轴承相关计算

1、第十八章滚动轴承§18-1滚动轴承的结构及类型一、滚动轴承的结构滚动轴承一般是由内圈、 外圈、滚动体和保持架组成 ( 图 18-1) 。通常内圈随轴颈转动，外圈装在机座或零件的轴承孔内固定不动。 内外圈都制有滚道， 当内外圈相对旋转时， 滚动体将沿滚道滚动。 保持架的作用是把滚动体沿滚道均匀地隔开，如图 18-2 所示。图 18-1 滚动轴承结构图 18-2 滚动轴承运动滚动体与内外圈的材料应具有高的硬度和接触疲劳强度、良好的耐磨性和冲击韧性。一般用含铬合金钢制造，经热处理后硬度可达 HRC6165，工作表面须经磨削和抛光。 保持架一般用低碳钢板冲压制成， 高速轴承多采用有色金属或塑

2、料保持架。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，起动灵敏、效率高、润滑简便和易于互换等优点， 所以获得广泛应用。 它的缺点是抗冲击能力较差， 高速时出现噪声，工作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承。 由于滚动轴承已经标准化， 并由轴承厂大批生产，所以，使用者的任务主要是熟悉标准、正确选用。图 18-3 给出了不同形状的滚动体，按滚动体形状滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。滚子又分为长圆柱滚子、短圆柱滚子、螺旋滚子、圆锥滚子、球面滚子和滚针等。图 18-3 滚动体的形状二、滚动轴承的类型滚动轴承常用的类型和特性，见表 18-1 。表 18-1 滚动轴承的主要类型和特性轴承名极尺寸组限允许特性与应用称、

3、类型结构简图承载方向系列合转角偏及代号代速差代号号nc同时能承受径向负双列角接3232荷和双向的轴向负荷，触球轴承比角接触球轴承具有3333中较大的承载能力，与双（ 0）联角接触球轴承比较，在同样负荷作用下能使轴在轴向更紧密地固定主要承受径向负荷， 可调心(0)212承受少量的双向轴向球轴承2222负荷外圈滚道为球(0)313中23面，具有自动调心性1或（1）2323能。适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承1321主要承受径向负荷， 其调心223承载能力比调心球轴滚子轴承2322承约大一倍，也能承受3020.5少量的双向轴向负荷。23122中2外圈滚道为球面，具有323调心性能

4、，适用于多支4023点轴、弯曲刚度小的轴410及难于精确对中的支23承1232240241可承受很大的轴向负推力调心9229荷和一定的径向负荷，滚子轴承932滚子为鼓形，外圈滚道942923为球面，能自动调心。23转速可比推力球轴承29高。常用于水轮机轴和4起重机转盘等0230032能承受较大的径向负圆锥1330荷和单向的轴向负荷，滚子轴承203极限转速较低。内外圈2231可分离，轴承游隙可在3233中2安装时调整。通常成对2932使用，对称安装。适用300于转速不太高，轴的刚3132性较好的场合322323329330331332主要承受径向负荷， 也双列深沟(2)242能承受一定的双向轴球

5、轴承中向负荷。它比深沟球轴4(2)343承具有较大的承载能力1151推力球轴承的套圈与121不滚动体可分离，单向推1351低允力球轴承只能承受单142许向轴向负荷，两个圈的推力51内孔不一样大，内孔较球轴承3小的与轴配合，内孔较51大的与机座固定。双向54推力球轴承可以承受不双向轴向负荷，中间圈2252允与轴配合，另两个圈为2许松圈23低高速时，由于离心52力大，寿命较低。常用243于轴向负荷大、转速不高场合5241761主要承受径向负荷， 也377可同时承受少量双向深沟1863轴向负荷，工作时内外球轴承197圈轴线允许偏斜。摩擦(0)061高816阻力小，极限转速高，6 或（ 16）(1)0

6、8结构简单，价格便宜，(0)261应用最广泛。但承受冲(0)39击载荷能力较差，适用(0)416于高速场合。在高速时0可代替推力球轴承60626364能同时承受径向负荷角接触1971与单向的轴向负荷， 公球轴承(1)09称接触角 有 15 、25 、(0)270较40 三种， 越大，轴向7(0)372高23承载能力也越大。成对(0)473使用，对称安装，极限74转速较高。适用于转速较高，同时承受径向和轴向负荷场合推力圆柱能承受很大的单向轴滚子轴承1181不向负荷，但不能承受径1允向负荷。它比推力球轴812低许承承载能力要大，套圈81也分紧圈与松圈。极限2转速很低，适用于低速重载场合10N1只能

7、承受径向负荷。 承圆柱滚子(0)20载能力比同尺寸的球轴承22N2轴承大，承受冲击载荷(0)3N2较24能力大，极限转速高。N232高对轴的偏斜敏感，允许(0)4N3偏斜较小，用于刚性较N2大的轴上，并要求支承3座孔很好地对中N4滚动体数量较多，一般滚针轴承48NA48没有保持架。径向尺寸不紧凑且承载能力很大，NA49NA49允价格低廉低许不能承受轴向负荷， 摩69NA69擦系数较大，不允许有偏斜。常用于径向尺寸受限制而径向负荷又较大的装置中由于结构的不同，各类轴承的使用性能如下。1承载能力在同样外形尺寸下。滚子轴承的承载能力约为球轴承的 1.53 倍。所以，在载荷较大或有冲击载荷时宜采用滚子

8、轴承。但当轴承内径 d 20mm时，滚子轴承和球轴承的承载能力已相差不多， 而球轴承的价格一般低于滚子轴承， 故可优先选用球轴承。2接触角接触角是滚动轴承的一个主要参数， 轴承的受力分析和承载能力等与接触角有关。表 18-2 列出各类轴承的公称接触角。滚动体套圈接触处的法线与轴承径向平面（垂直于轴承轴心线的平面）之间的夹角称为公称接触角。公称接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大。滚动轴承按其承受载荷的方向或公称接触角的不同，可分为：（1） 径向轴承，主要用于承受径向载荷，其公称接触角从0到45；（2） 推力轴承，主要用于承受轴向载荷，其公称接触角从大于45到 90（表 18-2 ）。由于接

9、触角的存在，角接触轴承可同时承受径向载荷和轴向载荷。公称接触角小的，如角接触向心轴承，主要用于承受径向载荷；公称接触角大的，如角接触推力轴承，主要用于承受轴向载荷。 径向接触向心球轴承的公称接触角为零 （表 18-2 ），但由于滚动体与滚道间留有微量间隙，受轴向载荷时轴承内外圈间将产生轴向相对位移， 实际上形成一个不大的接触角， 所以它也能承受一定的轴向载荷。表 18-2 各类球轴承的公称接触角轴承类型径向轴承推力轴承径向接触向心角接触推力角接触轴向接触公称接触角=00<4545< <90=90图例3极限转速 nc滚动轴承转速过高会使摩擦面间产生高温，润滑失效，从而导致滚动体

10、回火或胶合破坏。 轴承在一定载荷和润滑条件下，允许的最高转速称为极限转速，其具体数值见有关手册。各类轴承极限转速的比较，见表 18-1 。如果轴承极限转速不能满足要求，可采取提高轴承精度、适当加大间隙、改善润滑和冷却条件、选用青铜保持架等措施。4角偏差轴承由于安装误差或轴的变形等都会引起内外圈中心线发生相对倾斜。 其倾斜角称为角偏差。各类轴承的允许角偏差见表 18-1 。三、滚动轴承的代号滚动轴承的类型很多， 而各类轴承又有不同的结构、 尺寸、精度和技术要求，为便于组织生产和选用， 应规定滚动轴承的代号。 滚动轴承的代号表示方法如下：前置代号基本代号后置代号类型代号尺寸系列代号内径代号（1）

11、内径尺寸代号：右起第一、二位数字表示内径尺寸，表示方法见表18-3 。（2） 尺寸系列代号：右起第三、四位表示尺寸系列（第四位为0 时可不写出）。为了适应不同承载能力的需要，同一内径尺寸的轴承，可使用不同大小的滚动体，因而使轴承的外径和宽度也随着改变。 这种内径相同而外径或宽度不同的变化称为尺寸系列，见表 18-4 。（3） 类型代号：右起第五位表示轴承类型，其代号见表18-1 。代号为 0时不写出。（4） 前置代号：成套轴承分部件，见表18-5 。（5） 后置代号：内部结构、尺寸、公差等，其顺序见表18-5 ，常见的轴承内部结构代号和公差等级见表18-6 和 18-7 。表 18-3 轴承内

12、径尺寸代号内径尺寸代号表示举例代号内径100012011502620010170320480（ 5 的倍数）内径 /5 的商232084022、28、32 及 500/ 内径230/50050062/2222以上表 18-4 向心轴承、推力轴承尺寸系列代号表示法直径向心轴承推力轴承系列宽度系列代号高度系列代号代号窄正常宽2 特宽特宽特宽特宽特低低9 正常正常013456712尺寸系列代号超特1737轻 7超轻081828384858688超轻091929394959699特轻001020304050607090100特轻011121314151617191111轻 20212223242526

13、272921222中 3031323336373931323重 4042474941424表 18-5 轴承代号排列轴承代号前置代基后置代号号本12345678成套轴代内部密封与防保持架轴承公差游隙配置其他承分部号结构尘套圈变及其材材料等级件型料表 18-6 轴承内部结构代号代号含义示例C角接触球轴承公称接触角7005C=1523122C调心滚子轴承 C型AC 角接触球轴承公称接触角7210AC=25B角接触球轴承公称接触角7210B=4032310B圆锥滚子轴承接触角加大E加强型N207E表 18-7轴承公差等级代号代号含义示例/P0公差等级符合标准规定的0 级（可省6205略不标注）/P6

14、公差等级符合标准规定的6 级6205/P6/P6X公差等级符合标准规定的6X 级6205/P6X/P5公差等级符合标准规定的5 级6205/P5/P4公差等级符合标准规定的4 级6205/P4/P2公差等级符合标准规定的2 级6205/P2例 18-1 试说明轴承代号 6203/P4 和 7312C的意义。6203/P4深沟球轴承窄0轻2内径 174 级精度7312C角接触球轴承窄0中3内径 60公称接触角 =15§18-2滚动轴承的失效形式及寿命计算一、主要失效形式1滚动体受力滚动轴承在通过轴心线的轴向载荷（中心轴向载荷） Fa 作用下，可认为各滚动体所承受载荷是相等的。当轴承受纯

15、径向载荷 Fr 作用时（图 18-4 ），由于各接触点上存在弹性变形， 使内圈沿 Fr 方向下移一距离 ，上半圈滚动体不承受载荷，而下半圈各滚动体承受不同的载荷。处于 Fr 作用线最下位置的滚动体受载最大（ Q），而远离作用线的各滚动体， 其受载就逐渐减小。 对于 =0 的向心轴承可以导出Q5Frz式中， z 为轴承的滚动体的总数。图 18-4 滚动体受力分布2滚动轴承的失效形式（ 1） 疲劳破坏如图 18-4 所示，在工作过程中，滚动体和内外圈不断地接触，滚动体与滚道受变应力作用， 可近似地看作是脉动循环。 在载荷的反复作用下， 首先在表面下一定深度处产生疲劳裂纹，继而扩展到接触表面， 形成

16、疲劳点蚀， 致使轴承不能正常工作。通常，疲劳点蚀是滚动轴承的主要失效形式。（ 2） 塑性变形当轴承转速很低或间歇摆动时，一般不会产生疲劳损坏。而很大的静载荷或冲击载荷会使轴承滚道和滚动体接触处产生塑性变形，使滚道表面形成变形凹坑。从而使轴承在运转中产生剧烈振动和噪声，无法正常工作。此外，使用维护和保养不当或密封润滑不良也能引起轴承早期磨损、胶合、内外圈和保持架破损等失效形式。二、轴承寿命轴承的套圈或滚动体的材料首次出现疲劳点蚀前， 一个套圈相对于另一个套圈的转数，称为轴承的寿命。寿命还可以用在恒定转速下的运转小时数来表示。对于一组同一型号的轴承， 由于材料、热处理和工艺等很多随机因素的影响，即

17、使在相同条件下运转， 寿命也不一样， 有的甚至相差几十倍。 因此对一个具体轴承，很难预知其确切的寿命。 但大量的轴承寿命试验表明， 轴承的可靠性与寿命之间有如图 18-5 所示的关系。可靠性常用可靠度 R 度量。一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分率，称为轴承寿命的可靠度。如图所示，当寿命L 为1(10 6 转 ) 时，可靠度R为90。图 18-5 轴承寿命曲线一组同一型号轴承在相同条件下运转，其可靠度为 90 时，能达到或超过的寿命称为额定寿命，单位为百万转（ 106 转）。换言之，即 90 的轴承在发生疲劳点蚀前能达到或超过的寿命， 称为额定寿命。 对单个轴承来讲， 能够达到或超过此寿命

18、的概率为 90 。三、额定动载荷及寿命计算大量试验表明：对于相同型号的轴承，在不同载荷 F1 ，F2，F3， 作用下，若轴承的额定寿命分别为 L1 ，L2，L3， （106 转），则它们之间有如下的关系：L1F1L2 F2L3 F3=常数在寿命 L=106 转（可靠度为 90 ）时，轴承能承受的载荷为额定动载荷，用C表示。上式可写为LF106C或L106C6转）(18-1)F（10式中， 为寿命指数，对球轴承=3，滚子轴承10 。3实际计算时，用小时表示轴承寿命比较方便，上式可改写为：Lh106C（h）(18-2)60n F式中， n 为轴承的转速， r/min 。考虑到轴承工作温度高于 10

19、0 C 时，轴承的额定动载荷 C有所降低，故引进温度系数 f T，对 C 值予以修正， f T 可查表 18-8 。考虑到很多机械在工作中有冲击、振动、使轴承寿命降低，为此又引进载荷系数f F，对载荷F 值进行修正，f F可查表 18-9 。表 18-8 温度系数 f T轴承 工作温度100125150200250300C温度系数 f T10.950.900.800.700.60表 18-9 载荷系数 f F载荷性质无冲击或轻微冲击中等冲击强烈冲击f F1.01.21.21.81.83.0修正后的寿命计算式可写为106fT C（h）(18-3)LhfP F60n当已知载荷和所需寿命时，应选的轴

20、承额定动载荷可按下式计算：f P F606n Lh1/C(N)(18-4)fT10以上两式是设计计算时经常用到的轴承寿命计算式， 由此可迅速确定轴承的寿命或尺寸型号。各类机器中轴承预期寿命 Lh 的参考值，列于表 18-10 中。表 18-10轴承预期寿命 Lh 参考值使用场合Lh(h)不经常使用的仪器和设备500短时间或间断使用，中断时不致引起严重后40008000果间断使用，中断引起严重后果800012000每天 8 小时工作的机械120002000024 小时连续工作的机械4000060000例 18-2试求N207轴承允许的最大径向载荷。已知工作转速n、工作。=200r/min温度t0

21、 、载荷平稳、寿命 Lh<100 C=10000h解：对向心轴承，由式（18-3 ）可得载荷为：fT10 61 /FCf P60nLhC由机械设计手册查得圆柱滚子轴承N207 的径向额定动载荷；因t=27200N，由表18-8查得f T ，因载荷平稳，由表18-9查得 f F ，对滚子轴承<100 C=1=1取 =10/3 。将以上有关数据代入上式，得1063 /10F272006469 （ N）20010 460故在规定的条件下，N207轴承可承受的载荷为 6469N。四、当量动载荷的计算滚动轴承的额定动载荷是在一定条件下确定的。 对向心轴承是指承受纯径向载荷；对推力轴承是指承受

22、轴向载荷。 如果作用在轴承上的实际载荷与上述条件不一样，必须将实际载荷换算为和上述条件相同的载荷后， 才能和额定动载荷进行比较。换算后的载荷是一种假定的载荷， 称为当量动载荷。 径向和轴向载荷分别用 R和 A 表示。对于向心轴承，径向当量动载荷P 与实际载荷 R、A 的关系式为P R A（ 18-5 ）=X +YA R或 A R式中， X 为径向系数、 Y为轴向系数，可分别按e两种情况，由表/ >e/18-11 查出。参数 e 反映了轴向载荷对轴承承载能力的影响，其值与轴承类型和 A/ C0 有关， C0 是轴承的径向额定静载荷。径向轴承只承受径向载荷时，其当量动载荷为P R（18-6）

23、=推力轴承只能承受轴向载荷，因此其当量动载荷为（）P A18-7=表 18-11 向心轴承当量动载荷的X、Y 值轴承类型A C0eA R eA R e/ >/XYXY0.0140.192.30深0.0280.221.99沟0.0560.261.71球0.0840.281.55轴600000.110.300.561.4510承0.170.341.310.280.381.150.420.421.040.560.441.000.0150.381.4770000C0.0290.401.40角（ =15）0.0580.431.30接0.0870.461.23触0.120.471.1910球0.17

24、0.500.441.12轴0.290.551.02承0.440.561.000.580.561.0070000AC-0.680.410.8710（ =25）70000B-1.140.350.5710（ =40）圆锥滚子轴承-1.5tg0.40.4ctg1030000调心球轴承-1.5tg0.650.65ctg1010000五、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷计算角接触球轴承和圆锥滚子的结构特点是在滚动体和滚道接触处存在着接触角 。当它承受径向载荷 R 时，作用在承载区内第 i 个滚动体上的法向力 Qi 可分解为径向分力 Ri 和轴向分力 Si 。各滚动体上所受轴向分力的和即为轴承的内部轴向

25、力 S（见图 18-6a 中的 S1 和 S2）。轴承的内部轴向力可以按表18-12 计算。图 18-6 圆锥滚子轴承的受力表 18-12 角接触球轴承和圆锥滚子轴承内部轴向力轴承类型角接触球轴承圆锥滚子轴型70000AC型70000B型70000C承(=150 )( =25)( =40)内部轴向力0.5 R0.7 R1.1 RR/2Y*S。*Y 是 A R e 时的轴向系数，参见表18-11/ >为了使轴承内部轴向力得到平衡， 通常角接触球轴承和圆锥滚子轴承都是成对使用的。在计算轴承所受轴向力 A 时，除了考虑外部轴向力 FA 的作用外，还应将由径向载荷 R 产生的内部轴向力 S1 和

26、 S2 考虑进去（见图 18-6b ）。首先按表 18-12 求得轴承内部轴向力 S1 和 S2 。如图 18-6c 所示，当 FA+S1>S2，由于轴不能向右移动，轴承 II 承受的轴向力显然是 A2=FA+S1。若如图 18-6d 所示， S2>FA+S1，则轴承 II 的轴向力是 A2=S2。因此轴承 II 的轴向载荷必然是下列两值中的较大者。A2S2（18-8 ）A2FAS1用同样的方法分析，可得轴承I 的轴向力是下列两值中的较大者A1S1（18-9 ）A1S2FA当轴向外力 FA 与图示方向相反时，FA 应取负值，其他计算步骤相同。六、滚动轴承的额定静载荷为限制滚动轴承在

27、过载和冲击载荷下产生的永久变形， 应按静载荷作校核计算。按静载荷进行校核的公式如下：C0rS0或C0aS0（18-10 ）P0rP0a式中， S0为静载荷安全系数；C 为额定静载荷； P 为当量静载荷；下标0 为静载荷；下标r 为径向载荷；下标a 为轴向载荷。例 18-3 一机械传动装置，采用一对角接触球轴承，并暂定轴承型号为7307AC。已知轴承载荷 R1 =1200 N， R2=2050 N，FA=880 N，转速 n=5000 r/min ，运转中受中等冲击，预期寿命 Lh =2000 h，试问所选轴承型号是否恰当？解：（1）先计算轴承 1、2 的轴向力 A1 、A2（参见图 18-6b

28、 ）由表 18-12 可知 70000AC型轴承的内部轴向力为S10.7A10.71200840NS20.7A20.720501435N因为S1F A8408801720 NS2所以A2S1F A1720N而A1S1840N（2）计算轴承 1、 2 的当量动载荷由表 18-11 查得 70000AC型轴承 e=0.68 ，而A18400.70.68R11200A217200.840.68R22050查表 18-11 可得 X1=0.41 、Y1=0.87 ；X2=0.41 、Y2=0.87 。故径向当量动载荷为P10.4112000.878401222.8NP20.41R20.85A22302

29、.5N（3）计算所需的径向额定动载荷 C的径向当量动载荷2因两端选择同样尺寸的轴承，而P2 P1 ，故应以轴承2P为计算依据。工作温度正常，查表18-8得f T ；按中等冲击载荷，查表18-9=1得 f F=1.5 。f P P260n1/ 31.52302.56050001 / 3C2Lh200029130.05 NfT10 61106（4）由机械设计手册查得7307AC轴承的径向额定动载荷 C=32800 N。因为C2 C，故所选 7307AC轴承合适。§18-3 滚动轴承的组合设计、润滑与密封一、滚动轴承的组合设计为保证轴承在机器中能正常工作，除合理选择轴承类型、尺寸外，还应正

30、确进行轴承的组合设计， 处理好轴承与其周围零件之间的关系。也就是要解决轴承的轴向位置固定、 轴承与其他零件的配合、 间隙调整、装拆和润滑密封等一系列问题。1轴承的固定（ 1）双支点单向固定如图 18-7 所示，使轴的两个支点中每一个支点都能限制轴的单向移动，两个支点合起来就限制了轴的双向移动。它适用于工作温度变化不大的短轴，考虑到轴因受热而伸长，在轴承盖与外圈端面之间应留出热补偿间隙（图18-7 b ）。(a)(b)图 18-7 双支点单向固定（一）（ 2）单支点双向固定这种变化适用于温度变化较大的长轴，如图 18-8 所示，在两个支点中使一个支点能限制轴的双向移动， 另一个支点则可作轴向移动

31、。 可作轴向移动的支承称为游动支承，它不承受轴向载荷。图 a 右轴承外圈未完全固定，可以有一定的游动量；图 b 采用的圆柱滚子轴承， 其滚子和轴承的外圈之间可以发生轴向游动。(a)(b)图 18-8 单支点双向固定（一）2轴承组合的调整（ 1）轴承的调整轴承的调整包括轴承间隙调整和轴承位置调整。 轴承间隙的调整是通过调整垫片厚度、调整螺钉和调整套筒等方法完成的。 轴承组合位置调整是使轴上的零件（如齿轮、带轮等）具有准确的工作位置。图 18-9 通过调整轴承端盖与机座间垫片厚度实现轴承间隙的调整。图 18-9 调整垫片图 18-10 调整螺钉图 18-10 为调整螺钉方法。 利用调整螺钉对轴承外

32、圈的压盖进行调整以实现轴承的间隙调整。调整完毕之后，用螺母锁紧防松。图 18-11 是调整套筒。整个圆锥齿轮轴系安装在调整套筒中，然后再安装在机座上。通过垫片 1 调整套筒与机座的相对位置， 实现对锥齿轮轴轴向位置的调整。通过垫片 2 调整轴承的间隙。图 18-11 调整套筒（ 2）轴承的预紧对某些可调游隙式轴承，在安装时给予一定的轴向预紧力，使内外圈产生相对位移，因而消除了游隙， 并在套圈和滚动体接触处产生了弹性预变形， 借此提高轴的旋转精度和刚度，称为轴承的预紧。图 18-12 是通过外圈压紧预紧， 利用夹紧一对圆锥滚子轴承的外圈而将轴承预紧。图 18-12 外圈压紧预紧图 18-13 外

33、圈压紧预紧通过弹簧预紧。如图 18-13 ，在一对轴承间加入弹簧，可以得到稳定的预紧力。图 18-14 用不同长度的套筒预紧。两轴承之间加入不同长度的套筒实现预紧。预紧力可以由两个套筒的长度差加以控制。图 18-14 不同长度的套筒预紧图 18-15 磨窄套圈预紧图 18-15 利用磨窄套圈预紧。夹紧一对磨窄了外圈的轴承实现预紧。反装时可磨窄轴承的内圈。 这种特制的成对安装的角接触球轴承可由生产厂选配组合成套提供。并可在滚动轴承样本中查到不同型号成对安装的角接触球轴承的轻、 中、重三个系列预紧载荷值及相应的内外圈磨窄量。图 18-16 给出滚动轴承内圈轴向紧固常用方法。(a) 弹性挡圈和轴肩

34、(b) 轴端端盖和轴肩 (c) 圆螺母和轴肩 (d) 圆螺母和止推垫圈图 18-16 内圈轴向紧固常用方法图 18-16 给出了滚动轴承外圈轴向紧固常用方法。 a) ； b) ；c) ；d) 。(a)弹性挡圈紧固(b)止动环紧固(c)端盖紧固(d)螺纹环紧固图 18-17 外圈轴向紧固常用方法3滚动轴承的配合由于滚动轴承是标准件，选择配合时就把它作为基准件。因此，轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴承外圈与轴承座孔的配合则采用基轴制。选择配合时，应考虑载荷的方向、大小和性质，以及轴承类型、转速和使用条件等因素。 当外载荷方向不变时， 转动套圈应比固定套圈的配合紧一些。 一般情况下是内圈随轴一起转动

35、、外圈固定不转，故内圈常取具有过盈的过渡配合；外圈常取较松的过渡配合。当轴承作游动支承时，外圈应取保证有间隙的配合。4轴承的装拆设计轴承组合时，应考虑怎样有利于轴承装拆，以便在装拆过程中不致损坏轴承和其他零件。 滚动轴承的装拆以压力法最常用， 此外还有温差法、 液压配合法等。温差法是将轴承放进烘箱或热油中， 使轴承的内圈受热膨胀， 然后即可将轴承顺利装在轴上。液压配合法是通过将压力油打入环形油槽拆卸轴承。图 18-18 和图 18-19 分别是轴承内圈和外圈压装，通过压轴承内外圈，将轴承压装到轴上或轮毂孔中。图 18-18 轴承内圈压装图 18-19 轴承外圈压装图 18-20 用轴承拆卸器拆

36、卸轴承。在设计中应预留拆卸空间。另外应注意：从轴上拆卸时，应卡住轴承的内圈，如图所示。从座孔中拆卸轴承时，应用反向爪拆卸轴承的外圈。图 18-20 钩爪拆卸器18-21 垫平轴承压拆轴承当轴不太重时，可以用压力法拆卸轴承，如图 18-21 所示。注意采用该方法时，不可只垫轴承的外圈，以免损坏轴承。图 18-22 是利用在开口圆锥紧定套上的轴承支撑结构装拆轴承。 安装轴承时，将圆螺母上紧。 在圆螺母沿轴向将轴承压紧在圆锥套上的同时， 还在径向压迫圆锥套的开口处使其紧固在轴上。 拆卸时，松开螺母使开口处复原， 从而很容易将圆锥套与轴分开。 图 18-23 利用具有环形油槽的轴颈拆卸轴承。 为了轴承

37、的拆卸方便在轴颈上开出环形槽。 在拆卸轴承时， 将高压油从油路入口打入。 在压力油的作用下轴承的内圈撑大、轴颈压缩，实现拆卸。在拆卸时，高压油还可以起到润滑作用。图 18-22 开口圆锥结构图 18-23 环形油槽二、滚动轴承的润滑和密封润滑和密封对滚动轴承的使用寿命有重要意义。 润滑的主要目的是减小摩擦与磨损。滚动接触部位形成油膜时，还有吸收振动、降低工作温度等作用。密封的目的是防止灰尘、水分等进入轴承，并阻止润滑剂的流失。1滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是润滑脂、 润滑油或固体润滑剂。 一般情况下， 轴承采用润滑脂润滑， 但在轴承附近已经具有润滑油源时 （如变速箱内本来就有润滑齿轮的油），也可采用润滑油润滑。 具体选择可按速度因数 dn 值来定。 d 代表轴承内径（ mm）；n 代表轴承转速（ r/min ），dn 值间接地反映了轴颈的圆周速度，当 dn (1.52) 105 mm·r/min 时，一般滚动轴承可采用润滑脂润滑，超过这一范围宜采用润滑油润滑。脂润滑因润滑脂不易流失，故便于密封和维护，且一次充填润滑脂可运转较长