滚动轴承选型安装

滚动轴承选型安装概念额定寿命L一批相同轴承的额定寿命，使之其中90%的轴承在疲劳剥落前能够达到或超过的总转数，或在一定转速下的工作小时数。额定动负荷C轴承的额定动负荷时指额定寿命为100万转是轴承所能承受的负荷。对向心轴承是指纯径向负荷；对推力轴承使之中心推力负荷。（此处所谓动负荷系数指轴承运转中承受的方向、大小均不变化的负荷）。当量动负荷P相信轴承和向心推力轴承，常常同时承受径向负荷和轴向负荷、在计算中必须换算为当量动负荷，当量动负荷是一假定负荷，在此负荷作用下轴承的寿命和实际负荷条件下的寿命相同。对向心轴承当量动负荷是一假定径向负荷，对推力轴承，当量动负荷为一假定轴向负荷。额定静负荷Co轴承的额定静负荷为一静止负荷。在此负荷作用下，受负荷最大的滚动体和套圈滚道接触处，滚动体和套圈滚道的永久变形量之和为滚动体直径的万分之一。对向心轴承额定静负荷是指精致径向负荷；对推力轴承是指静止中心推力负荷。当量静负荷Po当量静负荷是一假定的静负荷。在此负荷作用下，承受最大负荷的滚动体和套圈滚道接触处的总的永久变形量与实际负荷条件下产生的总的永久变形量相同。对向心轴承当量静负荷系指假定的静止径向负荷；对推力轴承系指假定的静止中心推力负荷。技术、性能1、基本代号1） 内径代号d。基本代号右起第一、第二位数字为内径代号，一般为5的倍数2） 轴承的直径系列。用基本代号右起第三位数字表示7、8、9、0、1、2、3、4、53） 轴承的宽度系列。用基本代号右起第四位数字表示8、0、1、2、3、4、5、6。多数轴承在代号中不标出代号0，但对调心滚子轴承和圆锥滚子轴承，宽度系列代号0应标出。直径系列代号和宽度系列代号统称为尺寸系列代号。4） 轴承类型代号用基本代号右起第五位数字表示。2、 后知代号轴承的后置代号是用字母和数字等表示的轴承的结构、公差及材料的特殊要求等等。1） 内部结构代号是表示同一类型轴承的不同内部结构，用字母紧跟着基本代号表示。如：接触角为15°、25°和40°的角接触球轴承分别用C、AC、B表示其内部结构的不同。2） 轴承的公差等级分贝为2级（只有深沟球轴承有2级）、4级、5级、6级、（圆锥滚子轴承有6x级而无6级）和0级，共6个级别，依此由高到低。其代号分贝为/P2、/P4、/P5、/P6、（或/P6x）和/P0。0级为普通级（在轴承代号中不标出），是最常用的轴承公差等级。3） 常用的轴承径向游隙系列为1组、2组、0组、3组、4组和5组，共6各组别。径向游隙由小到大。0组游隙时常用的游隙组别，在轴承代号中不标出，其余的游隙组别在轴承代号中分别用/C1、/C2、/C3、/C4、/C5表示。3、 前置代号用于表示轴承的分部件，用字母表示。如用L表示可分离轴承的可分离套圈；K表示轴承的滚动体与保持架组件等等。4、 摩擦系数

滚动轴承的摩擦系数轴承类别摩擦系数轴承类别摩擦系数单列向心球轴承径向载荷0.002短圆柱滚子轴承0.002轴向载荷0.004长圆柱滚子或螺旋滚子轴承0.006单列角接触球轴承径向载荷0.003滚针轴承0.008轴向载荷0.005推力轴承0.003圆锥滚子轴承径向载荷0.008双列向心球面球轴承0.0015轴向载荷0.02双列向心球面滚子轴承0.004轧辊用圆锥滚动轴承-0.002-0.005--轴承类型轴承状态摩擦系数备注滑动轴承液体摩擦0.001〜0.01-半液体摩擦0.01〜0.1-半干摩擦0.1〜0.5-轧辊轴承层压胶木轴瓦0.004〜0.006-青铜轴瓦0.07〜0.1用于热轧辊青铜轴瓦0.04〜0.08用于冷轧辊特殊密封的液体摩擦轴承0.003〜0.005-特殊密封的半液体摩擦轴承0.005〜0.01-

席擦系数弹席擦系数弹0.0015~0.0Q30.0017.0030.00157.002a0024-aoo30.001-0,0030.0020”002-0.0030.002-0.0050.00120.0030.0040.004调心珠轴承角接能球轴施収列角接触球轴承譲针轴点凋心滚予轴承圆锥漫子轴承推力球轴点推力调心球轴承推力圆柱漬子轴幸推力滚针釉承轴承选型轴承的载荷轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。载荷大小：滚子轴承中的主要原件是线接触，宜承受较大载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中则主要为点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷，故在载荷较小时，可优先选用球轴承。载荷方向：纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。极限转速nlim是指载荷不太大（当量动载荷PW0.1C,C为基本额定动载荷），冷却条件正常，且为0级公差轴承是的最大允许转速。但是，由于极限转速主要是受工作是温升的限制,因此,不必认为样本中的极限转速时一个决定不可超越的界线。从工作转速对轴承的要求看,可以确定以下几点：1） 球轴承与滚子轴承相比较,有较高的极限转速,故在告诉时应邮箱选用球轴承。2） 在内径相同的条件下,外径越小,则滚动体就越小,运转时滚动体加在外圈滚道上的离心力也就越小,因而也就更适于在更高的转速下工作。故在高速时,宜选用相同内径而外径较小的轴承。若用一个外径较小的轴承而承载能力达不到要求时,可再并装一个相同的轴承,或者考虑采用款系列的轴承。外径较大的轴承,宜用于低速重在的场合。3） 保持架的材料与结构对轴承转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许高一些的转速,青铜实体保持架允许更高的转速。4） 推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时,若轴向载荷不十分大,可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。5） 工作转速略超过样本中福i定的极限转速，可以选用较高公差等级的轴承，或者选用较大游隙的轴承，采用循环润滑或油污润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速型能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速滚动轴承。轴承的调心性能当轴的中心线与轴承座中心线不重合而又角度误差是，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会在成轴承的内外圈轴线发生偏斜。这是，应采用有一定调心性能的调心轴承或带座外球面球轴承。这类轴承在轴与轴承座孔的轴线有不大的相对偏斜是仍能正常工作。滚子轴承对轴承的偏斜最为敏感，这类轴承在偏斜状态下的承载能力可能低于球轴承因此在轴的刚度和轴承座孔的支撑刚度较低时，或有较大偏力矩作用时，应尽量避免使用这类轴承。滚动轴承选择计算的方法对于转速较高的轴承，按额定动负荷选择，然后校验其额定静负荷是否满足要求。对于低速旋转或缓慢摆动的轴承，应按额定动负荷和额定静负荷两种方法计算选择，取其中较大者。此外，还应考虑到圆柱滚子轴承的轴向负荷，锐利轴承的最小轴向负荷以及滚动轴承极限转速受到影响等有关问题，必要时尚需作一些补充计算。注：1、圆柱滚子轴承的轴向负荷圆柱滚子轴承一般只用以承受径向负荷。当需要它承受一定量的轴向负荷时，应选择内外圈都有档边的圆柱滚子轴承，这类轴承承受轴向负荷的能力与很多因素有关。如：轴承类型、润滑条件、负荷性质、转速、轴承制造精度。在承受轴向负荷时，滚子端面和档边间的滚动抹茶将使轴承温升增高，因此轴向负荷不能过大，一般取［Fa］W0.3Fr式中［Fa］为许可的轴向负荷；Fr为轴承的径向负荷2、 推力轴承的最小轴向负荷推力轴承和推力向心轴承，在运转中，滚动体受到惯性力矩的作用。这种回转力矩使滚动体和滚道之间产生滚动，导致轴承发热。在推力和推力向心滚子轴承中，这种回转力矩趋使梁饶圈互相分离。为了保证轴承的正常工作，必须使轴承承受一定的轴向负荷，以克服回转力矩的作用。在许多情况下，推力轴承的实际轴向负荷超过了所需的最小轴向负荷。但是，当计算所得的最小轴向负荷大于实际轴向负荷时，轴承必须预紧（例如采用弹簧预紧）。检验证明，当推力球轴承的实际轴向负荷小于0.0016C。时，只要润滑良好，钢球与滚道之间产生的滚动不致引起有害影响。这时，轴承不需要预紧。3、 滚动轴承的极限转速滚动轴承的极限转速与轴承类型、尺寸大小、负荷、润滑、游隙、保持架结构、冷却条件等许多因素有关。在本书轴承尺寸表内列出了各类轴承在脂润滑和油润滑（油浴润滑）条件下的极限转速。表中所列极限转速仅适用于PW0.1C（C为额定动负荷）的负荷条件下、冷却条件正常、向心轴承仅承受径向负荷、推力轴承仅承受轴向负荷的普通级（G级）轴承。当轴承在P>0.1C负荷条件下运转时，滚动体和滚道接触面的接触应力增大，使温升增高，因而影响润滑剂的性能。因此需将表中所列极限转速数据乘以减低系数fl（图4-26）。对于承受轴向负荷的向心轴承，受载滚动体的数量有所增加，摩擦、润滑条件相对较差，而且作用于保持架上的力也较大，因此需要根据轴承类型和轴向负荷到校将极限转速之值乘以负荷分布系数f2。如果表中所列极限转速不能满足使用要求，可以采取一些改进措施予以提高。经验证明：提高轴承的制造精度；适当加大游隙；改用特殊材料和结构的保持架；改善润滑条件，例如用循环油润滑、油雾润滑、喷射润滑等；增设循环油冷却系统等都可提高轴承的极限转速。一）按额定动负荷选择轴承L=（C/P）££-寿命指数，对球轴承£=3，对滚子轴承£=10/3。在实际计算中一般用工作小时数标示轴承的额定寿命，这时上述公式可改为 Lh=h（106/60n）（C/P）£Lh-额定寿命（小时）n工作转速（转/分）为力简化计算，引入速度系数f和寿命系数fh。= 帀；寿命系数fh=汀/500。hn h h考虑到许多机械在工作中有振动和冲击，是轴承实际承受的负荷要比计算的负荷大。但这种实际负荷有很难精确求出，一般是根据机械的工作情况对计算负荷乘以负荷系数fF。F又因轴承尺寸表中所列的额定动负荷是指在100°C一下工作的轴承，对于在高温下使用的轴承，应乘以温度系数fT。引入四个系数后，得出寿命计算的一半表达式：C=（fhf^fnfT）P设计的表：寿命系数表、速度系数表、负荷系数表、温度系数表、各种设备要求轴承的额定寿命表当量动负荷P的计算P=XFr+YFaP为当量动负荷（公斤）Fr径向负荷（公斤）Fa轴向负荷（公斤）X径向系数Y轴向系数1、 单列向心球轴承的当量动负荷单列向心球轴承的轴向承载能力随其径向游隙增大而增大。X、Y值分为径向游隙符合基本组游隙时情况和径向游隙为辅助组游隙情况。2、 向心锐利轴承的当量动负荷向心推力轴承和圆锥滚子轴承，在承受径向负荷时，要产生附加轴向力会是轴承套圈互相分离。因此为力保证轴承正常工作，此类普通是成对使用；如单独使用，其外加轴向力必须大于附加轴向力。在计算此类轴承的当量动负荷时，必须将此附加轴向力考虑进去。附加轴向力与轴承径向负荷和接触角有关，近似计算公式如下：S=1.25tg®Fr卩-轴承的实际接触角向心锐利轴承由径向负荷产生的附加轴向力可按下表近似计算:圆锥滚子轴承向心推力轴承S=Fr/2Y卩o=12°卩o=26°卩o=36°S=0.4FrS=0.7FrS=Fr卩o为名义接触角当向心推力球轴承和圆锥滚子轴承成对使用时，一般有背对背、头对头安装。它们计算方法亦不同。3、负荷和速度变动时的寿命计算当轴承工作过程中，负荷和转速有变化时，上述寿命计算公式中的当量动负荷P与转速n应以平均当量动负荷Pm和平均转速nm代替。Pm和n可按下式计算。m假定轴承顺次在当量动负荷P1、P2、P3、……下工作；其相应转速为n1、n2、n3、……；轴承在每种工作状态下的运转时间与总运转时间的比值为q1、q2、q3 ，则其平均负荷为：Pm=（（P3nq+P3nq+P3nq+ ） /n1 1 1 1 1 1 m式中nm为平均转速，按下式计算：nm=n1q1+n2q2+n3q3+ 如果轴承转速和负荷方向均保持不变，而负荷数值在Pmin和Pmax间呈线性变化（或周期性单调连续变化），其平均负荷按下式求出：Pm=（Pmin+2Pmax）/3二）按额定静负荷选择轴承Co=noPono安全系数当量静负荷Po按下列两式计算，取其较大值Po=XoFr+YoFaPo=FrXo-静径向系数Yo静轴向系数安全系数：使用要求或负何性质no说明对旋转精度和平稳运转的要求较咼，或承受强大的冲击负荷1.2-2.51、 对于推力向心球面滚子轴承应取no222、 按静负荷选择轴承是，应注意与轴承配合部件的刚度。轴承座较弱时应选取较咼的安全系数。对刚性较好的轴承可选取较低的安全系数。正常使用0.8-1.2对旋转精度或平稳运转的要求较低，没有冲击和震动0.5-0.8轴承装置设计1、支撑部分的刚度和同心度轴和安装轴承的外壳或轴承座，以及轴承装置中的其它受力零件必须有足够的刚度，这些零件的变形都要阻滞滚动体的滚动而使轴承提前损坏。外壳及轴承座孔壁均应有足够的厚度，外壳上轴承座的悬臂应竟可能地缩短，并用加强筋来增强支撑部位的刚性。如果外壳是用轻合金或非金属制成的，安装轴承处应采用钢或铸铁制的套杯。对于一根轴上两个支撑的座孔，必须尽可能低保持同心，避免轴承内外圈间产生过大的偏斜。最好的办法是采用整体结构的外壳，并把安装轴承的两个孔一次镗出。如在一根轴上装有不同你的轴承时，外壳上的轴承孔仍应一次镗出，这时可利用衬铜来安装尺寸较小的轴承。当两个轴承孔分在两个外壳上时，则应把两个外壳组合在一起进行镗孔。2、轴承配置形式一般来说，一根轴需要两个支点，每个支点可由一个或一个以上的轴承组成。合理的轴承配置应考虑轴在机器中哟正确的位置、防止轴向窜动以及轴受热膨胀后不致将轴承卡死等因素。常用的轴承配置方法有：1、双支点各单向固定（双固式）这种轴承配置常用两个方向安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，各限制轴在一个方向的轴向移动。安装时，通过调整轴承外圈或内圈的轴向位置，可使轴承达到理想的游隙或所要求的预紧程度。在支撑距离b相同条件下，若轴受力点在支称点外（轴端），背对背方式压力中心间的距离大于面对面方式，因而悬臂较长，支撑刚性较差。在受热方面，因运转时轴的温度一般高于外壳的温度，轴的轴向和径向热膨胀将大于外壳的热膨胀，应增加预调的间隙，否则可能导致卡死。深沟球轴承也可用于双支点各单向固定的支撑。这种轴承在安装时，通过调整端盖端面与外壳之间垫片的厚度，是轴承外圈与端盖之间留有很小的轴向间隙，以适当补偿轴受热伸长。由于轴向间隙的存在，这种支撑不能做精确的轴向定位。由于轴向间隙不能过大（避免在交变的轴向力作用下轴来回窜动），因此这种支撑不能用于工作温度较高的场合。且一般跨距LV350mm。安装方式：正装（面对面） 反装（背靠背）2安装方式：正装（面对面） 反装（背靠背）2、一支点双向固定，另一端支点游动（固游式）对于跨距较大（L>350mm）且工作温度较高的轴，其伸长量大，应采用一支点双向固定，另一支点游动的支撑结构。作为固定支撑的轴承，应能承受双向轴向载荷，故内外圈在轴向都要固定。作为补偿轴的热膨胀的游动支撑，若使用的是内外圈不可分离型轴承，只需要固定内圈，其外圈在座孔内应可以轴向游动。若使用的是可分离型的圆柱滚子轴承或滚针轴承，则内外圈都要固定。当轴向载荷较大时，作为固定的支点可以采用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构。也可以采用两个角接触球轴承（或圆锥滚子轴承）“背对背”或“面对面”组合的结构。

3、两端游动支撑对已一对人字齿轮轴，由于人字齿轮本身的互相轴向限位作用，他们的轴承内外圈的轴向紧固应设计成只保证其中一根轴先对几座有固定的轴向位置，而两一根轴上的两个轴承都必须是游动的，以防止齿轮卡死或人字齿的两侧受力不均匀。滚动轴承的轴向紧固内圈紧固的常用方法：1）用轴用弹性挡圈嵌在轴的沟槽内，主要用于轴向力不大及转速不高；2）用螺钉固定的轴端挡圈紧固，可用于在高转速下承受大的轴向力；3）用圆螺母和止动垫圈紧固，主要用于轴承转速高、承受较大的轴向力的情况；4）用紧定衬套、止动垫圈和圆螺母紧固，用于光轴上的、轴向力和转速都不大的、内圈为圆锥孔的轴承。内圈的另一端，常以轴肩作为定位面。为了便于轴承拆卸，轴肩的高度应低于轴承内圈的厚度。外圈轴向紧固的常用方法有：1）用嵌入外壳沟槽内的孔用弹性挡圈紧固，用于轴向力不大且需减小轴承装置尺寸时；2）用轴用弹性挡圈嵌入轴承外圈的止动槽内紧固，用于带有制动槽的深沟球轴承，当外壳不便设凸肩或外壳为剖分式结构式；3）用轴承盖紧固，用于高转速及很到轴向力时的各类向心、推力和向心推力轴承；4）用螺纹环紧固，用于轴承转速高、轴向载荷大，而不适用与使用轴承盖紧固的情况。

设计轴承组合时，应考虑有利于轴承的拆装，以便在拆卸过程中不损坏其他零件。内圈:轴肩高度<内圈外径圈1618外圏应宙拆却咼厦或设计拆却螺孔轴承游隙调整1）端盖下的垫片调整2）用圆螺母调整——螺纹处有应力集中，对轴强度有削弱。轴上零件位置的调整：使轴上的零件具有准确的工作位置例如：圆锥齿轮传动，要求两个节锥顶点相重合。对于蜗杆传动，要求蜗轮中间平面通过蜗杆的轴线。用套杯与外壳之间的垫片调整——将确定其轴向位置的轴承装在一个套筒中，套杯则装在外壳孔中。通过增减套杯端面与外壳之间垫片的厚度，即可调整锥齿轮或蜗杆的轴向位置。滚动轴承的配合轴承配合是指内圈与轴颈及外圈与外壳空的配合。平均内径和平均外径的公差，统一规定用上偏差为零、下偏差为负值的分布。与内圈相配合的轴的公差以及与外圈相配合的外壳空的公差带，均按圆柱公差与配合的国家标准选取。

轴承内径dm公差带tf 轴承内孔与轴的配合采用基孔制。由于轴承内径公差带在零线之下，而圆柱公差标准中基准孔的公差带在零线之上，所以轴承内圈与轴的配合比圆柱公差标准中规定的基孔制同类配合要紧得多。圆柱公差标准中的许多过渡配合在这里实际成为过盈配合，而有的间隙配合在这里成为过渡配合。拒痂 p6轴承外径与外壳孔的配合采用基轴制，轴承外圈与外壳空的配合与圆柱公差标准中规定的基轴制同类配合相比较，配合性质的类别基本一致，但由于轴承外径的公差值较小，因而配合也较紧。轴承外径与外壳孔的配合轴承配合选取原则正确选择轴承配合应保证轴承正常运转，防止内圈与轴、外圈与外壳空在工作时发生相对转动。1）当工作载荷方向不变时，转动圈应比不转动圈有更