河科大机械设计作业第12

第十二章滑动轴承

一、分析与思考题

12-20在滑动轴承上开设油孔和油槽时应注意哪些问题？

答：1、应开设在非承载区；

2、油槽沿轴向不能开通。

12-21一般轴承的宽径比在什么范围内？为什么宽径比不宜过大或过小？

答：一般B/d为0.3—1.5；

B/d过小，承载面积小，油易流失，导至承载能力下降。但温升低;

B/d过大，承载面积大，油易不流失，承载能力高。但温升高。

12-22滑动轴承常见的失效形式有哪些？

答：磨粒磨损，刮伤，咬粘（胶合），疲劳剥落和腐蚀。

12-23对滑动轴承材料的性能有哪几方面的要求？

答：1、良好的减摩性，耐磨性和抗咬粘性。

2、良好的摩擦顺应性，嵌入性和磨合性。

3、足够的强度和抗腐蚀能力。

4、良好的导热性、工艺性、经济性。

12-24在设计滑动轴承时，相对间隙中的选取与速度和载荷的大小有何关系？

答：速度愈高，力值应愈大；

载荷愈大，巾值应愈小。

12-25验算滑动轴承的压力p、速度/和压力与速度的乘积pv,是不完全液体润滑滑轴承设

计的内容，对液体动力润滑滑动轴承是否需要进行此项验算？为什么？

答：也应进行此项验算。因在起动和停车阶段，滑动轴承仍处在不完全液体润滑状态。另

外，液体动力润滑滑动轴承材料的选取也是根据［p］、［pv］、［v］值选取。

12-26试说明液体动压油膜形成的必要条件。

答：相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；有相对速度，其运动方向必须使油由

大端流进，小端流出；润滑油必须有一定的粘度，且充分供油；

12-27对已设计好的液体动力润滑径向滑动轴承，试分析在仅改变下列参数之一时，将如何

影响该轴承的承载能力。

⑴转速n=500r/min改为n=700r/min；

(2)宽径比B/d由1.0改为0.8;

⑶润滑油由采用46号全损耗系统用油改为68号全损耗系统用油

(4)轴承孔表面粗糙度由R,=6.3Pm改为Rz=3.2um„

答：(1)承载能力t

(2)承载能力I

(3)nt,承载能力t

(4)RzI,允许卜府1,偏心率f,承载能力fo

12-28在设计液体润滑轴承时,当出现下列情况之一后,可考虑采取什么措施(对每种情况提

出两种改进措施)？

(1)当hmi„<［hmin］时；

⑵当条件P〈［p］、V<［v］、pv<［pv］不满足时；

⑶当计算入口温度3偏低时。

答：(1)说明承载能力不够。可：dt；Bt；nt；小(等。

(2)可改选材料；Bfo

(3)说明轴承的温升过高，承载量过大。可：dt,Bt；巾fnt等。

12-29液体动力润滑轴承承载能力验算合格的基本依据是什么？

答；pW［p］；pv<［pv］；v<［v］；hmin>［hmin］；ti>35°一40°C。

12-30就液体动力润滑的一维雷诺方程迦=6利”勾，说明形成液体动压润滑的必要条

dxh3

件。

答：能承载，电应大于0,所以：

dx

n>0,润滑油应有一定的粘度；

v>o,有相对速度；

h#ho,有楔形间隙，油由大端流进小端流出。

12-31图所示为两个尺寸相同的液体摩擦滑动轴承，其工作条件和结构参数(相对间隙以

动力粘度〃、速度外轴径A轴承宽度⑻完全相同。试问哪个轴承的相对偏心率x较大

些？哪个轴承承受径向载荷尸较大？哪个轴承的耗油量。较大些？

答：偏心率：x=e/6半径间隙：8=R-r

(1)Xa>Xb

Cpt承载能力Ft；xfcPt,所以,Fa>Fb；

题12—31图

(3)令耗油量(或流量)系数为CqC,

”Bd

则：润滑油流量q=Cq巾vBd,由书中图12—16可知：品随着x的增大先增

•••X值不详qa、qb谁大无法判断

或当x在顶点左侧时，qa>qb

x在顶点有侧时，qa<qb

二、设计计算题

12-32起重机卷筒轴采用两个不完全液体摩擦径向滑动轴承支承，已知每个轴承上的径向载

荷F=100KN,轴颈直径d=90mm,转速n=90r/min。拟采用整体式轴瓦，试设计此轴承，并选

择润滑剂牌号。

解：1、选宽径比B/d=l,B=90mm

pv=5.137Mpa./s

由表12—2ZCuZnl6Si4（16-4硅黄铜）[p]=12Mpa[pv]=10Mpam/s[v]=2m/s

或：ZCuA110Fe3（10-3铝青铜）[p]=15Mpa[pv]=12Mpam/s[v]=4m/s

表12—31号钙钠基脂。没有合适的润滑油。

12-33有一不完全液体润滑径向滑动轴承，轴颈直径d=200mm,轴承宽度B=250mm,轴承材

料选用ZCuAllOFes,当轴转速为60r/min、100r/min>500r/min时，轴承允许的最大径向载

荷各为多少？

解：由表12—2ZCuA110Fe3(10-3铝青铜)

[p]=15Mpa[pv]=12Mpam/s[v]=4m/s

FWB.d[p]=250X200X15=750KN

irdn

v-%=0.628%

60x1000

匕=1.047%匕=5.236%

V3>[v]材料不合适。

FW[PV]Bd/vFi^955.414KN二取F=750KN

F2W573.065KN取F=573.065KN

n=500r/min时，v>[v]不满足。

12-34一液体动力润滑径向滑动轴承,承受径向载荷F=70kN,转速n=1500r/min轴径直径

d=200mm,宽径比B/d=O.8,相对间隙巾=0.0015,包角a=180°,采用32号全损耗系统用油

（无压供油），假设轴承中平均油温550°3油的粘度n=0.018Pa.s,求最小油膜厚度脸”。

r/codB八,Fyr

解：由F=-!—^C=

PprjcoBd

0=^^0=157.081/sd=0.2mB=0.8d=0.16m

H=0.0182=0.0015Cp=l.74

表12—7B/d.—0.8插值可得：x—0.7237

hmin=rit>(1-x)=0.041445mm=41.4um

12-35某转子的径向滑动轴承，轴承的径向载荷F=10000N,轴承宽径比B/d=l.0,轴径的转

速n=1000r/min,载荷方向一定，工作情况稳定，轴承相对间隙”=0.84?xl（）—'（v为轴

颈圆周速度，m/s）,轴颈和轴瓦的表面粗糙度Rzi=3.2kim,Rz2=6.3um,轴瓦材料的[p]=20MPa,

[v]=15m/s,[pv]=15MPa.m/s,油的粘度n=0.028Pa.s。

⑴求按混合摩擦润滑（不完全液体润滑）状态设计时，轴颈的直径曲？。

⑵将由⑴求出的轴颈直径进行圆整，（尾数为0或5）,试问在题中给定条件下此轴承

能否达到液体润滑状态？

解：（1）按不完全液体润滑状态，设计轴颈直径：

由F/（dB）W[P],B/d=l得

,F7idn」「,、Fmi..,

由pv=---.---------<\pv}得d>-----------=34.907mm

Bd60x100060000[/7V]

应取d=35mm验算v=ndn/60000=l.8326m/s<[v]=15m/s

（2）按液体润滑状态计算

计算轴承相对间隙：〃=0.8折xIO'=o.ooo93O8

FU_10000x000093082

计算承载量系数:Cp=2.4155

2r/vB-2x0.028x1.8326x0.035

再由品和B/b=l,查表12—7得：偏心率x^0.75

计算最小油膜厚度：hmin=rW(1-x)=17.5X

0.0009308(1-0.75)=0.00407225mm

计算许用最小油膜厚度，取S=2

[hrtn]=S(Rzl+RZ2)=2(3.2+6.3)=0.019mm

因为hmin＜必观],故该轴承在题中给定的条件下不能达到液体润滑状态。

第十三章滚动轴承

三、分析与思考题

13-26滚动轴承共分几大类型？写出它们的类型代号及名称，并说明各类轴承受何种载荷

(径向或轴向)。

答：

13—27为什么30000型和70000型轴承常成对使用？成对使用时，什么叫正装及反装？什

么叫“面对面”及“背靠背”安装？试比较正装及反装的特点。

答：30000型和70000型轴承只能承受单方向的轴向力，成对安装时才能承受双向轴向力。

同时这两类轴承的公称接触角a大于零，承受径向载荷时会产生内部轴向力，为避免轴在内

部轴向力作用下产生轴向移动，30000型和70000型轴承通常应成对使用。

正装和反装是对轴的两个支承而言，两个支承上的轴承外套圈薄边相对(大口径)安装叫正

装，外套圈厚边相对(小口径)安装叫反装。“面对面”和“背靠背”安装是对轴的一个支

承而言，一个支承上的两个轴承大口径相对为“面对面”

安装，小口径相对为“背靠背”安装。

正装：轴热伸长可能会使轴承卡死；

反装：轴热伸长会使受载滚动体个数减少。

13-28滚动轴承的寿命与基本额定寿命有何区别？按公式L=(CZP厂计算出的L是什么含

义？

答：轴承的寿命是指出现点蚀前的寿命(转速)，是一般概念的寿命。在一批轴承中，各个

轴承的寿命离散性很大。而基本额定寿命是指对于点蚀失效具有90%可靠度的寿命。是一

个特定意义的寿命。L=(C/P/中的L为轴承的基本额定寿命，单位为1()6转。

13-29滚动轴承基本额定动载荷C的含义是什么？当滚动轴承上作用的当量动载荷不超过

C值时，轴承是否就不会发生点蚀破坏？为什么？

答：C的含义见教材。

当PWC时，轴承是否发生点蚀要具体分析。当说要求的工作寿命等于(CZP)'时，出现点蚀的

概率为10%；大于(CZP)'对，概率大于10%；小于(CZP)'对，概率小于10%。总有点蚀出现

的可能性，仅概率大小不同。

13-30对同一型号的滚动轴承，在某一工作状况下的基本额定寿命为心若其它条件不变,

仅将轴承所受的当量动载荷增加一倍，轴承的基本额定寿命将为多少？

答：对于球轴承，当P-2P,L'=(£)3=』(C)3

2P8P8

「io

对于滚子轴承，当p-2P,r=(―)y

2P

13—31滚动轴承常见的失效形式有哪些？公式是针对哪种失效形式建立起来

的？

答：滚动轴承常见的失效形式有：疲劳点蚀、塑性变形、磨粒磨损、粘着磨损(胶合)等。

公式L=(C/P)‘是针对疲劳点蚀失效形式建立起来的。

13—32你所学的滚动轴承中，哪几类滚动轴承是内、外圈可分离的？

答：29000、30000、N0000>NU0000、NJ0000、NA0000型轴承的内外圈是可以分离的。推

力轴承51000和52000型轴承的轴圈和座圈是可以分离的。

13-33什么类型的滚动轴承在安装时要调整轴承游隙？常用哪些方法调整轴承游隙？

答：29000>30000>70000,51000、52000型轴承的游隙大小是可变的，安装时应根据使用

要求进行调整。其它轴承都有规定的游隙系列，使用时通常不调整游隙。游隙的大小可通过

垫片、调整螺母等方法进项调整。

13—34滚动轴承支承的轴系，其轴向固定的典型结构形式有三类：

(.1)两支点各单向固定：

(2)一支点双向固定，另一支点游动：

(3)两支点游动。试问这三种类型各适用什么场合？

答：两支点各单向固定的支承方式用于工作温度变化较小且支承跨度不大的短轴；

一支点双向固定，另一支点游动的支承方式用于工作温度变化较大且支承跨度较大的长轴；

两支点游动的支承方式用于人字齿轮的游动齿轮轴。

13-35一高速旋转、传递较大功率且支承跨距较大的蜗杆轴，采用一对正装的圆锥滚子轴

承作为支承。是否合适？为什么？

答：因为蜗杆传动效率低。若传递功率大，转速高，则温升大。蜗杆采用正装结构时，蜗杆

轴热伸长会使轴承卡死。如果采用反装结构，轴伸长不会使轴承卡死，但会使受载滚动体个

数减少。因此，对这种蜗杆传动应采用一端双向固定，一端游动的支承方案。

13-36滚动轴承的回转套圈和不回转套圈与轴颈或机座装配时所采用的配合性质有何不

同？常选用什么配合？其配合的松紧程度与圆柱公差标准中相同配合有何不同？

答：滚动轴承回转套圈与轴颈或机座的配合应紧一些，常选用过盈配合；不回转套圈与轴颈

或机座的配合应松一些，常选用间隙或过渡配合，目的在于允许其略有转动，工作中可适当

改变套圈的受力位置，对提高寿命有利。

滚动轴承是标准件，配合应以它为基准。滚动轴承内孔的尺寸公差带采用上偏差为零、下偏

差为负的分布，这与通常的基孔制配合中基准孔的尺寸公差带不同，因而滚动轴承内圈配合

在采用同样的配合符号时，比通常圆柱公差标准中的基孔制配合略紧。滚动轴承外圈与机座

孔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。

13-37在圆锥齿轮传动中，小圆锥齿轮的轴常支承在套杯里，采用这种结构形式有何优点？

答：采用这种结构形式有利于调整小圆锥齿轮轴的位置，目的在于保证锥顶重合，保证全齿

宽啮合。同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。

13-38滚动轴承常用的润滑方式有哪些？具体选用时应如何考虑？

答：滚动轴承常用的润滑方式有油润滑、润滑脂及固体润滑剂润滑。

具体选用时主要根据滚动轴承的dn值选取适当的润滑方式，参见教材p324

13-39接触式密封有哪几种常用的结构形式？分别适用于什么速度范围？

答：接触式密封有：

1.毡圈密封：这种密封主要用于润滑脂的场合，用于滑动速度小于4〜5m/s的地方；

2.唇形密封圈：用于滑动速度小于10〜15m/s的地方；

3.密封环：用于滑动速度小于60〜100m/s的地方。

13—40在唇形密封圈密封结构中，密封唇的方向与密封要求有何关系？

答：在唇形密封圈密封结构中，密封唇的方向要朝向密封的部位，即如果主要是为了封油,

密封唇应对着轴承（朝内）；如果主要是为了防止外物侵入，则密封唇应背着轴承（朝外）;

如果两个作用都要有，最好使用密封唇反向放置的两个唇形密封圈。

四、设计计算题

13—41某转轴由一对代号为3。3/2的圆锥滚子轴承支承，轴上斜齿轮的轴向分力凡=5〃。3

方向如图。已知两轴承的径向支反力用例及老刃。四轴的转速片907加力，运转中

有中等冲击，轴承工作温度小于120°C,试计算轴承的寿命。

题13—41图

由《机设课程设计》查得303/2圆锥滚子轴承：e=\.5tga,y=QActga,Cr=162KN

a=12°57'10"=12.95278°,/.e=0.345,y=1.74

工i_13600券=6351N,方向如图示,

=3908N,弓2

2-y~2x1.74

：用1+/=3908+5000=8908N＞工2,轴承2压紧，轴承1放松

•••Fai=Fdi=3908N,%=%+Fa=89082V

F_3908

al0.287<e,

二一13600

二4=fpFrl=(1.2-1.8)x13600=(16320-24480)7V

加

;89080.40>e,

Fr2~22100

・・.p2=fp(xFr2+阳2)=(L2T.8)(0.4X22100+1.74X8908)=(29208-43812)N

ioio

66

io(cry10(162000V

：P?>P\*,,院=(6987-1809)/?

60〃h60x720129208^43812J

13—42如图所示，安装有两个斜齿圆柱齿轮的转轴由一对代号为窗/如C的轴承支承。已知

两齿轮上的轴向分力分别为Fml=3000N,Fse2=5000N,方向如图。轴承所受径向载荷Frl=8600N,

Fr2=12500N.

求两轴承的轴向力修八%；当量动载荷只八只2。

解：由《机设》表13-7知：Fd=0.68FrFaei

由《机设课程设计》查得9/的。轴承：1

x=0.41,y=0.87,e=0.68Fd2

C,=31.5KN,C=25.2KN

Or»xX

FM=0.68x8600=5848^,

Fd2=0.68x12500=8500?/,Fae2

方向如图示,题13—42图

•/Fdi+Faei=88482V<Fd2+Fae2=135OO7V,轴承1“压紧”,轴承2“放松”,

■-Fal=Fd2+Fae2-Fael=10500N,Fa2=Fd2=8500N,

_10500

-----=---------->

Fri8600

PrX=fP(xFrl+yFal)=(1.0〜1.2)(0.41x8600+0.87x10500)=(12661〜15193)N

Fs=85000.68=e,

Fr2—12500

Pr2=fPFrl=(1.0-1.2)x12500=(12500〜15OOO)2V

13—43一对笈7A4C轴承分别受径向力用=80。6MFr2=52OON,轴上作用FA力(方向如图)。

试求下列情况下各轴承的内部轴向力用及轴向力F4>FA=22OON；⑦FA=900N；6FC904N；

(4)FFON。

用FdiFAFd2冏

不♦-

八八

FriFr2

解：由《机设》表13-7知：Fd=0.68Fr

题13—43图

Fdl=0.68工1=0.68x8000=5440N,

Fd2=0.68工2=0.68x5200=3536^,

(1)FA=22OON时:

FF

di+A=3536+2200=5736>FdX轴承1“压紧”，轴承2“放松”，

•••Fal=Fd2+FA=57362V,Fa2=Fd2=35362V

(2)FA=900N时:

2+%=3536+900=4436〈用i轴承1“放松”，轴承2“压紧”，

•••%=Fdl=54402V,Fa2=Fdl-FA=45402V

(3)FA=1904N时:

FF

di+A=3536+1904=5440=Fdl轴承1和2的轴向力等于各自的内部轴向

力，

Fal=Fdl=5440N,工2=Fd2=35362V

(4)FA=ON时:轴承1和2的轴向力相等且等于两内部轴向力中的大值，

F

•••/1=a2=max(工1，工2)=Fdl=54402V

13—44圆锥齿轮减速器输入轴由一对代号为30206的圆锥滚子轴承支承，已知两轴承外圈

间距为72mm,锥齿轮平均分度圆直径4=56.25mm,齿面上的圆周力Ft=1240N,径向力Fr=400N,

轴向力£=以或各力方向如图所示。求轴承的当量动载荷月八%