4.3 轴承主要参数的选择
（1）平均压强pm
在可能情况下（如保证一定的油膜厚度，合适的温升等），平均压强pm宜取较高值，以保证运转的平稳性，减小轴承尺寸。但压强过高，油膜厚度过薄，对油质的要求将提高，且液体润滑易遭破坏，使轴承损伤。
轴承平均压强pm的一般设计值（对轴承合金，同下；括号内数值为最高值）如下：
轧钢机 1000～2000（2500）N/cm2
风机 20～200（400）N/cm2
汽轮机、发电机、机床 60～200（250）N/cm2
齿轮变速装置、拖拉机 50～350（400）N/cm2
铁路车辆 500～1500 N/cm2
（2）宽径比B/D
通常取B/D=0.3～1.5。宽径比较小时，有利于增大压强，提高运转平稳性；增多流量，降低温升；减轻边缘接触现象。随着轴承宽度B的减小，功耗将降低，占用空间将减小，但轴承承载能力也将降低；压力分布曲线陡峭，易于出现轴承合金局部过热现象。
高速重载轴承温度升高，有边缘接触危险，B/D宜取小值。低速重载轴承为提高轴承整体刚性，B/D宜取大值。高速轻载轴承，如对轴承刚性无过高要求，可取小值；转子挠性较大的轴承宜取小值；需要转子有较大刚性的机床轴承，宜取较大值；在航空、汽车发动机上，受空间地位限制的轴承，B/D可取小值。一般机器常用的B/D值为：
汽轮机、风机；电机、发电机、离心泵 0.4～1.0
齿轮变速装置 0.6～1.5
机床、拖拉机 0.8～1.2
轧钢机 0.6～0.9
（3）间隙比ψ
一般取ψ=0.002～0.003。ψ值主要应根据载荷和速度选取：速度愈高，ψ值应愈大；载荷越大，ψ值则越小。此外，直径大、宽径比小、调心性能好、加工精度高时，ψ可取小值；反之取大值。
间隙比ψ大时，流量大，温升低，承载能力低。
间隙大小对转子轴承系统稳定性有较大影响。一般压强小的轴承，减小间隙比可提高系统稳定性；而压强大的增大间隙比可提高工作稳定性。
一般机器常用的轴承间隙比ψ为：
汽轮机、电动机、发电机 0.001～0.002
轧钢机、铁路车辆 0.0002～0.0015
内燃机 0.0005～0.001
风机、离心泵、齿轮变速装置 0.001～0.003
机床 0.0001～0.0005
（4）最小油膜厚度hmin
为确保轴承在液体润滑条件下安全运转，应使最小油膜厚度大于轴颈、轴瓦工作表面不平度与轴颈挠度之和：
hmin≥［hmin］=S（R1+R2+y1+y2） （8-1-29）
式中 S——裕度，对一般机械的轴承取S=1.1～1.5，对轧钢机轴承取S=2～3；
R1、R2——对轴颈和轴瓦表面不平度平均高度；
y1——轴颈在轴承中的挠度，见图8-1-14a；
图8-1-14 轴颈在轴承中的挠曲和偏移示意图
y2——轴颈偏移量，见图8-1-14b。
端轴颈的轴颈挠度可按式（8-1-30）计算：
（8-1-30）
当pm≤30N/cm2时，y1可忽略不计。
y2为轴颈在轴承中因轴的弯曲变形和安装误差引起的偏移量：
（8-1-31）
对自动调心轴承y2=0。
缺乏资料时，也可参考图8-1-15选取［hmin］。
图8-1-15 允许最小油膜厚度［hmin］与轴承直径的关系曲线
（5）油温和瓦温
轴承性能计算根据热平衡状态下轴承平均工作温度tm（即端泄油平均温度）进行，初步计算时可取tm=50～60℃。
一般取进油温度t1=30～45℃，平均油温tm≤75℃，温升Δt≤30℃。
作为设计依据之一的瓦温，一般以强度急剧下降时金属的软化点作为控制值，对轴承合金常取tmax=90～100℃。
常用润滑油的温度与黏度的关系见图8-1-16。
图8-1-16 润滑油的黏度-温度曲线
（6）油楔数Z
如图8-1-17所示，椭圆轴承的稳定区比单油楔圆筒轴承的大；三油楔轴承的又比椭圆轴承的大，且在各个方向上的油膜刚度也较均匀。但并非油楔数愈多，稳定区一定愈大。油楔数的增多，一般减小了承载能力。
图8-1-17 三种轴承稳定区的比较（yxd=y/c）
1—圆轴承；2—椭圆轴承；3—三油楔轴承；y—轴的静挠度；c—半径间隙；ω—工作角速度；ωcr—临界角速度；ωn—轴系失稳角速度曲线右下方为稳定区，左上方为非稳定区
选取油楔数时，要兼顾稳定区和承载能力两方面的要求。为了提高多油楔轴承的承载能力，可以采用不等长的多油楔。
油楔数还影响结构，偶数油楔便于采用剖分结构。
（7）最小半径间隙cmin（椭圆轴承即为顶隙）
高精度机床主轴承常采用2～10μm以下的最小半径间隙，间隙比为0.0001～0.0002。速度较高的主轴承，如汽轮机、发电机、离心式压缩机和水轮机等，为了减小功耗、降低温升，常采用较大的间隙，间隙比为0.001～0.0025。
（8）楔形度（椭圆度）ψ/ψ∗
楔形度主要取决于油楔偏心距S。S愈大，楔形愈大，即油楔的楔愈大。
楔形度过大，即油楔起始端开口过大，有可能在楔形空间的起始段形不成承载油膜，使承载油膜减短，同时还增大了轴承的摩擦因数。
楔形度过小，轴承的承载能力很低，在工艺上也难以实现，当轴颈位移之后，有的油楔形成的承载油膜也太短。
根据理论分析，最佳楔形度为2～3。对于要求很小间隙的多油楔（Z≥3）轴承，实现这样的楔形度在工艺上有困难。同时，对于轴颈偏心距较大的轴承，为了在轴颈位移后形成的承载油膜不致太短，宜采用较大的楔形度。推荐取楔形度ψ/ψ∗≥5，即油楔偏心距S≥4cmin。
（9）安装间隙
可倾瓦轴承的瓦块弧面半径与轴颈半径r之差称为加工间隙，它由轴颈和瓦块的尺寸所决定。瓦块装入轴承后，实际形成的间隙ca称为安装间隙，通常ca可以调整，
通常在1～2之间，不得小于1。
（10）支点位置
可倾瓦轴承支点位置影响瓦块的承载能力，承载能力最大时的支点位置与瓦块的几何尺寸L/B有关，可从图8-1-23中查出，Lc为进油边到支点的瓦弧长，L为瓦的整个弧长，轴颈需要反向转动时，应取
。
（11）填充系数
可倾瓦轴承各块瓦的弧长总和ZL与轴颈圆周长πd之比，称为填充系数k，即
通常取k=0.7～0.8。由于k与功耗成正比，当载荷较小时可取更低的填充系数（如k=0.5）以降低温升。
（12）供油压强ps
一般轴承的供油压强可取0～0.1MPa。当轴承润滑油温升过高时可适当增大ps以降低温升。