《机械设计》讲义之滚动轴承文档格式.docx
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由五位组成：
五四三二一
类型代号宽度系列直径系列内径代号
1）内径代号：
表示轴承的内径（mm）
①代号0001020304～99
内径1012151720～495
（代号×
5）
②内径＜10或＞500时另有规定，
可见GB/T272-1993
2）直径系列：
表示结构、内径相同的轴承在外径
和宽度方面的变化，共9个
代号7、8、9、0、1、2、3、4、5
系列外径依次增大P.312.图13-4
3）宽度系列：
表示结构、内径、直径系列都相同的轴承在宽度方面的变化
①O表示正常宽度系列：
a.一般轴承，表示正常宽度的O可不标
b.对调心及圆锥滚子轴承，代号O应标出
②直径系列中也含轴承宽度，但该宽度是随直径的相应变化
注：
直径系列代号和宽度系列代号统称为尺寸系列代号
4）类型代号：
表示轴承的类型（数字或字母）。
以下几种应记住
1──调心球轴承3──圆锥滚子轴承
6──深沟球轴承7──角接触球轴承
N──圆柱滚子轴承
2．后置代号：
用数字或字母表示轴承的结构,公差及材料的特殊要求,很多（P.304.表13-2）
以下仅介绍几个常用代号
1）内部结构代号：
（字母）表示同类轴承的不同内部结构。
如：
角接触球轴承代号CACB
接触角15°
25°
40°
2）公差等级代号：
表示公差等级，共6级
代号/P2/P4/P5/P6/P6x/P0
公差等级2级4级5级6级6x级0级（精度渐低）
（0级为普通级，在轴承代号中不标）
3）游隙代号：
表示轴承的径向游隙，共6个组别
代号/C1/C2/C0/C3/C4/C5
游隙组别1组2组0组3组4组5组（径向游隙渐大）
（0组是常用游隙组别，在轴承代号中不标）
3．前置代号：
用字母表示轴承的分部件（套圈、滚动体与保持架组件等）。
4．说明：
轴承代号复杂，但对无特殊要求的一般轴承，代号较简单。
例：
6308──内径为40mm、尺寸系列为03、正常结构、0级公差、0组
游隙的深沟球轴承。
7211C/P5──内径为55mm、尺寸系列为02、接触角α=15°
、5级
公差、0组游隙的角接触球轴承
１３—３滚动轴承类型的选择：
选用轴承时，首先是选择轴承类型，此时应考虑的主要因素：
一．轴承的载荷：
1．载荷的大小：
1）较大载荷：
滚子轴承（线接触，承载能力大）
2）中小载荷：
球轴承（转动灵活，价低）
2．载荷方向：
1）纯轴向载荷：
推力轴承。
2）纯径向载荷：
向心轴承（深沟球轴承，圆柱滚子轴承，滚针轴承）
3）径、轴向载荷同存：
向心推力轴承（深沟球、角接触球、圆锥滚子轴承）
二．轴承的转速：
极限转速nlim：
轴承样本中列出了各种轴承的极限转速nlim。
它是下列条件下的值：
①载荷不太大（P≤0.1C，P、C──当量、基本额定动载荷）
②冷却条件正常
③O级公差轴承时的最大允许转速
1．球轴承的nlim＞滚子轴承的。
（n较高时，宜用球轴承）
2．同内径下，外径↓，nlim↑（n较高时，宜用同系列中外径较小的）
3．实体保持架的nlim＞冲压保持架的
4．推力轴承的nlim均很低：
n较高，轴向力较小时，宜用角接触球轴承
5．n＞nlim时的措施：
①提高公差等级②增大游隙③改善润滑
三．轴承的调心性能：
轴中心线与轴承座中心线有偏斜，或轴的刚度较小，受载挠曲较大时，轴承
的内外圈轴线将发生偏斜，此时，应用有调心性能的调心轴承。
如：
调心球轴承（10000型）调心滚子轴承（20000型）
四．轴承的安装和拆卸：
选用的轴承应便于装拆。
装在长轴上的轴承宜用内圈轴孔有锥度（1:
12）的轴承。
１３—４滚动轴承的工作情况
一．轴承工作时轴承元件上的载荷分布：
以受径向力Fr作用的向心球轴承为例：
1．假设：
受载后内外圈的几何形状不变，仅内圈下沉了一个距离δo，则受载后的接触变
形量为：
1）Fr作用线上最大，为δo
2）两边渐小，为δi=δocos（iγ）
2．接触载荷FN：
1）Fr作用线上最大，两边渐小，
即：
FN0＞FN1＞FN2
∵接触载荷近似正比于接触变形
量的大小
2）FNi的向量和等于径向外载Fr，
即：
3．承载区：
滚动体从开始受力到受力终
所经过的区域。
理论上为180°
，但由于存在游隙，实际承载区＜180°
二．轴承工作时各轴承元件上的载荷及应力变化：
固定套圈：
轴承内、外圈中的固定者。
转动套圈：
轴承内、外圈中的转动者。
1．滚动体：
1）宏观：
进入轴承区后，载荷由0↗FN2↗FN1↗FNo↘FN1↘FN2↘0
2）微观：
滚动体一点的载荷和应力作周期不稳定变化
2．固定套圈：
其上任一点的载荷和应力作稳定脉动循环。
1）点在承载区中的位置不同，受到的载荷也不同。
2）对任一具体的点，滚动体每滚过一次便受载一次，其载荷大小是恒定的。
3．转动套圈：
其上任一点的载荷和应力作周期性不稳定变化
进入承载区的任一点，与某滚动体接触时，载荷：
0↗某值↘0。
在下次与另一
滚动体接触时，载荷再：
0↗另一值↘0。
三．轴向载荷对载荷分布的影响
角接触球轴承或圆锥滚子轴承的受力情况，以圆锥滚子轴承为例说明如下：
1．受力分析：
在径向载荷Fr作用下，沿外圈滚道的法线方向各滚动体反力FNi´
可分解成：
FNi´
径向分力：
FNi
轴向分力：
Fdi=FNitgα，
按力平衡原理，反力分量与外载有如下关系：
1）FNi的向量和与Fr相平衡，即：
2）Fdi的数量和等于Fa，即：
∑Fdi=∑FNitgα=Fa
3）滚生轴向力Fd：
所有轴承反力FNi´
的轴向分力之和
Fd=ΣFdi=ΣFNitgα
2．仅最下方的一个滚动体受载时：
记FN、Fd为该受载滚动体反力FN´
的径、轴向分力，
则按力平衡条件应有：
FN=Fr
Fd=FN·
tgα=Fa=Fr·
tgβ
于是：
tgβ=tgα（即与载荷角β应于等接触角α）
3．受载滚动体多于一个时：
∵ΣFNi＞Fr多边形的任一边长小于其余各边的长度和
∴Fd=ΣFdi=ΣFNitgα＞Frtgα
tgα＜Fd/Fr=Fa/Fr=tgβ（即此时载荷角β大于接触角α）
4．结论：
1）角接触球轴承和圆锥滚子轴承必须在径、轴向载荷联合作用下工作。
2）要保持较多的滚动体同时受载，应使Fa＞Frtgα，即应β＞α。
3）同一个轴承，在同样的径向载荷作用下，轴向载荷不同，受载滚动体数也不同。
①tgβ=tgα（即Fa=Frtgα）时，仅一个滚动体受载。
②tgβ≈1.25tgα（即Fa≈1.25Frtgα）时，下半圈的滚动体都受载。
③tgβ≈1.7tgα时，整圈滚动体才全部受载。
１３—５滚动轴承尺寸的选择：
一．滚动轴承的失效形式及基本额定寿命：
1．失效形式：
1）正常失效形式：
滚动体或内外圈滚道受接触变应力作用而点蚀。
2）其它失效形式：
①润滑不良使轴承烧伤。
②润滑油不洁使滚动体和滚道过度磨损。
③装配不当使轴承卡死、胀破等。
后种失效是可避免的，所以计算时仅考虑前种失效。
2．寿命：
1）寿命：
轴承点蚀破坏前一套圈相对另一套圈的转数。
由于制造精度及材料均质性等差异，同材料、同尺寸且同批生产的轴
承，在完全相同的条件下工作，寿命差异极大，可达几倍～几十倍。
所以笼统的“寿命”无多大意义，应：
2）基本额定寿命L10：
一组轴承中90%的轴承未发生点蚀破坏前的转数（以106为
单位）或工作小时数。
L10是概率寿命，表示一组轴承的90%能在L10后继续正常工作。
3）预期计算寿命Lh′：
设计机器时所要求的轴承寿命。
Lh′须按机器类型、使用条件及可靠性要求等确定。
经验推荐值见：
P.318.表13-3.
二．滚动轴承的基本额定动载荷C：
显然，载荷↑，接触应力↑，点蚀前能经历的应力变化次数↓，轴承寿命↓
基本额定动载荷C：
使轴承的基本额定寿命正好为106转时，轴承所能承受的载荷。
1．对向心轴承：
C为纯径向载荷，叫径向基本额定动载荷，记为Cr
2．对推力轴承：
C为纯轴向载荷，叫轴向基本额定动载荷，记为Ca
3．对角接触球轴承或圆锥滚子轴承：
C指使套圈间产生纯径向位移的载荷的径向分量。
注：
C可从轴承样本中查取。
三．滚动轴承寿命的计算公式：
设：
C、P是轴承的基本额定动载荷和当量动载荷（下述）
则：
P=C时，基本额定寿命L10正好为106转，但P≠C时，L10=？
又：
若已知P，则C=？
的轴承才能具有预期计算寿命Lh′
1．已知C、P，计算轴承的寿命——校核：
实验表明，L10、C和P三者有如下关系：
ε──寿命指数，对球轴承：
ε=3；
对滚子轴承：
ε=10/3
若轴承转速为n（r/min），则轴承寿命可用工作小时数Lh表示如下：
2．已知P、n及Lh′，计算轴承所需的基本额定动载荷C——设计：
3．温度系数ft:
轴承样本中列出的C是常温下的值，在较高温度（＞120oC）下工作时，C值有
所下降，记作Ct:
Ct=ft·
C（13-7）
1）ft──温度系数，P.320.表13-4.
2）将Ct代入式（13-4～6），即得高温轴承计算式。
四．滚动轴承的当量动载荷P：
当量动载荷P：
指实际载荷在确定基本额定动载荷的相同条件下的当量值。
载荷系数fP：
考虑载荷波动、机器惯性及受载变形等影响，P.321.表13-6.
1．对受Fr和Fa联合作用的向心推力轴承：
P=fP（XFr+YFa）（13-8a）
X、Y──径向、轴向载荷系数，P.321.表13-5.
2．对只能承受纯径向力Fr的轴承：
P=fPFr（13-9a）
3．对只能承受纯轴向力A的轴承：
P=fPFa（13-10a）
五．角接触球轴承和圆锥滚子轴承的径向载荷Fr与轴向载荷Fa的计算：
角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受径向外载Fre时，要产生派生轴向力，为保
证它们正常工作，通常都成对使用，如：
P.323.图13-13.
1．压力中心，轴承标号：
1）压力中心：
轴承反力与轴心线的交点。
由于两轴承支点距离较大，一般取轴承宽度中点为压力中心，以
方便计算。
2）轴承标号：
把派生轴向力与轴向外载Fae同向的轴承标为2，另一个标为1。
2．轴承的径向载荷Fr：
Fr1、Fr2由径向外载Fre按力平衡条件求得。
3．轴承的轴向载荷Fa：
1）求派生轴向力Fd
Fd1、Fd2由轴承的径向载荷Fr1、Fr2按P.322.表13-7中的公式计算
2）求轴承的轴向载荷Fa
Fa应由整个轴向力（即Fae、Fd1、Fd2）的平衡条件确定。
①Fae+Fd2＞Fd1时，轴有向左运动趋势。
轴承1被压紧，2被放松，轴承1的总轴向力Fa1必须与Fae+Fd2相等，以
使轴平衡，而被放松的轴承2只受自身派生轴向力Fd2的作用，即：
Fa1=Fae+Fd2
Fa2=Fd2
②Fae+Fd2＜Fd1时，
轴有向右运动趋势，1被放松，2被压紧，仿上可得：
Fa1=Fd1
Fa2=Fd1-Fae
被放松的轴承总只受自身派生轴向力作用，而被压紧的轴承的轴向力必须
保证轴的平衡。
六．不稳定载荷和不稳定转速时轴承的寿命计算：
（不讲）
七．滚动轴承的静载荷：
1．正常失效形式：
1）点蚀：
一般轴承。
2）永久变形：
缓慢摆动或转速极低的轴承（∵此时应力变化的次数少、频率
低，一般不会点蚀）
2．基本额定静载荷C0：
使受载最大的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值的载荷
（注：
上述接触应力下的永久接触变形量一般不影响轴承的正常工作）
基本额定静载荷C0（C0r或C0a）可从轴承样本查取。
3．当量静载荷P0：
与径向载荷Fr和轴向载荷Fa联合作用同效果的静载荷。
P0=X0Fr+Y0Fa（13-16）
X0,Y0──径向、轴向载荷系数，其值可查轴承手册
4．轴承的选择原则：
C0≥S0P0（13-17）
S0──静强度安全系数，参见：
P.325.表13-8.
八．不同可靠度时滚动轴承尺寸的选择：
（自学）
１３—６轴承装置的设计：
主要解决轴承的安装、配合、紧固、调节、润滑、密封等问题。
一．支承部分的刚性和同心度：
1．支承部分的刚性：
轴、安装轴承的外壳或轴承座及其他受力件，必须有足够的刚性，否则受载
变形后会阻滞滚动体运动，使用权寿命下降。
1）外壳、轴承座孔壁应有足够的厚度，轴承座应加加强肋。
2）轻合金制外壳，轴承处应加钢或铸铁制套杯。
P.328.图13-20.
2．同心度：
一根轴的两个支承座孔应一次镗出，以保证同心度。
二．轴承的配置：
应：
①使轴在机器中有正确的位置，②防止轴向窜动，③防止热胀卡死。
1．双支点各单向固定：
可用一对角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承来实现，两个轴承各限制
一个方向的轴向移动，通过调整内、外圈位置或增减垫片来调整轴承游隙。
P.326.图13-14、15.P.327.图13-16.
2．一支点双向固定、另一支点游动：
即一支点的轴承内外圈都轴向固定，可承受双向轴向载荷，另一支点游动的支承
结构，主要用于跨距较大（＞350mm），工作温度较高的轴。
支承技术方案有多种，P.327.图13-17～20.
3．两端游动支承：
用于人字齿轮轴。
应一个轮的轴轴向固定，另一轮轴两端游动，以防人字齿两侧
受力不均或齿轮卡死。
三．滚动轴承的轴向紧固：
1．内圈：
常用的紧固方法有：
1）轴用弹性挡圈
嵌在轴槽中，主要用于轴向力较小，转速不高处。
P.328.图13-21a.
2）轴端挡圈
用于高转速、大轴向力，且轴端无法切螺纹处，P.328.图13-21b.
3）圆螺母和止动垫圈
用于高转速、大轴向力处，P.328.图13-21c.
4）紧定衬套、止动垫圈及圆螺母
用于光轴上内圈有锥度的轴承，P.314.图13-5.
5）轴肩：
一般内圈的一端用上述方法之一固定，另一端用轴肩固定。
①轴肩高度：
应低于轴承内圈（否则轴承拆卸困难）
②轴肩处圆角半径：
应小于轴承内圈倒角（否则内圈无法紧贴轴肩）
2．外圈：
1）孔用弹性挡圈：
用于轴向力不大的向心轴承，P.329.图13-22a.
2）止动环：
用于外圈有止动槽的深沟球轴承，P.329.图13-22b.
3）轴承盖：
应用很广，可承受大轴向力，P.329.图13-22c.
4）螺纹环：
用于高速大载荷处，P.329.图13-22d.
四．轴承游隙及轴上零件位置的调整：
轴承游隙可用①端盖下的垫片（图13-14），②圆螺母（图13-15）调整。
轴上零件位置用①套杯下垫片（P.326.图13-15），②端盖下垫片调整。
五．滚动轴承的配合：
指内圈与轴颈、外圈与外壳孔的配合。
1．轴承内外径的公差：
1）轴承内外圈是薄壁件，与轴和外壳孔装配后会随之变形。
2）轴承内外径的公差指平均内径dm和平均外径Dm的公差。
①公差采用上偏差为零，下偏差为负的单向制
②0、6、5、4、2公差等级的公差带渐小，精度渐高。
P.329.图13-23.
2．轴承的配合：
∵轴承是规范件∴为使轴承便于互换和大批生产
1）轴承内孔与轴采用基孔制配合
与内圈相配合的轴的公差带按圆柱公差与配合的国标选取。
轴承内圈与轴的配合比基孔制同类配合紧得多（因dm为单向负公差）
圆柱基孔制配合φ30H7/k6为过渡配合，
轴承内圈与轴的配合φ30k6是过盈配合
2）轴承外径与外壳孔采用基轴制配合
与外圈相配合的外壳孔的公差带按圆柱公差与配合的国标选取。
轴承外圈与外壳孔的配合比基轴制同类配合略紧一些
∵轴承平均外径Dm的公差值较小
3．轴承配合的选择：
应保证内圈与轴、外圈与孔在轴承正常工作时不发生相对转动。
1）转速，载荷的大小、方向和性质：
一般，转速越高，载荷越大，振动越烈，应选较紧的配合。
2）温度变化：
（∵套圈与滚动体的摩擦，使套圈温升大于相邻零件）
一般，温升会使内圈与轴的配合变松，外圈与孔的配合变紧，应予适当考虑。
3）其它因素：
旋转精度要求、外壳结构、装拆方便性，要参见有关资料选择配合。
六．滚动轴承的预紧：
1．预紧：
安装时设法在轴承中产生并保持一轴向力。
2．预紧目的：
提高轴承的旋转精度，增加轴承装置的刚性，减小轴的振动。
3．预紧方法：
1）夹紧一对圆锥滚子轴承的外圈，P.331.图13-25a.
2）弹簧预紧，P.331.图13-25b.
3）用各种控制内外圈相对位置的方法预紧，P.331.图13-25c
七．滚动轴承的润滑：
1．润滑的作用：
减摩、散热、吸振、防锈，减小接触应力（油膜可将载荷分布到较大的承载面上）
2．润滑方式：
分脂润滑和油润滑两类，可按dn值参考P.332.表13-10选定。
d、n──轴承的内径（mm）、转速（r/min）
3．润滑剂及其选择：
1）润滑脂：
①性能：
半流体，油膜强度高，承载能力高，不易流失，易密封。
②适用：
dn值较低，难以油润滑处。
③装脂量：
轴承内部容积的1/3～2/3。
④选择：
锥入度：
dn值大，载荷小，应选锥入度较大的脂，反之，
选锥入度较小的脂。
滴点：
应比轴承工作温度高10～30oC
2）润滑油：
①选择：
a.转速越高，应选粘度越低的油。
b.载荷越大，应选粘度越高的油。
②润滑方法：
a.油浴润滑：
轴承局部浸入油中，油面不应超过最低滚动体中心。
（不适用于高速）
b.滴油润滑：
用于需定量供油的轴承部件。
c.飞溅润滑：
利用齿轮转动时甩到箱壁上的油润滑（齿轮减速器中常用）
d.喷油润滑：
适用于高速重载的轴承。
e.油雾润滑：
用于滚动体线速度很高的埸合。
3）固体润滑：
①常用固体润滑剂：
二硫化钼、石墨、聚四氟乙烯等
②润滑方法：
a、用粘结剂把固体润滑剂粘接在滚道和保持架上
b、把润滑剂与工程塑料和粉末冶金材料一起制成自润滑轴承零件
c、以适当工艺使固体润滑剂在轴承零件表面形成致密薄膜
③适用：
脂润滑和油润滑难以满足润滑要求处（如在高温下使用的轴承）
八．滚动轴承的密封装置：
1．密封的目的：
1）阻止灰尘、水汽及其它杂物进入轴承。
2）阻止润滑剂流失。
2．密封装置的类型：
两大类
1）接触式密封：
通过放置在轴承盖内的、与轴直接接触的软材料进行密封，常用结构有：
①毡圈油封：
在轴承盖与轴间放置毡圈，形成密封，P.335.图13-28.
此种密封结构简单，但摩擦较大，仅用滑动速度＜4～5m/s处。
②唇形密封圈：
用装在轴承盖中的橡胶制唇形密封圈密封，P.335.图13-29.
性能较好，允许速度达10～15m/s。
③密封环：
靠装在套筒环槽内的带缺口的弹性环密封，P.335.图13-30.
允许速度可达80～100m/s。
2）非接触式密封：
非接触式密封可避免接触式密封在接触处的滑动摩擦。
①隙缝密封：
靠轴与轴承盖之间的窄缝（0.1～0.3mm）密封，P.335.图13-31
②甩油密封：
用离心作用或螺旋槽实现密封，P.336.图13-32.
③曲路密封：
用旋转和固定的密封件拼成的曲折隙缝密封。
P.336.图13-33
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