铁姆肯轴承

滚动轴承

滚动轴承 滚动轴承 **节 滚动轴承的类型、代号及选择 滚动轴承的类型、滚动体和外圈接触处的法线nn与轴承的径向平面的夹角 与轴承的径向平面的夹角。 接触角 α 滚动体和外圈接触处的法线 与轴承的径向平面的夹角。

一、滚动轴承的类型

α α α α=0 向心轴承 径向力 0<α≤45° 向心角接触轴承 径向力(主要) 径向力(主要) 轴向力 45°<α<90° 推力角接触轴承 径向力 主要) 轴向力 (主要) α=90° 推力轴承 轴向力 滚动轴承的代号(code of rolling-contact bearing) 二、滚动轴承的代号 1、基本代号(basic code) 、基本代号 内径代号 轴承内径 mm) (mm) 00 10 01 12 02 15 03 17 04～96 ～代号数× 代号数×5 当内径为≥ 的整数， 当内径为≥500mm，22、28、32mm，1~9的整数，0.6~10的 ， 、 、 ， 的整数 的 非整数时，直接用内径毫米数表示内径，但需要用“ 与组 非整数时，直接用内径毫米数表示内径，但需要用“/”与组 合代号之间分开。 合代号之间分开。 如：230/500，62/22，618/2.5 ， ， 滚动轴承的代号(code of rolling-contact bearing)

二、滚动轴承的代号

1、基本代号(basic code) 、

基本代号 一 二 三 四五 ∣ 类 型 代 号 ∣ 尺寸系 列代号 ∣ 宽 度 系 列 代 号 ∣ 直 径 系 列 代 号 ∣ 内 径 代 号 类型代号用数字或字母表示， 类型代号用数字或字母表示，代号为 用数字或字母表示 双列角接触球轴承)则省略 “0”(双列角接触球轴承 则省略。 双列角接触球轴承 则省略。

宽度系列代号是指径向轴承或向心推 宽度系列代号是指径向轴承或向心推 力轴承的结构、内径和外径都相同， 力轴承的结构、内径和外径都相同， 而宽度为一系列不同尺寸， 而宽度为一系列不同尺寸，依8、0、1、 、 、 、 2、3、4、5、6次序递增(推力轴承的 次序递增( 、 、 、 、 次序递增 高度依7、 、 、 顺序递增)。当宽 顺序递增)。 高度依 、9、1、2顺序递增)。当宽 度系列为0系列时 系列时， 度系列为 系列时，多数轴承在代号中 可以不予标出( 可以不予标出(但对调心轴承和圆锥 滚子轴承需要标出)。 滚子轴承需要标出)。

直径系列代号表示同一类型、 直径系列代号表示同一类型、相同内径的轴承在外径和宽度上的变化系 表示同一类型 用基本代号右起*三位数字表示(滚动体尺寸随之增大)。即按7、 、 )。即按 列，用基本代号右起*三位数字表示(滚动体尺寸随之增大)。即按 、8、 9、0、1、2、3、4、5顺序外径尺寸增大。 顺序外径尺寸增大， 顺序外径尺寸增大 如图所示。 内径代号 轴承内径 (mm) ) 00 10 01 12 02 15 03 17 04～96 ～代号数× 代号数×5 当内径为≥500mm，22、28、32mm，1~9的整数，0.6~10的 的整数， 当内径为≥ 的整数 的 非整数时，直接用内径毫米数表示内径，但需要用“ 与组 非整数时，直接用内径毫米数表示内径，但需要用“/”与组 合代号之间分开。 合代号之间分开。 如：230/500，62/22， ， ， 618/2.5 后置代号用字母和字母—数字的组合来表示， 后置代号用字母和字母—数字的组合来表示，按不同的 用字母和字母 情况可以紧接在基本代号之后或者用“ 情况可以紧接在基本代号之后或者用 “- ” 、 “ /”符号隔 开。

(1)内部结构代号代号

C AC B E 含义及示例 角接触球轴承 公称接触角 α=15= 型 调心滚子轴承 C型 23122C 角接触球轴承 公称接触角 α=25= 角接触球轴承 公称接触角 α=40 = 圆锥滚子轴承 接触角加大 32310B 7210C 7210AC 7210B 加强型(即内部结构设计改进，增大轴承承载能力) 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 含义和示例公差等级符合标准规定的0级，代号中省略不标 6203 公差等级符合标准中的6级 公差等级符合标准中的 级 6203/P6 公差等级符合标准中的6X级 公差等级符合标准中的 级 6203/P6X 公差等级符合标准中的5级 公差等级符合标准中的 级 6203/P5 公差等级符合标准中的4级 公差等级符合标准中的 级 6203/P4 公差等级符合标准中的2级 公差等级符合标准中的 级 6203/P2 /P0 /P6 /P6X /P5 /P4 /P2 其精度等级按上表中的顺序依次提高。 其精度等级按上表中的顺序依次提高。

(3)游隙代号

游隙是指一个座圈固定时， 游隙是指一个座圈固定时，另一个座圈不受外加载荷 时，沿径向或轴向从一个极限位置到另一个极限位置的较 大移动量。 大移动量。 标准规定轴承径向游隙基本游隙组分1、 标准规定轴承径向游隙基本游隙组分 、2、0、3、5共6个组别。其中 组游隙组较常用，故无代号;其他组 个组别。 组游隙组较常用， 共 个组别 其中0组游隙组较常用 故无代号; 别的代号对应为/C1、/C2、/C3、/ C4、/ C5。当公差等级代号与游隙代号同时表示时， 当公差等级代号与游隙代号同时表示时，取公差等级代 号加上游隙代号组合表示(去掉游隙代号中的/C) )。如 号加上游隙代号组合表示(去掉游隙代号中的 )。如 /P63表示公差等级为 级，径向游隙为 组。 表示公差等级为6级 径向游隙为3组 表示公差等级为 的含义。

例】试说明轴承代号6206、32315C、51410/P6及7315AC/P63的含义。 试说明轴承代号 、 、 及 的含义 6206： ： 6代表深沟球轴承; 代表深沟球轴承; 代表深沟球轴承 2为尺寸系列代号，宽度系列为0 (省略)、直径系列为 ; 为尺寸系列代号，宽度系列为 省略)、直径系列为2; )、直径系列为 为尺寸系列代号 06表示轴承内径为 表示轴承内径为30mm; 公差等级为0级 表示轴承内径为 ; 公差等级为 级。

32315C： 3代表圆锥滚子轴承;23为尺寸系列代号，宽度系列为 、直径系列为 ; 代表圆锥滚子轴承; 为尺寸系列代号 宽度系列为2、直径系列为3; 为尺寸系列代号， 代表圆锥滚子轴承 15表示轴承内径为 表示轴承内径为75mm; C表示公称接触角 =15;公差等级为 级。 表示公称接触角α= ;公差等级为0级 表示轴承内径为 ; 表示公称接触角 51410/P6： 5代表双向推力轴承;14为尺寸系列代号，宽度系列为 、直径系列为 ; 代表双向推力轴承; 为尺寸系列代号 宽度系列为1、直径系列为4; 为尺寸系列代号， 代表双向推力轴承

10表示轴承直径为 表示轴承直径为50mm;公差等级为 级。 表示轴承直径为 ;公差等级为6级 7315AC/P63： ： 7代表角接触球轴承;3为尺寸系列代号，宽度系列为 (省略)、直径 代表角接触球轴承; 为尺寸系列代号 宽度系列为0(省略)、 为尺寸系列代号， )直径 代表角接触球轴承 系列为3; 表示轴承直径为 表示轴承直径为75mm;公差等级为 级;径向游隙组别 系列为 ;

15表示轴承直径为 ;公差等级为6级 为3组。 组 三、滚动轴承类型的选择原则 1、轴承所受的载荷(大小、方向和性质) 轴承所受的载荷(大小、方向和性质)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。 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。 受纯径向载荷时应选用向心轴承( 型等) 受纯径向载荷时应选用向心轴承(如60000、N0000、NU0000型等) 型等

受纯轴向载荷应选用推力轴承( 受纯轴向载荷应选用推力轴承(如50000型)。 型 对于同时承受径向载荷 和轴向载荷 的轴承，应根据两者(A/R)的比值 对于同时承受径向载荷R和轴向载荷 的轴承，应根据两者( 同时承受径向载荷 和轴向载荷A的轴承 ) 来确定。 来确定。 相对于R较小时

1.1若A相对于 较小时，可选用深沟球轴承、或接触角不大的角接触球 ) 相对于 较小时，可选用深沟球轴承、 轴承( 轴承(70000C型)及圆锥滚子轴承(30000型); 型 及圆锥滚子轴承

1.2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 ) 相比较大时 可选用接触角较大的角接触球轴承( 型或 70000C型); 型 大很多时，

1.3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， ) 比 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。 以分别承受径向载荷和轴向载荷。

2、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， 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、 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n 种尺寸轴承的极限转速 lim值。这个极限转速是指载荷 P ≤ 0.1C (C为 为 基本额定动载荷) 冷却条件正常，且为0级公差时的较大允许转速 级公差时的较大允许转速。 基本额定动载荷)，冷却条件正常，且为 级公差时的较大允许转速。所 一般必须保证轴承在低于极限转速条件下工作。 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。 )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 )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， 外径滚道的作用也小。所以，外径越大极限转速越低。 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。 )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， )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。 可以采用角接触球轴承或深沟球轴承。 若工作转速**过了轴承极限转速 可以用提高公差等级、 若工作转速**过了轴承极限转速nlim，可以用提高公差等级、适当增 极限转速 大游隙、选用循环冷却等方法。 大游隙、选用循环冷却等方法。

3、调心性能的要求 、对于因支点跨距大而使轴刚性较差、 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， 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 外圈有较大相对偏斜的调心轴承，例如10000系列和 系列和20000系列 外圈有较大相对偏斜的调心轴承，例如 系列和 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。

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， 在使用调心轴承的轴上，一般不宜使用其它类型的轴承， 调心轴承的轴上 以免受其影响而失去了调心作用。

以免受其影响而失去了调心作用。 滚子轴承对轴线的偏斜较敏感，调心性能差。 滚子轴承对轴线的偏斜较敏感，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。 度和轴承座的支撑刚度较低的情况下，应尽可能避免使用。

4、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、 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。 限制以及经济性问题。 在轴承的径向尺寸受到限制的时候，就应选择同一类型、 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。 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**选择内、 在轴承座没有剖分面而必须沿轴向安装和拆卸时，应**选择内、 外圈可分离的轴承。 外圈可分离的轴承。 两类轴承应成对使用，对称安装。 3、7两类轴承应成对使用，对称安装。 球轴承比滚子轴承便宜，在能满足需要的情况下应**选用球轴承。 球轴承比滚子轴承便宜，在能满足需要的情况下应**选用球轴承。 同型号不同公差等级的轴承价格相差很大， 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。

*二节 滚动轴承的设计计算滚动轴承的设计计算要解决的问题可以分为两类：

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 对于已选定具体型号的轴承， 发生点蚀的使用期限， 寿命计算; 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， 选型设计。 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， 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。 了解滚动轴承的失效形式。

一.失效形式(failure types)

1、疲劳点蚀 、实践表明：

在安装、 实践表明： n > 10 r/min在安装、润滑、维护良好的条件下，滚动 在安装 润滑、维护良好的条件下， 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。 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。

2、生疲劳损坏。

塑性变形 、当轴承不回转、缓慢摆动或低速转动(n < 10 r/min)时，一般不会产 当轴承不回转、缓慢摆动或低速转动。生疲劳损坏。但过大的静载荷或冲击载荷会使套圈滚道与滚动体接触处产 生较大的局部应力，在局部应力**过材料的屈服较**将产生较大的塑性， 生较大的局部应力，在局部应力**过材料的屈服较**将产生较大的塑性， 从而导致轴承失效。因此对与这种工况下的轴承需作静强度计算。 从而导致轴承失效。因此对与这种工况下的轴承需作静强度计算。

3、 生磨粒磨损。

磨损 、 轴承在密封不可靠、润滑剂不清洁或多尘环境下工作时， 轴承在密封不可靠、润滑剂不清洁或多尘环境下工作时，轴承易产 生磨粒磨损。

二、设计准则

1、一般轴承(n>10r/min)

由于滚动轴承的正常失效形式是点蚀破坏 点蚀破坏， 由于滚动轴承的正常失效形式是点蚀破坏，所以对于一般 转速的轴承，轴承的设计准则就是以防止点蚀引起的过早失 转速的轴承， 轴承的设计准则就是以防止点蚀引起的过早失 效而进行疲劳点蚀计算，在轴承计算中称为寿命计算 寿命计算。 效而进行疲劳点蚀计算，在轴承计算中称为寿命计算。

2、低速轴承(n≤10r/min)

低速轴承 对于不转动、摆动或转速低的轴承，要求控制塑性变形 塑性变形， 对于不转动、摆动或转速低的轴承，要求控制塑性变形， 应作静强度计算 静强度计算。 应作静强度计算。

3、高速轴承

高速轴承的主要失效形式是磨损、胶合， 高速轴承的主要失效形式是磨损、胶合，这时不仅要 对其进行疲劳寿命计算 还要校验其极限转速。 疲劳寿命计算， 对其进行疲劳寿命计算，还要校验其极限转速。

三、滚动轴承的受力分析(forces analysis)

1、推力轴承(受轴向载荷Fa) 、推力轴承(受轴向载荷 ) 各滚动体平均分担载荷

2、向心轴承(受径向载荷Fr ) 、向心轴承(受径向载荷 上半圈滚动体不受力 下半圈滚动体受力 滚动轴承在运转过程中， 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。 小是不同的。 Fmax 径向载荷的分布 Fr δ0 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) ( 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。 以滚动体和套圈滚道的表面受脉动循环变化的接触应力。 FNi σH t 有载荷 无载荷 FNi σH t o 固定圈上确**的应力变化 o 滚动体、 滚动体、动圈上确**的应力变化 3、角接触轴承(同时受 Fr 和 Fa) 、角接触轴承

(1)角接触轴承的附加轴向力 S )

角接触轴承的附加轴向力F 角接触轴承或圆锥滚子轴承即使只受 纯径向载荷的作用， 纯径向载荷的作用，也会由于滚动体 与外圈滚道的接触线与轴承轴线之间 的接触角α而派生出轴向力F 的接触角α而派生出轴向力 S。 Fsi FNi *i个滚动体 Fr Fri α β 公式计算 1、派生轴向力FS的大小可按公式计算. 派生轴向力F 的大小可按公式计算. 2、FS将迫使内圈和轴径向右移动，由此可判断 FS方向 、 将迫使内圈和轴径向右移动， 方向— —有使内、外圈分离的趋势。∴这类轴承通常要成对使用、 有使内、 有使内 外圈分离的趋势。 这类轴承通常要成对使用、 对称安装。 对称安装。

(2)轴向载荷的计算

1)派生轴向力大小方向

a)正装(面对面) 正装(面对面) 正装 适合于传动零件 位于两支承之间 b)反装(背靠背) 反装(背靠背) 反装 适合于传动零件 处于外伸端 Fr 1 R1 Fr Fs1 S1 Fa Fs2 S2 R2 Fa 2 S2 R2 2 Fa 1 R1 S1 F1s1 S Fs2 S2 FS2 s2 Fa Fs1 S1

2)实际轴向载荷Fa的确定

a)实际轴向载荷 的确定 Fs1 S1 Fa Fs2 S2 当 Fa + Fs2 > Fs1 轴有向左移动的趋势,轴承 被 压紧” 轴承2被 放松” 轴有向左移动的趋势 轴承1被“压紧”，轴承 被“放松” 轴承 轴承1上的派生轴向力由 增大到Fa+Fs2, 阻止轴左移 轴承 上的派生轴向力由Fs1增大到 上的派生轴向力由 ∴轴承1的实际轴向载荷为 轴承 的实际轴向载荷为 轴承2上的轴向力， 轴承 上的轴向力，力平衡 上的轴向力 ——本身的派生轴向力 本身的派生轴向力 Fa1 = Fa + Fs2 Fa2 = Fs2

b)当 F + Fs2 < Fs1 ) a Fs1 S1 Fa F2 Ss2 轴有右移的趋势，轴承 被 压紧” 轴承1被 放松” 轴有右移的趋势，轴承2被“压紧”，轴承 被“放松” 轴承2上的派生轴向力由 增大到 轴承 上的派生轴向力由Fs2增大到 Fa-Fs1 , 阻止轴右移 上的派生轴向力由 ∴轴承2实际所受的轴向力为 轴承 实际所受的轴向力为 Fa2 = Fs1 ? Fa Fa1 = Fs1 轴承1实际所受的轴向力， 轴承 实际所受的轴向力，由力的平衡条件 实际所受的轴向力 ——本身派生轴向力 本身派生轴向力 结论： 实际轴向力Fa的计算方法 结论：——实际轴向力 的计算方法 实际轴向力

1)分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧” )分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧” 放松”的轴承。 和“放松”的轴承。

2)“压紧”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外，轴 ) 压紧”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外， 上其他所有轴向力代数和。 上其他所有轴向力代数和。

3)“放松”端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力 ) 放松”

四.滚动轴承的寿命计算

1、滚动轴承寿命 、 轴承的寿命：

单个滚动轴承在其中一个套圈或滚动体首 轴承的寿命： 次出现点蚀破坏前所经历的转数( 为单位) 次出现点蚀破坏前所经历的转数(以106r为单位)或小时数。 为单位 或小时数。

2、基本额定寿命 、基本额定寿命(basic rated life) 基本额定寿命：

一组在相同条件下运转的轴承，按有 基本额定寿命：一组在相同条件下运转的轴承， 10%的轴承发生点蚀破坏，其余 的轴承发生点蚀破坏， 的轴承发生点蚀破坏 其余90%的轴承未发生点蚀破坏 的轴承未发生点蚀破坏 前的转数L 为单位) 前的转数 10(以106r为单位)或工作小时数 h。 为单位 或工作小时数L 也就是说，以轴承的基本额定寿命为计算依据时， 也就是说，以轴承的基本额定寿命为计算依据时，轴 承的失效概率为10%，而可靠度为90%。 %，而可靠度为 承的失效概率为 %，而可靠度为 %。

3、基本额定动载荷 、基本额定动载荷(basic rated dynamic load) 基本额定动载荷C：

基本额定动载荷 ：是指轴承的基本额定寿命恰好为 106r时，轴承所能承受的载荷值。 时 轴承所能承受的载荷值。

4、滚动轴承的寿命计算 、曲线上各点代表不同载荷下轴承的载荷和寿命关系。

经 曲线上各点代表不同载荷下轴承的载荷和寿命关系。 过大量的实验得出关系式： 过大量的实验得出关系式： P(KN) P1 L1 = P2 L2 = L = C 25.6 ε ε ε C 即：C L = (10 6 r ) P ε 1 对于球轴承 ε=3; 对于滚子 ; 轴承ε=10/3 轴承 。

L(x106r) 为了工程上的使用方便性，多用小时数表示寿命。 为了工程上的使用方便性，多用小时数表示寿命。若 转速为n， 转速为 ，则： 10 f t C Lh = f P(小时) 60n P 小时) 6 ε 同样，如果我们已知载荷为P，转速为n，要求轴承的预 同样，如果我们已知载荷为 ，转速为 ，要求轴承的预 期寿命为 ' 期寿命为 Lh 时，则由上式可以得到所需轴承的基本额定动 载荷为： 载荷为： P C= ft ε 60nL'h (N) )

6 10 5、滚动轴承的当量动载荷(equivalent dynamic load) 、 轴承的工作条件千变万化， 轴承的工作条件千变万化，受载情况也往往与试验不一 所以必须进行必要的换算，我们在这里引入当量动载荷 致，所以必须进行必要的换算，我们在这里引入当量动载荷 的概念。也就是说,如果轴承的承载情况与上述条件不一致 我们必须把实际载荷换算为与上述条件等效的载荷 时，我们必须把实际载荷换算为与上述条件等效的载荷，才 能和C进行比较 这个经换算而得到的载荷是一个假定的载 进行比较。 能和 进行比较。这个经换算而得到的载荷是一个假定的载 就称为当量动载荷 当量动载荷P。

在此载荷的作用下， 荷，就称为当量动载荷 。在此载荷的作用下，轴承的寿命 与实际载荷作用下的寿命相同。 与实际载荷作用下的寿命相同。 所以，在轴承的寿命计算公式中引入所有载荷 都是 所以，在轴承的寿命计算公式中引入所有载荷P都是 指的当量动载荷。 指的当量动载荷。 对于只能承受轴向力Fa的推力轴承， 对于只能承受轴向力 的推力轴承，P = Fa; 的推力轴承 ; 对

于只能承受径向力Fr的向心轴承， 对于只能承受径向力 的向心轴承，P =Fr; 的向心轴承 ; 对于可以同时承受Fa和 的轴承 例如深沟球轴承、 的轴承， 对于可以同时承受 和Fr的轴承，例如深沟球轴承、调 心轴承和向心推力轴承，当量动载荷P应与实际作用的复合 心轴承和向心推力轴承 ， 当量动载荷 应与实际作用的复合 外载有同样的效果， 外载有同样的效果，即： P = X ? Fr + Y ? Fa 其中： 径向系数; 其中： X—径向系数; Y—轴向系数 径向系数 轴向系数 F X、Y的选择按 a ≤ e 和 、 的选择按 Fr Fa > e 两种情况查表。 两种情况查表。 Fr 利用上面的式子所求得的当量动载荷只是理论值， 利用上面的式子所求得的当量动载荷只是理论值，实际 上机器在工作时常具有振动和冲击，需引入载荷系数f 上机器在工作时常具有振动和冲击，需引入载荷系数 p进行 修正.所以 所以， 修正 所以，对应于三种情况分别有 ? P = f p Fa ? ? P = f p Fr ? P = f ( XF + YF ) p r a

*三节 滚动轴承的组合结构设计一、滚动轴承轴系支点固定的结构型式

1、两端单向固定 、

这种安装主要用在工作温度变化不大和支承跨距 较小的场合 这种安装主要用在工作温度变化不大和支承跨距l较小的场合，轴的热伸 工作温度变化不大和支承跨距 较小的场合， 长量可由轴承自身的游隙进行补偿， 长量可由轴承自身的游隙进行补偿，或者在轴承盖与外圈端面之间留出热补 偿间隙c= 偿间隙 =0.25～0.4mm(如图 )，游隙的大小是靠端盖和外壳之间的调整垫 ～ (如图b) 片增减来实现的。 片增减来实现的。

2、一端双向固定，一端游动 、一端双向固定，对于工作温度较高的长轴，受热后伸长量比较大， 对于工作温度较高的长轴，受热后伸长量比较大，应该采用一端固 而另一端游动的支撑结构。 定，而另一端游动的支撑结构。

3、两端游动 、人字齿轮高速主动轴为了自动 人字齿轮高速主动轴为了自动 补偿轮齿两侧的制造误差， 补偿轮齿两侧的制造误差，使 轮齿受力均匀， 轮齿受力均匀，采用允许轴系 左右少量轴向游动的结构， 左右少量轴向游动的结构，故 两端都采用圆柱滚子轴承。 两端都采用圆柱滚子轴承。与 其相啮合的低速齿轮轴系则必 须两端固定， 须两端固定，以便两轴都得到 轴向定位。 轴向定位。 二、滚动轴承的配合(fit) 滚动轴承的配合 滚动轴承的配合是指内圈与轴径、外圈与座孔的配合。 滚动轴承的配合是指内圈与轴径、外圈与座孔的配合。 是指内圈与轴径 轴承内圈与轴的配合——基孔制 基孔制 轴承内圈与轴的配合 轴承外圈与轴承座孔——基轴制 基轴制 轴承外圈与轴承座孔 三、滚动轴承的润滑(lubrication) 滚动轴承的润滑 具体选择可按速度因数dn来决定 为轴颈的直径 具体选择可按速度因数 来决定(d为轴颈的直径; n为轴 来决定 为轴颈的直径; 为轴 承的转速)。 间接反映了轴颈圆周速度 间接反映了轴颈圆周速度。 承的转速 。dn间接反映了轴颈圆周速度。

四、滚动轴承的密封(sealing) 滚动轴承的密封

1、接触式密封 、

2、非接触式密封 轴承，

例1：一减速器中的 ：一减速器中的7204C轴承，所受的轴向力 a=800N， 轴承 所受的轴向力F ， Fr=2000N，工作转速 ，工作转速n=700r/min，有轻微冲击，工作温度 ，有轻微冲击， 正常，求轴承寿命L 。(已知 7204C的基本额定动载荷 正常，求轴承寿命 h。)

已知 的基本额定动载荷 Cr=14.5kN，基本额定静载荷 0r=8.22kN)基本额定静载荷C )解： 10 ftC Lh = f P 60n P 6 ε = 5250 h 由题可知： 由题可知： C =C r ft = 1 f P = 1.2 ε =3 P = X Fr +Y Fa = 1 2000 + 0 = 2000 N 查P242表11-12： 表 ： Fa 800 = = 0 .4 < e Fr 2000 Fa 800 = = 0.0973 C0 r 8220 e = 0.0462 得： X =1 Y =0 解： Fr1 = 3LFR = 3000 N 2L Fr 2 = Fr1 FR = 1000 N FS 1 = 0.7 Fr1 = 2100 N Fa1 = Fa1 = FS 1 = 2100 N FS 2 = 0.7 Fr 2 = 700 N 因为 Fr1 > Fr 2 C L=? P ε Fa1 = Fa1 所以 P > P2 1 L2 > L1两轴承的C、 相同， 两轴承的 、ε相同，所以 的基本额定动载荷C= 例3：圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷 =24800N， 圆锥滚子轴承 的基本额定动载荷 ， 极限转速n 极限转速 lim=6000r/min，承受当量动载荷 =5800N，要求 ，承受当量动载荷P= ， 预期寿命[L 预期寿命 h]=10000h，求这个轴承允许的较高转速为多少。 ，求这个轴承允许的较高转速为多少。 106 C 解： Lh = ≥ [Lh ] 60n Pε ε = 10 / 3 106 ? C n≤60[Lh ] ? P ? 考虑极限转速 ε = 211.5r / min n < nlim = 6000 r / min 综合考虑，轴承允许的较高工作转速为 综合考虑，轴承允许的较高工作转速为211.5 r/min。