第八部分滚动轴承设计.docx

1、第八部分 滚动轴承设计第八部分 滚动轴承设计1考研重点和难点【重点】 轴承寿命计算；轴承组合设计。【难点】 角接触轴承轴向载荷的计算；轴承组合设计。8.1滚动轴承的结构、类型和代号一、滚动轴承的基本结构滚动轴承严格来说是一个组合标准件，其基本结构如图所示。它主要有内圈、外圈、滚动体和保持架等四个部分所组成。通常其内圈用来与轴颈配合装配，外圈的外径用来与轴承座或机架座孔相配合装配。有时也有轴承内圈与轴固定不动、外圈转动的场合。作为转轴支撑的滚动轴承，显然其中的滚动体是必不可少的元件；有时为了简化结构，降低成本造价，可根据需要而省去内圈、外圈、甚至保持架等。这时滚动体直接与轴颈和座孔滚动接触。例如

2、自行车上的滚动轴承就是这样的简易结构。当内、外圈相对转动时，滚动体即在内外圈的滚道中滚动。常见的滚动体形状如图14-2所示，有滚动轴承的内、外圈和滚动体一般采用轴承铬钢（如GCr9、Gcr15、GCr15SiMn等）经淬火制成，硬度HRC60以上。保持架使滚动体均匀分布在圆周上，其作用是：避免相邻滚动体之间的接触。保持架有冲压式和实体式两种。冲压式：用低碳钢冲压制成。实体式：用铜合金、铝合金或工程塑料。具有较好的定心精度，适用于较高速的轴承。二、滚动轴承的主要类型及性能滚动轴承的分类依据主要是其所能承受的载荷方向（或公称接触角）和滚动体的种类。所以滚动轴承的一个重要参数就是接触角。接触角的概念

3、：滚动体和套圈接触处的法线与轴承径向平面（垂至于轴承轴心线的平面）之间的夹角称为公称接触角。越大，则轴承承受轴向载荷的能力就越大。按轴承的内部结构和所能承受的外载荷或公称接触角的不同，滚动轴承分为：1、向心轴承（也称径向轴承）：主要或只能承受径向载荷的滚动轴承，其公称压力角为045。向心轴承按公称接触角的不同又可以分为0的向心轴承，如深沟球轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承等。向心轴承按公称接触角的不同又可以分为（1）径向接触轴承：公称接触角为0的向心轴承，如深沟球轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承等。其中深沟球轴承除了主要承受径向载荷外，同时还可以承受一定的轴向载荷（双向），在高转速时甚至可以代替推力轴

4、承来承受纯轴向载荷，因此有时也把它看作向心推力轴承。它的设计计算也与后述的向心推力轴承（角接触球轴承、圆锥滚子轴承类似）。与尺寸相同的其它轴承相比，深沟球轴承具有摩擦因数小、极限转速高的优点，并且价格低廉，故获得了最为广泛的应用。（2）向心角接触轴承：公称接触角在045的向心轴承，如角接触球轴承、圆锥滚子轴承、调心轴承等。两种调心轴承在主要承受径向载荷的同时，也可以承受不大的轴向载荷。其主要特点在于：允许内外圈轴线有较大的偏斜（23），因而具有自动调心的功能，可以适应轴的挠曲和两轴承孔的同轴度误差较大的情况。2、推力轴承：主要用于承受轴向载荷的滚动轴承，其公称接触角为4590。推力轴承按公称接

5、触角的不同又分为（1）轴向接触轴承：公称接触角为90的推力轴承，如推力球轴承等。（2）推力角接触轴承：公称接触角为45到90的推力轴承，如推力角接触轴承等。按照承受单向轴向力和双向轴向力可以分为单列和双列推力轴承。3、向心推力轴承：这类轴承包括角接触球轴承和圆锥滚子轴承，可以同时承受径向载荷和较大的轴向载荷。在工程上常用的滚动轴承五类：深沟球轴承、圆柱滚子轴承、单列推力球轴承、角接触球轴承和圆锥滚子轴承。各类轴承的承载性能见教材表格所列。三、滚动轴承的代号（必须掌握）滚动轴承的种类很多，而各类轴承又有不同结构、尺寸和公差等级等，为了表征各类轴承的不同特点，为了便于组织生产、管理、选择和使用，国

6、家标准中规定了滚动轴承代号的表示方法，由数字和字母所组成。滚动轴承的代号有三个部分代号所组成：前置代号、基本代号和后置代号。见下表：前置代号基本代号后置代号（组）轴承类型尺寸系列轴承内径内部结构密封防尘套圈变型保持架（材料）轴承材料公差等级游隙配置其它1、基本代号基本代号是表示轴承主要特征的基础部分，也是我们应着重掌握的内容，包括轴承类型、尺寸系列和内径。类型代号用阿拉伯数字（以下简称数字）或大些拉丁字母（简称字母）表示，个别情况下可以省略。尺寸系列是是由轴承的直径系列代号和宽（高）度系列代号组合而成，用两位数字表示。宽度系列是指径向轴承或向心推力轴承的结构、内径和直径都相同，而宽度为一系列不

7、同尺寸，依8、0、16次序递增（推力轴承的高度依7、9、1、2顺序递增）。当宽度系列为0系列时，对多数轴承在代号种可以不予标出（但对调心轴承需要标出）。用基本代号右起第四位数字表示直径系列表示同一类型、相同内径的轴承在外径和宽度上的变化系列，用基本代号右起第三位数字表示（滚动体尺寸随之增大）。即按7、8、9、0、1、5顺序外径尺寸增大，如图所示。内径代号是用两位数字表示轴承的内径：内径d=10480mm的轴承内径表示方法见下表（其它有关尺寸的轴承内径需查阅有关手册和标准）。（用基本代号右起第一、二两位位数字表示）内径代号000102030496轴承内径（mm）10121517代号数52、前置代

8、号、后置代号前置、后置代号是轴承在结构形状、尺寸、公差、技术要求等有改变时，在基本代号左右添加的补充代号。前置代号用字母表示，用以说明成套轴承部件的特点,一般轴承无需作此说明，则前置代号可以省略。后置代号用字母和字母数字的组合来表示，按不同的情况可以紧接在基本代号之后或者用“”、“/”符号隔开，其含义见轴承代号表格所示。常见的轴承内部结构代号及公差等级代号见下表：（1）内部结构代号代号含义及示例C角接触球轴承 公称接触角 15 7210C调心滚子轴承 C型 23122CAC角接触球轴承 公称接触角 25 7210ACB角接触球轴承 公称接触角 45 7210B圆锥滚子轴承 接触角加大 3231

9、0BE加强型（即内部结构设计改进，增大轴承承载能力）N207E（2）轴承公差代号代号含义和示例新标准GB/T27293原标准GB27288/P0G公差等级符合标准规定的0级，代号中省略不标 6203/P6E公差等级符合标准中的6级 6203/P6/P6XEX公差等级符合标准中的6X级 6203/P6XP5D公差等级符合标准中的5级 6203/P5P4C公差等级符合标准中的4级 6203/P4P2B公差等级符合标准中的2级 6203/P2其精度等级按上表中的顺序依次提高。其它各符号的含义可以查阅GB/T27293，此处我们就不作过多介绍了。【例】试说明轴承代号6206、32315E、7312C及

10、51410/P6的含义。【解】6206：（从左至右）6深沟球轴承；2尺寸系列代号，直径系列为2，宽度系列为0（省略）；06为轴承内径30mm；公差等级为0级。32315E：（从左至右）3为圆锥滚子轴承；23为尺寸系列代号，直径系列为3、宽度系列为2；15为轴承内径75mm；E加强型；公差等级为0级。7312C：（从左至右）7为角接触球轴承；3为尺寸系列代号，直径系列为3、宽度系列为0（省略）；12为轴承内径60mm；C公称接触角15；公差等级为0级。51410/P6：（从左至右）5为双向推力轴承；14为尺寸系列代号，直径系列为4、了宽度系列为1；10为轴承直径50mm；P6前有“/”，为轴承公

11、差等级。8.2 滚动轴承的类型选择滚动轴承的类型很多，因此选用轴承首先是选择类型。而选择类型必须依据各类轴承的特性，在教材表格中的最后一列中给出了各类轴承的性能特点，供我们选用时参考。同时，我们在选用轴承时还要考虑下面几个方面的因素。一、轴承所受的载荷（大小、方向和性质）受纯径向载荷时应选用向心轴承（如60000、N0000、NU0000型等）。受纯轴向载荷应选用推力轴承（如50000型）。对于同时承受径向载荷R和轴向载荷A的轴承，应根据两者（A/R）的比值来确定：若A相对于R较小时，可选用深沟球轴承（60000型）、或接触角不大的角接触球轴承（70000C型）及圆锥滚子轴承（30000型）；

12、当R相比较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承（70000AC型或70000C型）；当A比R大很多时，则应考虑采用向心轴承和推力轴承的组合结构，以分别承受径向载荷和轴向载荷。在同样外廓尺寸的条件下，滚子轴承比球轴承的承载能力和抗冲击能力要大。故载荷较大、有振动和冲击时，应优先选用滚子轴承。反之，轻载和要求旋转精度较高的场合应选择球轴承。同一轴上两处支承的径向载荷相差较大时，也可以选用不同类型的轴承。二、轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型选择不发生什么影响，只有当转速较高时，才会有比较显著的影响。在轴承样本中列入了各种类型、各种尺寸轴承的极限转速nlim值。这个极限转速是指载荷（C为基本额

13、定动载荷，后面我们再讲），冷却条件正常，且为0级公差时的最大允许转速。但nlim值并不是一个不可超越的界限。所以，一般必须保证轴承在低于极限转速条件下工作。（1）球轴承比滚子轴承的极限转速高，所以在高速情况下应选择球轴承。（2）当轴承内径相同，外径越小则滚动体越小，产生的离心力越小，对外径滚道的作用也小。所以，外径越大极限转速越低。（3）实体保持架比冲压保持架允许有较高的转速。（4）推力轴承的极限转速低，所以当工作转速较高而轴向载荷较小时，可以采用角接触球轴承或深沟球轴承。三、调心性能的要求对于因支点跨距大而使轴刚性较差、或因轴承座孔的同轴度低等原因而使轴挠曲时，为了适应轴的变形，应选用允许内

14、外圈有较大相对偏斜的调心轴承，例如10000系列和20000系列的调心球轴承可以在内外圈产生不大的相对偏斜时正常工作。在使用调心轴承的轴上，一般不宜使用其它类型的轴承，以免受其影响而失去了调心作用。滚子轴承对轴线的偏斜最敏感，调心性能差。在轴的刚度和轴承座的支撑刚度较低的情况下，应尽可能避免使用。四、拆装方便等其它因素选择轴承类型时，还应考虑到轴承装拆的方便性、安装空间尺寸的限制以及经济性问题。例如，在轴承的径向尺寸受到限制的时候，就应选择同一类型、相同内径轴承中外径较小的轴承，或考虑选用滚针轴承。在轴承座没有剖分面而必须沿轴向安装和拆卸时，应优先选择内、外圈可分离的轴承。球轴承比滚子轴承便宜

15、，在能满足需要的情况下应优先选用球轴承。同型号不同公差等级的轴承价格相差很大，故对高精度轴承应慎重选用，等等。8.3 滚动轴承的设计计算（选择方法）滚动轴承的设计计算要解决的问题可以分为两类：1）对于已选定具体型号的轴承，求在给定载荷下不发生点蚀的使用期限，即寿命计算；2）在规定的寿命期限内和给定载荷情况下选取某一具体轴承的型号（即选型设计）。滚动轴承尺寸选择的基本理论是通过对轴承在实际使用的破坏形式进行总结而建立起来的，所以首先我们必须了解滚动轴承的失效形式。一失效形式和设计准则1、疲劳点蚀实践表明：在安装、润滑、维护良好的条件下，滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内、外圈滚道上的点蚀破坏。成

16、因是由于大量地承受变化的接触应力。滚动轴承在运转过程中，相对于径向载荷方向的不同方位处的载荷大小是不同的，如图所示，与径向载荷相反方向上有一个径向载荷为零的非承载区；而且滚动体与套圈滚道的接触传力点也随时都在变化（因为内圈或外圈的转动以及滚动体的公转和自转）；所以滚动体和套圈滚道的表面受脉动循环变化的接触应力。在这种接触变应力的长期作用下，金属表层会出现麻点状剥落现象，这就是疲劳点蚀。在发生点蚀破坏后，在运转中将会产生较强烈的振动、噪音和发热现象，最后导致失效而不能正常工作，轴承的设计就是针对这种失效而展开的。2、塑性变形在特殊情况下也会发生其它形式的破坏，例如：压凹、烧伤、磨损、断裂等等。当

17、轴承不回转、缓慢摆动或低速转动（n 1时的轴向系数)注：其中e的数值可以查表得到。当在轴上作用有外载轴向力时，我们如果把派生轴向力的方向与的方向相一致的轴承记作2，另一端的轴承记作1，则当时，达到轴向平衡。若不满足上述关系时，就会出现两种情况：1当时，因为轴承的位置已经确定，轴不可能窜动，所以在轴承1的内部也必然由外圈通过滚动体对轴施加一个轴向平衡反力。所以，轴承1实际承受的轴向载荷为：；轴承2实际承受的轴向载荷为： 2当时，同上分析可以知道：， 综合以上分析可得： 若的方向与上图中所示的方向相反，只需将派生轴向力与同向的轴承标为2，上述两式仍可应用。轴承反力的径向分力在轴心线上的作用点叫做轴

18、承的压力中心。两种安装方式，对应两种不同的压力中心位置。但是，当轴承间的距离较大时，为方便起见，也可以把轴承宽度中点近似地作为支反力的作用位置。六滚动轴承的静载荷在实际工作时，有许多轴承并非都是工作在正常状态，例如许多轴承就工作在低速重载工况下，甚至有些基本就不旋转。针对这种情况，其破坏的形式主要是滚动体接触表面上接触应力过大而产生永久的凹坑，也就是材料发生了永久变形。这时，我们就需要按照轴承静强度来选择轴承尺寸。通常情况下，当轴承的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力不超过一定值时，对多数轴承而言尚不会影响其正常工作。因此，把轴承产生上述接触应力的静载荷称作基本额定静载荷，用表示。具体可以查

19、阅手册或产品样本。按静载荷选择轴承的公式为： 式中为轴承静载荷强度安全系数，为当量静载荷。、分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数。、都可以由手册上查到。【例题1】根据工作条件决定选用6300（300）系列的深沟球轴承。轴承载荷R=5000N，A=2500N，轴承转速n=1000r/min，运转时有轻微冲击，预期计算寿命=5000h，装轴承处的轴径直径可在5060mm内选择，试选择球轴承型号。【解】1）求比值 A/R=2500/5000=0.5根据表（教材），深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时A/Re。2）初步计算当量动载荷P，由式P= (XR+YA)按表（教材），X=0.56，Y值

20、需在已知型号和基本额定静载荷后才能求出。现暂时选一平均值，取Y=1.5，并由表取=1.1，则P=1.1(0.565000+1.52500)=7205N3）根据寿命计算公式可以求轴承应具有的基本额定动载荷值：=48233N4）根据轴承样本，选择C=55200N的6311（311）轴承，该轴承的=41800N。验算如下：（1）A/=2500/41800=0.0598，按表（教材），此时Y值在1.61.8之间。用线性插值法求Y值为Y=1.8+(0.0598-0.04)=1.668故X=0.56，Y=1.668（2）计算当量载荷P=1.1(0.565000+1.6682500)=7667N（3）验算6

21、311轴承的寿命=6220h5000h故所选轴承能够满足设计要求。【例2】有一轴采用一对角接触求轴承7206C，反向安装（两端）。轴的转速n=960r/min，轴上外载荷Fr=2000N，Fx=500N，载荷系数fp=1.2，温度系数ft=1.0；7206C轴承的基本额定动载荷C=17800N，基本额定静载荷C0r=12800N；有关尺寸如图所示，试计算轴承寿命。【解】1、求轴承的径向载荷R1、R2（即支反力，参见图示b） R1R2Fr=1000 (N)2、求两轴承的轴向载荷A1、A2为此，需要现在力分析图中标出轴承内部轴向力S1、S2的方向（见图b）；并求出S1 、S2的值。查表可知，对于7

22、0000C轴承15，S=eR，因为R已经求出，则为了求S需先确定e；我们知道界限值e应该由A/C0r(C0r为轴承得径向额定静载荷)对应得到。而现在A为待求解量，这样就产生了“为了求A需先知道A”得递归问题。这种现象在工程上经常遇到，解决得办法就是采用试算法。下面我们就来看一下具体得计算方法。这里我们可以先假定一个e0值，例如试取A/R表中e00.47（基本取中值为宜），对应于A/C0r0.12。则由S=e0R可得：S1=e0R10.471000470（N）； S2=e0R20.4730001410（N）Fx+S1=970 S2 ，也就是说应该在轴承1处加上附加平衡力B1(见图b所示)A1=S1+B1=S2-Fx=910 (N)这时需要利用所求得的A值进行验证：A/C0r与假定界限值e0时的相应比值否相等（一般只要足够近似就可以了，例如误差限制在5以内）。A1/C0r=910/12800=