流的叠加，如图11-14中的实线所示。图11-14收敛油楔中的油层速度分布

根据速度分布可求出润滑油的流量。油膜在单位时间内沿x方向流径任何截面上单位宽度(z向)面积的体积流量为

上式表示了沿

x方向的流量

qx

由两部分组成：其中项是由剪切流引起的流量；项是由压力梯度引起的流量。(11-26)

充足的供油量是保证液体动压滑动轴承为液体润滑状态的必要条件之一。供油的目的，一是为了补充轴承从两端部泄走的端泄流量，二是为了通过泄走的油将轴承所产生的部分摩擦热带走，以防止轴承过热。对于有限宽轴承，油膜承载区起点的进油量Qi应等于终点流出收敛油楔的流量与端泄流量Qs之和(图11-15)。进油量Qi

可利用式(11-26)求得。若轴承为非压力供油，则非承载区的端泄很小可忽略不计；若为压力供油，由于轴承宽度中间油孔所供的油与外界有压力差，故也产生端泄流量Q’s（图11-15）。因此，轴承工作中的总耗油量Q为(11-27)图11-15径向滑动轴承中的耗油量

对于非压力供油，Q’s=0。在滑动轴承实际设计中，工程上提供了承载系数Cp与耗油量系数CQ的关系曲线图。耗油量系数CQ被定义为

180°圆柱形有限宽径向滑动轴承的耗油量系数CQ

与轴承承载系数Cp、宽径比B/d的关系图可见图11-16。设计时，从图中查出CQ

的值后，由上式(11-28)便可计算出耗油量Q的值。(11-28)图11-16承载系数Cp与耗油量系数CQ的关系4)摩擦阻力及阻力系数

液体动压润滑时，作用在轴颈表面上的切向摩擦阻力是液体的粘性阻力。液体作层流流动时单位面积上的剪切阻力τ按牛顿粘滞定律为在轴颈表面上，因y=0，故

作用在轴颈上的摩擦阻力Ff为(11-29)式中导数du/dy可由式(11-25)求得，于是上式可写为

根据定义，摩擦系数为(11-31)称为轴承的阻力系数，它与承载系数

Cp的关系可见图11-17。图11-17阻力系数Cf与承载系数Cp的关系

5)轴承温升

为了防止轴承工作时温度过高，轴承设计时应进行轴承的热平衡计算，即计算油膜的温升。根据热平衡的概念，单位时间内轴承所产生的热量应等于同时间内润滑油所带走的热量与通过轴承表面所散去的热量之和。即(11-32)式中，fFU

为单位时间内压力油膜中所产生的摩擦热量，单位为W；

为单位时间内压力润滑油经摩擦区域两端流出时带走中热量，单位为W；为单位时间内通过轴承金属表面散于周围介质的热量，单位为W；其中：f为摩擦系数；F为轴承载荷，N；

U为轴颈圆周速度，m/s；

C为润滑油的比热，矿物油为1675-2090J/(kg·℃)；

ρ为润滑油的密度，矿物油为850～900kg/m3；

Q为润滑油的耗油量，m3/s；

△t为润滑油的温升(℃)，△t=tc－ti，tc为润滑油出油温度(℃)；

ti为润滑油进油温度(℃)；

αs

为轴承的散热系数，根据轴承结构和工作环境状况，一般可在50～140W/(m3·℃)范围内选取；

△t1

为轴承表面温度与周围介质温度之差，近似地等于△t。由上式可求得轴承润滑油的温升为(℃)(11-33)(1)轴承宽径比B/d：

它与轴承的承载能力及温升有关。

宽径比小，则端泄流量大、摩擦功耗小，轴承温升低，但承载能力也低；宽径比大，虽然轴承承载能力高，但功耗大、温升高，同时由于宽径比的增大，则对轴的刚度及轴承的制造和安装精度要求较高，以避免发生轴承的“边缘接触”。一般而言，对液体摩擦径向滑动轴承常取B/d=0.8～1.5，对自位轴承最大可取到4。常见机器的轴承B/d值如下：透平发电机轴承0.8～1.8；机床主轴轴承0.8～1.2；汽油发动机轴承0.4～1.2；柴油发动机轴承0.5～1.5；电动机轴承1.0～2.0；铁路车辆轴承1.5～4.0。

轴承相对间隙对轴承的承载能力、温升和回转精度等有着重要影响。6)动压滑动轴承设计中的参数选择(2)相对间隙

一般情况下，值可按下面经验公式估取。(11-34)(3)润滑油的粘度η

润滑油的粘度η对轴承的承载能力、功率损失和温升等影响较大。设计时，应根据轴承载荷、转速和机器对润滑总的要求选取润滑油的品种和粘度，具体参见教材表格或机械设计手册。通常，对重载、低速轴承应选用粘度大的润滑油；对轻载、高速轴承应选用粘度小的润滑油。

(4)轴承最小油膜厚度

hmin为保证轴承能正常工作，要通过验算来保证hmin≥[h]=k（Rz1+Rz2）。其中，[h]为许用油膜厚度；k为安全系数，一般取k=2～3；Rz1、Rz2分别为轴颈、轴瓦表面的粗糙度值。(3)润滑油的粘度润滑油的粘度常取为35～45℃(最高不超过50℃)，一般控制75℃。(6)轴承平均压强p轴承平均压强p的选择主要取决于机器类型与轴承材料。通常，平均压强p取得大一些，能缩小轴承尺寸，并能使运转平稳；但过大时会使油膜变薄，从而提高了对润滑油性能和对轴承加工及安装质量的要求，并易于损坏轴承工作表面；平均压强p过小会加大轴承尺寸，且在高速下还可能因偏心率很小，使轴承工作的稳定性变坏。

轴承工作时，油膜各处的温度是不同的，通常认为轴承温度等于油膜的平均温度

tm。(5)轴承温度

一般平均温度tm介于进油温度ti和出油温度tc之间。故取轴承温度tm=ti+k△t，通常取系数k=0.8，ti常取为35～45℃（最高不超过50℃），一般控制tm≤75℃。

(6)轴承平均压强

p

轴承平均压强

p的选择主要取决于机器类型与轴承材料。通常，平均压强

p取得大一些，能缩小轴承尺寸，并能使运转平稳；但过大时会使油膜变薄，从而提高了对润滑油性能和对轴承加工及安装质量的要求，并易于损坏轴承工作表面；平均压强

p过小会加大轴承尺寸，且在高速下还可能因偏心率很小，使轴承工作的稳定性变坏。

(1)对轴承材料性能的要求

轴瓦和轴承衬的材料统称为轴承材料。

滑动轴承的主要失效形式是磨损和胶合（或称烧瓦），由于强度不足而出现的疲劳损坏和由于工艺原因而出现的轴承衬脱落等现象也时有发生。因此，对轴承材料性能的要求是：①足够的强度。②良好的减摩性、耐磨性、耐蚀性和抗胶合性。所谓减摩性是指材料具有较低的摩擦阻力的性质。所谓耐磨性是指材料抵抗磨料磨损和胶合磨损的性质。③良好的适应性、包括顺应性、嵌入性和磨合性。所谓顺应性是指轴承材料依靠表面的弹塑性变形补偿对中误差和顺应其它几何误差的能力。7)滑动轴承的材料

所谓嵌入性是指轴承材料嵌藏污物和外来微粒以减轻刮伤或磨料磨损轴颈的能力。所谓磨合性是指轴承材料经短期轻载运转后能减小表面粗糙度而使轴瓦表面和轴颈表面相互吻合的性质。④良好的导热性，热膨胀系数小。⑤良好的加工工艺性。设计时应按轴承的具体情况及经济性原则综合考虑，针对其主要的要求去选用适宜的轴承材料。

(2)滑动轴承的常用材料

滑动轴承材料可分为三大类：

1)金属材料：如轴承合金、青铜、铝基合金、锌基合金、减摩铸铁等；

2)粉末冶金材料：如含油轴承；

3)非金属材料：如塑料、橡胶、硬木等。这些滑动轴承常用材料的型号、性能及应用详见11.3节。

1.润滑油

在工业机器设备中，广泛使用着各种润滑油。其目的是通过它来降低两摩擦表面的摩擦、磨损和传递摩擦产生的热量，从而降低表面温度。不同的工况、不同的机械设备应采用不同型号的润滑油。

工业润滑油通常由基础油和添加剂组成。

基础油分为矿物油（97％）及合成油（3％）两大类。11.4.3润滑材料

润滑材料是用来降低摩擦副表面的摩擦、磨损或表面损伤的材料或介质。

常用的润滑材料有液体、固体、半固体和气体等几类。它们分别以流体润滑膜、吸附膜、化学反应膜和粘附在摩擦副表面上的固体膜或涂层起润滑作用。

①粘度：是液体润滑剂抵抗变形的能力，它标志着液体的内摩擦阻力的大小。

润滑油的粘度是选用润滑油时确定油牌号的主要依据。

②油性：是润滑油在边界摩擦时，所形成的润滑油膜对摩擦表面的吸附性能。

润滑油的油性取决于润滑油的化学组织，通常动植物油的油性比矿物油的油性要好。在相同条件下，油性好的润滑油其润滑效果较好。

③闪点：当油在标准仪器中加热所蒸发出的油气，一遇火焰即能发出闪光的最低温度，称为油的闪点。这是衡量油的易燃性的一种尺度，对在高温下工作的机器，它是润滑油的一个十分重要的指标。

④凝点：是指润滑油在规定条件下，不能再自由流动时所达到的最高温度。它是润滑油在低温下工作的一个重要指标。直接影响到机器在低温下的起动性能和磨损情况。

(1)润滑油的几种主要性能指标为了保证不同机械设备的良好润滑性能，工业生产的润滑油种类很多，现介绍其最主要几类如下：

①发动机润滑油。主要用来对发动机的三大摩擦副：即气缸-活塞及活塞环、曲轴轴颈-轴承、凸轮-挺杆进行润滑。

②齿轮润滑油。主要用于齿轮传动工作时齿面间的润滑与冷却。

③液压油。液压油的主要作用是传递液压能，其次是润滑、冷却、防锈、减震等作用。液压油应具有良好的湿粘特性、润滑性、抗氧安定性、抗乳化性、抗泡性、防锈性、防火性以及较高的清洁性。原国标GB2512-81将液压油分为两大类系统：液压系统和液力系统。(2)工业润滑油的种类

④汽轮机润滑油。汽轮机润滑油主要用于蒸汽涡轮机、燃气轮机、水力涡轮机及发电机的轴承润滑及冷却。

⑤汽缸润滑油。气缸润滑油用于往复式蒸气轨、蒸汽往复泵、蒸汽锤等直接与蒸汽接触时，主要润滑汽缸、活塞、配汽机构等摩擦副零件表面。汽缸油可分为饱合汽缸油和过热汽缸油等两大类多规格。

⑥压缩机润滑油。压缩机润滑油用于润滑、密封、冷却气体压缩机的运动部件。压缩机油又分为活塞式（往复式）压缩机润滑油和回转式(透平)压缩机润滑油两大系列多种规格。

⑦冷冻机润滑油。冷冻机润滑油主要是用来润滑冷冻机的压缩机。冷冻机润滑油应具有良好的低温性能，具有较低的凝点，同时也应具有适当的粘度以及良好的化学安定性。冷冻机润滑油不能随意用其它润滑油代替。

⑧机械油。机械油通常用于工作温度在50~60℃以下的普通机械的润滑。常用润滑油的牌号、性质及其用途见表11-10。

表11-10常用润滑油的性质及用途

润滑脂是在润滑油中加入稠化剂所制成的半固体胶性物质。常用的稠化剂是脂肪酸金属皂。皂中所含的基础金属为钙、锂、钠、钡或铝，相应地称它们为钙基皂、锂基皂等。为了改善和提高润滑脂的性能指标，还可根据需要添加各种添加剂。

润滑脂的主要性能指标如下。

①滴点。滴点是表示润滑脂由胶态变为液态的温度，是润滑脂的耐热性指标。滴点越高，耐热性就越好，润滑脂允许的润滑脂也越高。一般取润滑脂的润滑脂低于该脂的滴点20～30℃。

润滑脂的滴点主要取决于稠化剂的种类和含量。

②稠度。稠度是用来表示润滑脂的软硬度，亦即反映润滑脂在外力作用下变形的程度，变形程度大表示脂软，反之则硬。润滑脂的稠度相当于润滑油的粘度。衡量稠度的指标是用针入度值，即采用针入度计来测定。2.润滑脂(1)润滑脂的几种主要性能指标

③机械安定性。机械安定性是指润滑脂在使用中抵抗机械破坏的能力。

测定润滑脂的机械安定性的方法常采用滚筒试验法。该法是采用针入度计测定润滑脂在进入滚筒试验前后的针入度值之差来表示脂的机械安定性。(2)润滑脂的选用常用润滑脂的牌号、性质及其用途见表11-11。表11-11常用润滑脂的主要性质和其用途

固体润滑剂是指在摩擦副表面间用固体粉状、薄膜或复合材料代替润滑油脂进行润滑，以达到减少表面间摩擦、磨损的目的。目前，常用的固体润滑剂的主要种类有:

(1)层状晶体结构物质，如石墨、二硫化钼、氮化硼等；

(2)非层状无机物，如氧化铅等；

(3)金属薄膜，如将铅、锡、锌等低熔点软金属作成干膜润滑；

(4)塑料，如聚四氟乙烯、尼龙等；

(5)合成膜或化合膜等。几种常用固体润滑剂的特点及应用见表11-12。3.固体润滑剂表11-12几种常用固体润滑剂的特点及应用正确地选用润滑方式和润滑系统对保证润滑剂的输送、分配、调节和检查，以及对提高机械设备的工作性能和使用寿命起着重要的作用。

1.润滑方式机械设备中常用的润滑方式及装置有如下几种：(1)手工加油（或脂）润滑。

(2)滴油润滑。该润滑方式是利用油的自重向润滑部位滴油进行润滑，主要用于滑动及滚动轴承、齿轮、链条及滑动导轨上。常用的滴油润滑装置是针阀滴油油杯。

(3)飞溅（油池）润滑。该润滑方式主要用在闭式齿轮传动及曲轴轴承等处。它依靠旋转的机件或附加在轴上的甩油盘、甩油片等，将油池中的油溅散或带到润滑部位。该润滑方式只能用于封闭的机构。11.4.3润滑系统设计

(4)油环或油链润滑。这种润滑方式只能用于水平安装的轴，如机床、电机、风扇等的主轴轴承的润滑。它依靠套在轴上的油环油链将油从油池中带到润滑部位。

(5)油绳、油垫润滑。

(6)机械强制送油润滑。这种润滑方式主要用于机床、锻压设备和一些内燃机、蒸汽机的主轴承上。它是利用装在油池上的小型柱塞泵通过机械或电机的带动，从油池中的把油压向润滑点。

(7)油雾润滑。这种润滑方式主要用在高速滚动轴承及密闭的齿轮、链条等部件上。油雾润滑的原理是利用压缩空气通过喷嘴把润滑油喷出，将其雾化后再送入摩擦副表面，并让其在饱和状态下析出，使摩擦表面上粘附一薄层油膜而起润滑作用。

(8)集中润滑。

(9)压力循环润滑。

对于滑动轴承，可依据如下经验公式来选择润滑方式：

(11-35)式中，K为平均载荷系数；pm为轴颈上的平均压强，，N/mm2；F为轴承载荷，N；D为轴承直径，mm；B为轴承宽度，mm；v为轴颈圆周线速度，m/s。

当K≤2时，采用润滑脂润滑；当K＞2～16时，采用滴油润滑，可用针阀油杯供油；当K＞16～32时，采用油环等连续供油润滑；当K＞32时，应采用压力循环润滑。

润滑系统可分为以下几种:

(1)循环润滑系统；

(2)集中润滑系统；

(3)喷雾润滑系统；

(4)浸油与飞溅润滑系统；

(5)油和脂的消耗系统等。对于油雾润滑、集中润滑、循环润滑都要通过润滑系统来实现对润滑剂的输配、调节、冷却、净化和检查等。

设计润滑系统时，首先应对机械设备各部分的润滑要求作全面分析，尽量减少润滑油和润滑装置的类别，在保证主要部件的良好润滑条件下，兼顾其它润滑点的润滑。其次，应使润滑剂的供给连续、均匀及油量充足。此外，应使润滑系统供给的润滑油保持清洁，以免润滑油中微屑损失摩擦副表面。为此，除加强系统本身的密封，防止微屑进入外，还可加入过滤装置。2.润滑系统

润滑系统使用的基本装置如下：

1)油箱。在润滑系统中，油箱用以储存全部润滑油，散热、冷却润滑油，沉淀油中杂质、水分和分离油中所含气泡。

油箱的形状和容量应根据使用要求来决定。通常油箱应容纳每分钟通过润滑系统油量的3～7倍；大型机械的润滑系统有时取10～20倍；对于精密机械的润滑系统甚至取50倍。

2)油泵。油泵在润滑系统中起将润滑油压输到各润滑部位的作用。油泵的选择应根据润滑系统所需油压、流量、润滑油性质、工作温度