《机械设计基础》课件第14章

14.1轴承的功用和类型14.2滑动轴承概述14.3滚动轴承的组成、类型及特点14.4滚动轴承的代号

14.5滚动轴承的选择计算14.6滚动轴承的组合设计

14.7滚动轴承和滑动轴承的性能比较

思考题和习题第14章轴承

14.1轴承的功用和类型轴承的功用是支承轴及轴上零件，保持轴的旋转精度，减少转轴与支承之间的摩擦和磨损。根据支承处相对运动表面的摩擦性质，轴承分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承，分别简称为滑动轴承和滚动轴承，如图14-1和图14-2所示。图14-1滑动轴承图14-2滚动轴承14.2滑动轴承概述

14.2.1滑动轴承的分类

滑动轴承的类型很多。按承受载荷方向的不同，滑动轴承可以分为向心滑动轴承和推力滑动轴承两个基本类型，前者承受径向载荷，后者承受轴向载荷。根据两摩擦表面间润滑状态的不同，滑动轴承可以分为液体摩擦和非液体摩擦两类。液体摩擦滑动轴承又称动压滑动轴承，它的两摩擦表面间能形成一定厚度的压力油膜，该油膜能将轴颈与轴承分隔开，于是轴颈和轴承之间的摩擦是液体分子之间的内摩擦，其摩擦系数很小，故磨损和发热都很小。非液体摩擦轴承是指两摩擦表面的大部分被液体分隔开而少部分金属表面存在着某种形式的直接接触的滑动轴承。14.2.2滑动轴承的结构

滑动轴承一般由轴承座、轴瓦、润滑及密封装置组成。普通滑动轴承的结构和尺寸已标准化，可参阅机械零件设计手册。

1.向心滑动轴承常用向心滑动轴承的结构形式主要有整体式、剖分式和调心式。

1)整体式滑动轴承图14-3是一种常见的整体式向心滑动轴承，用螺栓与机架连接。轴承座孔内压入用减摩材料制成的轴瓦(或叫轴套)，在轴承座顶部装有油杯，轴套上有进油孔，内表面开轴向油沟以分配润滑油润滑。整体式滑动轴承的最大优点是构造简单。但它有两个缺点：轴承工作表面磨损过大时无法调整轴承间隙;轴颈只能从端部装入，这对粗重的轴或具有中间轴颈的轴安装不便，甚至无法安装。为克服这两个缺点，可采用剖分式滑动轴承。图14-3整体式滑动轴承

2)剖分式滑动轴承剖分式滑动轴承如图14-4所示，它由轴承座、轴承盖、剖分轴瓦(分为上、下瓦)及连接螺栓等组成。轴承的剖分面应与载荷方向近于垂直，多数轴承剖分面是水平的，也有斜的。轴承盖与轴承座的剖分面常做成阶梯形，以便定位和防止工作时错动。它的轴瓦磨损后的轴承间隙可用减少剖分面处的金属垫片或刮配轴瓦金属的办法来调整。剖分式滑动轴承装拆方便，轴瓦与轴的间隙可以调整，应用较广泛。图14-4剖分式滑动轴承

3)调心式滑动轴承通常的滑动轴承要限制轴径的长度，用宽径比L/d来表示，如图14-5所示，一般L/d=0.5~1.5。当L/d>1.5时，常用调心式滑动轴承，如图14-6所示。轴瓦与轴承之间不是柱面配合，而是球面配合，轴瓦可随着轴的弯曲而转动，以适应轴径的偏斜。图14-5调心式滑动轴承图14-6调心式滑动轴承

2.推力滑动轴承

推力滑动轴承用来承受轴向载荷，而且能防止轴的轴向位移。推力滑动轴承的止推面可以利用轴端，也可以使用轴的中段制出轴肩。轴颈的结构形式分为实心、空心、单环和多环四种形式。

1)实心式图14-7为实心式推力轴颈，其支承面是完整的端平面，当磨损后压力分布很不均匀，在中心处的压强最大。这对润滑很不利，可导致支撑面磨损极不均匀，使用较少。图14-7实心式

2)空心式图14-8为空心式推力轴颈，支承面上压力分布较均匀，润滑条件有所改善。图14-8空心式

3)单环式图14-9为单环式推力轴颈，利用轴环的端面止推，结构简单，润滑方便，广泛用于低速轻载场合。图14-9单环式

4)多环式图14-10为多环式推力轴颈，特点同单环型，其支承面积增大，用于轴向力大的场合，且能承受双向轴载。图14-10多环式14.2.3轴瓦结构和轴承材料

轴瓦是轴承中与轴颈直接接触的重要零件。因此，轴瓦结构的合理设计，轴瓦材料的正确选用，将直接关系到轴承的使用寿命和承载能力。

1.轴瓦结构常用的轴瓦分为整体式和剖分式两种结构，如图14-11所示。整体式轴瓦是套筒形(称为轴套)。剖分式轴瓦多由两半组成。为了改善轴瓦表面的摩擦性质，常在其内表面上浇铸一层或两层减摩材料，称为轴承衬，即轴瓦做出双金属结构或三金属结构。图14-11轴瓦结构为了使滑动轴承获得良好的润滑，轴瓦或轴颈上需开设油孔及油沟。油孔用于供应润滑油，油沟用于输送和分布润滑油。其位置和形状对轴承的承载能力和寿命影响很大。通常，油孔应设置在油膜压力最小的地方;油沟应开在轴承不受力或油膜压力较小的区域，要求既便于供油又不降低轴承的承载能力。图14-12为几种常见的油沟，油孔和油沟均位于轴承的非承载区，油沟的长度均较轴承宽度短。图14-12油沟

2.轴瓦和轴承衬的材料轴瓦的主要失效形式是磨损，有时也出现因强度不够而引起的疲劳破坏。因此，对轴瓦材料有如下要求：(1)有足够的强度和可塑性；(2)减摩性能好；(3)耐磨、耐腐蚀以及抗胶合能力强；(4)导热性好、热膨胀系数小；(5)跑合性能好。常用的轴瓦和轴承衬的材料有以下几种:

(1)金属材料，主要有轴承合金(又称巴氏合金或白合金)、青铜、铸铁。轴承合金摩擦系数小，抗胶合能力强，塑性、跑合能力好，是比较理想的轴瓦材料。但其价格昂贵，强度低，常选作轴承衬。青铜主要是铜与锡、铅或铝的合金，分别称为锡青铜、铅青铜、铝青铜。青铜比轴承合金强度高、耐磨，价格也便宜，但其抗胶合能力、跑合性能较轴承合金要差。铸铁的各种性能均低于轴承合金和青铜，但其价格便宜，因此，对于轻载、低速和无冲击的场合，应优先选用。不过用铸铁做袖瓦时，应使轴颈硬度高于轴瓦。

(2)粉末冶金，是以粉末状的铁或铜为基本材料，再与石墨混合、压制烧结成型的轴瓦材料。该种材料具有多孔组织，孔隙可储存润滑油，称含油轴承。由于它不需要经常加油，因此常用于润滑不便的场合，如食品机械、纺织机械中。

(3)非金属材料，主要为塑料、橡胶、木材等。14.2.4滑动轴承的特点及应用

(1)滑动轴承可制成剖分式结构，装拆、调整方便，是某些类型的轴(如曲轴等)及大型设备选择支承的唯一可行途径。

(2)混合摩擦滑动轴承结构简单、加工制造简便，价格低廉，但摩擦阻力与启动力矩较大、磨损大，只适用于轻载、速度较低、不太重要的场合。

(3)自润滑轴承结构简单、成本低廉、可长期运转而无需加注润滑剂，适用于低速轻载及不允许油污染的场合。

(4)液体摩擦滑动轴承摩擦阻力、启动力矩小，承载能力大、运转精度高，同时承载油膜还可缓和冲击振动。但其结构复杂，尤其是静压滑动轴承还需一套要求较高的供油系统，价格较高。它适用于高速、重载、运转精度要求较高的场合。14.3滚动轴承的组成、类型及特点14.3.1滚动轴承的组成

滚动轴承一般由外圈1、内圈2、滚动体3和保持架4组成(见图14-13)。内圈装在轴颈上，外圈装在机座或零件的轴承孔内。内外圈上有滚道，当内外圈相对旋转时，滚动体将沿着滚道滚动。保持架的作用是把滚动体均匀地隔开。图14-13滚动轴承的组成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HRC61～65，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，高速轴承的保持架多采用有色金属或塑料。14.3.2滚动轴承的类型及特点

1.分类

按照轴承内部滚动体形状的不同，滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承两大类。球轴承的滚动体为圆球，滚子轴承的滚动体为各种形状的滚子，如图14-14所示。图14-14滚动体形状按照轴承能承受的外载荷的不同，滚动轴承又可分为向心轴承和推力轴承两大类：主要承受径向载荷的轴承，叫做向心轴承;只能承受轴向载荷的轴承，叫做推力轴承。有些轴承能同时承受径向载荷和轴向载荷，叫做向心推力轴承，如角接触球轴承。轴承中与轴颈紧套在一起的叫紧圈，与机座相连的叫活圈。以下分别介绍它们的特性及适用场合。

1)深沟球轴承(类型代号6)这是最常用的一种轴承，它可承受径向载荷，也可同时承受不太大的轴向载荷，但承受冲击载荷的能力较差。它适用于刚性较好和转速较高的轴，在高速装置中可代替推力轴承，价格低廉。

2)调心球轴承(类型代号1)这类轴承主要用来承受径向载荷，也可同时承受较小的轴向载荷。由于其外圈的内表面(滚道表面)是以轴承中点为中心的球面，能自动调心，故适用于多支点和挠度较大的轴以及两支承中心难以对中的场合。

3)圆柱滚子轴承(类型代号N)这类轴承主要用来承受较大的径向载荷，一般不能承受轴向载荷。允许轴线的偏斜量很小，对轴的弯曲变形很敏感，要求轴的刚性好。通常它的内圈、滚子和保持架装成一体，可与外圈分离，便于内、外圈分开装配，并允许内、外圈相互间有少量的轴向移动，可作游动支座。它适用于轴刚性很大、支承中心对中良好的场合。

4)调心滚子轴承(类型代号2)这类轴承能承受较大的径向载荷，也可同时承受较小的轴向载荷。它与双列调心球轴承一样，外圈的内表面为球面，故能自动调心，适用于径向载荷较大，有冲击振动、多支点和受载后有较大弯曲的轴上，以及中心不能保证精确对中的支承处。

5)滚针轴承(类型代号NA)这类轴承和其他轴承相比较，在内径相同的条件下，其外径最小。它只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷，且对轴的弯曲最敏感。它适用于径向载荷大而径向空间受限制的支承处。

6)角接触球轴承(类型代号7)这类轴承可同时承受径向载荷和轴向载荷，也可用来承受纯轴向载荷，接触角愈大，承受轴向载荷的能力也愈大。这种轴承一般成对使用，可以分别装在两个支点上或同装在一个支点上。它常用于蜗杆减速器中。

7)圆锥滚子轴承(类型代号3)这类轴承与单列向心推力球轴承一样，能同时承受较大的径向载荷和轴向载荷。因滚动体与内、外圈之间为线接触，故承载能力较大。这类轴承的内圈、滚子和保持架装成一体，可和外圈分离，故安装轴承时，内、外圈与滚动体之间的游隙可以调整，安装方便，一般也是成对使用的。它适用于刚性较大的轴，应用比较广泛。

8)推力球轴承(类型代号5)这类轴承的套圈与滚动体是分离的。它的紧圈装在轴上，活圈则与轴有一定间隙并安放在机座上。普通推力球轴承只能承受单向的轴向载荷，不能承受径向载荷。双向推力球轴承52000型有两个活圈和一个紧圈，可以承受双向轴向载荷。这类轴承不宜在高速下工作，因运转时离心力大，钢球与滚道、保持架之间有滑动，故摩擦和发热都较严重。

2.特点滚动轴承与滑动轴承相比，具有下列优点:

(1)滚动轴承的摩擦系数比滑动轴承小，传动效率高。一般滑动轴承的摩擦系数为0.08~0.12，而滚动轴承的摩擦系数仅为0.001~0.005。

(2)滚动轴承已实现标准化、系列化、通用化，适于大批量生产和供应，使用和维修十分方便。

(3)滚动轴承用轴承钢制造，并经过热处理，因此，滚动轴承不仅具有较高的机械性能和较长的使用寿命，而且可以节省制造滑动轴承所用的价格较为昂贵的有色金属。

(4)滚动轴承内部间隙很小，各零件的加工精度较高，因此，运转精度较高。同时，可以通过预加负荷的方法使轴承的刚性增加。这对于精密机械是非常重要的。

(5)某些滚动轴承可同时承受径向负荷和轴向负荷，因此，可以简化轴承支座的结构。

(6)由于滚动轴承传动效率高，发热量少，因此，可以减少润滑油的消耗，润滑维护较为省事。

(7)滚动轴承可以方便地应用于空间任何方位的轴上。但是，一切事物都是一分为二的，滚动轴承也有一定的缺点，主要是：

(1)滚动轴承承受负荷的能力比同样体积的滑动轴承小得多，因此，滚动轴承的径向尺寸大。所以，在承受大负荷的场合和要求径向尺寸小、结构要求紧凑的场合(如内燃机曲轴轴承)，多采用滑动轴承。

(2)滚动轴承振动和噪声较大，特别是在使用后期尤为显著，因此，对精密度要求很高、又不许有振动的场合，滚动轴承难以胜任，一般选用滑动轴承的效果更佳。

(3)滚动轴承对金属屑等异物特别敏感，轴承内一旦进入异物，就会产生断续地较大振动和噪声，亦会引起早期损坏。即使不发生早期损坏，滚动轴承的寿命也有一定的限度。总之，滚动轴承的寿命较滑动轴承短。滚动轴承与滑动轴承相比较，各有优缺点，各有一定的适用场合。因此，两者不能完全互相取代，并且各自向一定的方向发展，扩大自己的领域。但是，由于滚动轴承的突出优点，颇有后来者居上的趋势。目前，滚动轴承已发展成为机械的主要支承形式，应用愈来愈广泛。14.4滚动轴承的代号14.4.1基本代号基本代号表示轴承的基本类型、结构和尺寸，是轴承代号的基础。除滚针轴承外，基本代号由轴承类型代号、尺寸系列代号及内径代号构成。

1.类型代号

滚动轴承的类型代号用数字或大写拉丁字母表示，见表14-1。表14-1轴承类型代号的构成

2.尺寸系列代号轴承尺寸系列代号由轴承的宽(高)度系列代号和直径系列代号组合而成。组合排列时，宽度系列在前，直径系列在后，见表14-2。表14-2尺寸系列代号

3.内径代号内径代号表示轴承公称内径的大小，其表示方法见表14-3。表14-3内径代号

滚动轴承基本代号一般由五个数字(或字母加四个数字)组成，当宽度系列为0时可省略。如：深沟球轴承6200，6为类型代号，02为尺寸系列代号，00为内径代号，d=10mm。14.4.2前置和后置代号前置和后置代号是轴承的结构形状、尺寸、公差、技术要求发生改变时，在其基本代号左右添加的代号(前置代号位左，后置代号位右)。其排列见表14-4。表14-4前置和后置代号排列

14.5滚动轴承的选择计算

14.5.1滚动轴承的类型选择

轴承类型的选择受多种因素的影响，如轴承所受负荷的大小、方向和性质，调心性能要求，转速与工作环境，刚度要求，经济性等。根据轴承的特性及适用范围可参照以下原则选用：

(1)载荷的大小、方向和性质。①载荷大小。载荷较大使用滚子轴承，载荷中等以下使用球轴承。例如:深沟球轴承既可承受径向载荷又可承受一定的轴向载荷，极限转速较高。圆柱滚子轴承可承受较大的冲击载荷，极限转速不高，不能承受轴向载荷。

②载荷方向。主要承受径向载荷使用深沟球轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承，承受纯轴向载荷使用推力轴承，同时承受径向和轴向载荷使用角接触轴承或圆锥滚子轴承。当轴向载荷比径向载荷大很多时，使用推力轴承和深沟球轴承的组合结构。③载荷性质。承受冲击载荷时使用滚子轴承，因为滚子轴承是线接触，承载能力大，抗冲击和振动。

(2)转速条件。转速较高，旋转精度较高，使用球轴承;否则使用滚子轴承。

(3)调心性能。跨距较大或难以保证两轴承孔的同轴度的轴及多支点轴，使用调心轴承。但调心轴承需成对使用，否则将失去调心作用。

(4)装调性能。圆锥滚子轴承和圆柱滚子轴承的内外圈可分离，便于装拆。

(5)经济性。在满足使用要求的情况下优先使用球轴承、精度低和结构简易的轴承，其价格低廉。14.5.2滚动轴承的失效形式

滚动轴承的失效形式主要有三种:疲劳点蚀、塑性变形和磨损。

1)疲劳点蚀对于在正常负荷作用下的滚动轴承，滚动体和座圈在负荷作用下，表面间将产生循环变化的接触应力，从而使轴承的工作表面出现疲劳点蚀现象。严重时轴承将产生振动和噪声，工作温度升高，最终导致失效。

2)塑性变形转速极低或间歇摆动的轴承，通常不会产生疲劳点蚀破坏。但在过大的静负荷或冲击负荷作用时，会使轴承元件的工作表面发生永久的塑性变形(出现压痕)。这是轴承因静强度不够而造成的损坏。

3)磨损滚动轴承若润滑不充分或密封不良，从而使轴承中进入磨粒性微粒，使轴承发生严重的磨粒性磨损，导致内、外圈和滚动体间的间隙增大，从而使旋转精度降低而报废。14.5.3滚动轴承的寿命计算

1.基本额定寿命与基本额定动负荷在正常负荷作用下工作的轴承，经历一定时间的运转后会因疲劳点蚀而损坏。当轴承中任一元件材料首次出现疲劳点蚀扩展之前，我们把轴承的实际总转数(r)或在一定转速下的实际运转时间(h)，称为单个轴承的疲劳寿命。图14-15所示为结构尺寸、材料、热处理、加工方法完全相同的一批轴承，在相同条件下进行实验所得的轴承疲劳寿命离散的一般规律。可见，滚动轴承的疲劳寿命是相当离散的，用单个轴承的疲劳寿命作为轴承寿命计算公式中的寿命值是不当的。因此，在规定轴承寿命时，必须考虑可靠性。图14-15轴承寿命与可靠度基本额定寿命是指一批相同的轴承，在相同条件下运转，其中90%的轴承不出现疲劳点蚀时的总转数或在给定转速下工作的小时数，用L10表示。例如，当轴承的基本额定寿命L10=1×106转时，其中90%的轴承不发生疲劳点蚀仍能继续工作，而10%的轴承已经出现疲劳点蚀而损坏，即可靠度为90%。本章在建立轴承寿命计算公式时，使用的就是基本额定寿命。基本额定动负荷是指一批同一型号的轴承(外圈固定内圈旋转)基本额定寿命为106转时轴承所承受的负荷。基本额定动负荷用符号C表示。对深沟球轴承是指纯径向负荷，以Cr表示；对推力轴承是指中心推力负荷，以Ca表示。基本额定动负荷代表了滚动轴承的承载能力。各种类型、各种型号的轴承的C值(Cr或Ca)可由《机械设计手册》查阅。

2.滚动轴承的寿命计算公式

试验表明，轴承的基本额定寿命L10与轴承所受负荷Ｐ的大小有关。负荷越大，轴承的基本额定寿命越小。图14-16表示6208型深沟球轴承通过试验得到的Ｐ-L10关系曲线，即滚动轴承寿命曲线。在P-L10曲线上，对应于L10＝1×106(r)次的负荷P=25500N，此即6208轴承的基本额定动负荷Ｃr。用数学方程去逼近这条寿命曲线，其关系式为×L10＝常数图14-16

6208轴承的Ｐ-L10关系曲线将L10＝1×106对应的负荷值Cr代入上式，得Pε×L10＝*1

则得到滚动轴承的基本额定寿命公式为(14-1)式中：L10——可靠度为90%的基本额定寿命(106转)；P——当量动负荷(N)；

ε——寿命系数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3；

Cr——基本额定动负荷(N)。对推力轴承，其基本额定动负荷为Ca。各类轴承在正常工作温度(t<120°)时的Cr值(或Ca值)可查表;当工作温度t>120°时，需将表中Cr值乘以温度系数ft予以降低。ft的值见表14-5。表14-5温度系数ft

在实际设计计算中，轴承的基本额定寿命常以工作小时数h表示，其符号为L10(h)

，其换算式为L10＝60nL10(h)以小时表示的滚动轴承的基本额定寿命L10(h)

为(14-2)式中：L10(h)——以小时为单位的基本额定寿命(h)；n——滚动轴承的工作转速(r/min)。寿命计算公式(14-1)和式(14-2)有如下几种用法：

(1)如选定了轴承的型号，即Cr已知时，如果知道作用于该轴承的当量动负荷P及n，则可求出此时该轴承的基本额定寿命L10或L10(h)。

(2)若已知轴承的预期寿命L10或L10(h)和该轴承所承担的当量动负荷，则可求得用以选取滚动轴承的基本额定动负荷的计算值Crj应满足：(14-3)此时，Cr应为轴承手册中某一满足题设条件轴承的基本额定动负荷。

【例14-1】设已知型号为6310的深沟球轴承，其所承受的当量动负荷P=24200N，轴承工作转速n=167r/min，试计算L10及L10(h)。若预期寿命与L10(h)=1000h，计算该轴承所需的基本额定动负荷，并判断此6310轴承能否使用。

解

(1)计算L10及L10(h)。由表14-6查得6310轴承的基本额定动负荷Cr=47.5kN，球轴承的ε=3，得

(2)计算Crj。Crj=59722>Cr=47500此6310轴承不满足寿命要求。其补足办法如下:

(1)降低预期寿命。实际寿命为L10(h)=754(h)。

(2)更换轴承直径系列以期提高Cr值。改用6410轴承，由设计手册查得Cr=71kN，则Crj=59722<Cr=71000。

3.滚动轴承的当量动负荷轴承样本中给定的基本额定动负荷Cr是在一定的试验条件下确定的。这些条件是：轴承的基本额定寿命为106r，可靠度为90%；向心轴承和向心推力轴承承受纯径向负荷；推力轴承和推力向心轴承承受纯轴向负荷，负荷平稳。为了和各类轴承的基本额定动负荷在相同条件下比较，当作用在轴承上的实际负荷与上述试验条件不相同时，必须将实际负荷换算成与上述条件相当的负荷后，才能使用式(14-1)、式(14-2)进行轴承寿命计算。换算后的外负荷是一种假想的负荷，称为当量动负荷，以P表示，即轴承在当量动负荷作用下的寿命与实际负荷作用下的寿命是相同的。当量动负荷的计算公式如下：

(1)向心轴承(6类、1类、2类)。当Fa/Fr≤e时，P=Fr×fp(14-4)

当Fa/Fr>e时，P=(XFr+YFa)fp(14-5)

式中：Fr——轴承所受的实际径向负荷(N)；

Fa——轴承所受的实际轴向负荷(N)；

fp——动负荷系数，见表14-6；

X——径向负荷系数，见表14-7；

Y——轴向负荷系数，见表14-7；

e——轴向负荷影响系数，见表14-7。表14-6动负荷系数fp

表14-7向心轴承的X、Y系数

(2)圆柱滚子轴承(N类)。圆柱滚子轴承一般只能承受径向负荷，其当量动负荷为P=Fr(14-6)(3)推力轴承。推力轴承的当量动负荷为P=Fa(14-7)

(4)角接触球轴承(7类)、圆锥滚子轴承(3类)。对于这类轴承，一般都成对选用。安装方式有正装与反装两种形式，如图14-17所示。其当量动负荷P的确定与向心轴承的计算公式相同。图14-17圆锥滚子轴承成对安装的两种形式但是，由于角接触球轴承和圆锥滚子轴承在承受纯径向负荷时，将产生内部附加轴向力S，因此在计算轴承的当量动负荷时，必须将内部附加轴向力对当量动负荷P的影响考虑进去。①负荷作用中心。支点为角接触的球轴承在计算支承反力时，首先要确定负荷作用中心O点的位置。由于接触角α的存在，使负荷作用中心由轴承宽度中点处偏移到中心O。如图14-18所示，它的位置应为各滚动体的负荷向量与轴承轴线的交点。负荷中心与轴承外侧端面距离a可由《机械设计手册》查得。对支承跨距比a大得多的轴，为简化计算，常假设负荷作用中心在轴承宽度的中点处;对跨度小的轴，不能简化，应查《机械设计手册》按实际负荷作用中心的位置计算。圆锥滚子轴承亦按上述方法简化。图14-18角接触球轴承负荷作用中心②内部附加轴向力S。角接触球轴承在承受纯径向负荷时，将产生内部附加轴向力S。如图14-19所示，其轴向分力的方向与该轴承所能承受轴向力的方向相反。各类向心角接触轴承内部轴向分力的近似值见表14-8。表14-8角接触球轴承和圆锥滚子轴承的内部轴向分力S图14-19角接触球轴承实际轴向力的计算③实际轴向负荷Fa的计算。图14-19为一成对安装使用的“正装”角接触轴承。现以此为例，分析并计算两轴承分别承受的实际轴向载荷FaⅠ与FaⅡ。图中Fr与Fa分别为作用于轴上的径向和轴向外负荷。在Fr的作用下，在轴的两支点处产生Fr1和Fr2两个径向支反力以及相应产生的内部轴向分力S1和S2。根据力平衡原理，当轴处于平衡状态时应满足S1+Fa=S2如不平衡，将出现两种情况:

A.当S1+Fa>S2时，如图14-19(b)所示，则轴有右移的趋势。此时轴承Ⅱ由于被端盖顶住而压紧(简称紧端)，根据力平衡关系，轴承Ⅱ的外圈上必受到平衡力的作用，而轴承Ⅰ则被放松(称松端)，因此有S1+Fa=S2+故=S1+Fa-S2由此得两轴承所受的实际轴向力分别为轴承Ⅰ(松端)

FaⅠ=S1

轴承Ⅱ(紧端)

B.当S1+Fa<S2时，如图14-19(c)所示，则轴有左移的趋势。同理，轴承Ⅰ被压紧(紧端)，为了保持轴的平衡，在轴承Ⅰ的外圈上必有一个平衡力作用，而轴承Ⅱ则被放松(松端)，因此有由此得作用在轴承Ⅰ及轴承Ⅱ的实际轴向力为轴承Ⅱ(松端)

FaⅡ=S2

轴承Ⅰ(紧端)

FaⅠ=S2-Fa由以上分析可得出向心角接触轴承实际轴向负荷Fa的计算方法要点：

(a)按照成对安装轴承的装配结构方案(指正装或反装)，确定内部轴向分力的大小及方向。

(b)判断出全部轴向负荷(所有轴向外负荷及内部轴向分力)合力的指向，确定被压紧的轴承(紧端)及被放松的轴承(松端)。

(c)“紧端”轴承所受的实际轴向负荷，应为除了自身内部轴向分力之外，其他所有轴向力的代数和(规定被压紧轴承方向的力为正，反之为负)；“松端”轴承的实际轴向负荷等于自身的内部轴向分力。

【例14-2】一减速器输入轴(见图14-20)，用一对深沟球轴承支承，轴颈d=40mm，转速n=1470r/min。根据受力计算得轴承Ⅰ所受径向负荷Fr1=2000N，轴承Ⅱ的径向负荷Fr2=1000N，有轻微冲击，轴向负荷Fa=950N，预期寿命Lh=8000h，试选择轴承型号。图14-20例14-2图解

(1)初选轴承型号。根据轴承类型及轴颈直径，选择6308轴承。由《机械设计手册》查得基本额定动负荷Cr=31.2kN，基本额定静负荷C0r=22.2kN。

(2)计算当量动负荷P1、P2。①查取e值。由Fa/C0r=950/22200=0.043，查表14-7，用插值法得e=0.241。②查取X、y值。由Fa/Fr1=950/2000=0.475>e，查表14-7，得X1=0.56，Y1=1.84(插值法)。由Fa/Fr2=950/1000=0.95>e，查表14-7，得X2=0.56，Y2=1.84。

(3)验算寿命。由于P1>P2，故应验算轴承Ⅰ。选6308轴承能满足寿命要求。

4.滚动轴承的静负荷计算对于不旋转或低速旋转(n<1~10r/min)、缓慢摆动或间歇工作的轴承，其失效形式为塑性变形。这类轴承不能按基本额定动负荷计算公式(即滚动轴承的寿命计算公式)来选择轴承尺寸，而应按静负荷的计算方法选取轴承。对于转速n>10r/min的轴承，如果负荷变化很大或有较大冲击，除按基本额定动负荷计算外，还须按静负荷公式验算。

(1)轴承所需基本额定静负荷的确定。轴承的静负荷能力计算公式为

C0rj=S0P0(14-8)

按静负荷能力选择轴承尺寸时应满足下列条件:C0rj≤C0r(14-9)式中：C0rj——用以选择轴承的基本额定静负荷的计算值(N)；

S0——静负荷安全系数，见表14-9；

P0——当量静负荷(N)；

C0r——基本额定静负荷，对于推力轴承则为C0a。使轴承中受载最大的滚动体与套圈滚道(内、外圈中较弱者)的塑性变形量之和为滚动体直径的万分之一时的负荷，称为基本额定静负荷。各类轴承的C0r(或C0a)值列入轴承尺寸表中。表14-9静负荷安全系数

(2)当量静负荷P0的计算。当量静负荷是一个假想的负荷，轴承在此负荷作用下与实际负荷作用下所产生的永久变形量相同。向心轴承的当量静负荷按下式计算:圆柱滚子轴承

P0=F0(14-10)向心球轴承和向心角接触轴承(取两式计算的较大者)式中：X0——静径向负荷系数，见表14-10；

Y0——静轴向负荷系数，见表14-10。表14-10向心轴承的X0、Y0系数

14.6滚动轴承的组合设计

14.6.1轴承的安装和固紧

1.轴承的安装

一根轴常需要两个支承，每个支承可由一个或一个以上的轴承组成。合理的轴承安装，应考虑到轴及其上传动件在机器中有正确的位置、防止轴向窜动以及轴受热膨胀后不致使轴承卡死等因素。常见的双支点的轴系轴承安装方案有三种：

1)两端固定式如图14-21所示，轴的两个支承中每一个都能限制轴的单向移动，两支承共同限制了轴的两个方向的移动。考虑到轴会因受热而伸长，在轴承盖与外圈端面之间应留出补偿间隙C，C=0.2~0.3mm。这种固定方式只适用于短跨距的轴系和工作温度不高时。图14-21两端固定式

2)一端固定一端游动式当轴较长或工作温度较高时，为了补偿较大的热膨胀，应采用一支承固定，另一支承游动的形式。如图14-22所示，左端为固定支承，轴承外圈双向固定，右端为游动支承，轴承外圈与机座孔间采用动配合，且外圈两端留有较大间隙，以便轴受热伸长时能在孔中自由游动。图14-22一端固定一端游动式

3)两端游动式如图14-23所示，左、右两端都采用圆柱滚子轴承，轴承的内、外圈都要求固定，以保证在轴承外圈的内表面与滚动体之间能够产生左右轴向游动。此种支承方式一般只用在人字齿轮传动这种特定的情况下，而且另一个轴必须采用两端固定结构。该结构可避免人字齿轮传动中，由加工误差导致的干涉甚至卡死现象。图14-23两端游动式

2.轴承的固紧滚动轴承的轴向紧固是指轴承内圈与轴、外圈和轴承座孔之间的轴向固定。内、外圈的轴向固定形式很多，应根据轴向负荷的大小和方向、转速的高低、轴承的类型以及支承的形式等不同情况选用不同的固定方法。

1)滚动轴承内圈的紧固方式如图14-24(a)所示，内圈靠轴肩单向轴向固定，结构简单，装拆方便，占用空间小，用于两端固定支承中。如图14-24(b)所示，弹性挡圈与轴肩对轴承双向轴向定位，结构简单，承受轴向负荷的能力较小，不宜高速。如图14-24(c)所示，用压板和螺钉紧固，用于轴端且轴径较大的场合(d>70mm)，允许较高转速，能承受中等轴向负荷。如图14-24(d)所示，用圆螺母与止动垫圈紧固，用于轴向负荷大且转速高的场合。图14-24滚动轴承内圈的紧固方式

2)滚动轴承外圈的紧固方式如图14-25(a)所示，用端盖紧固，结构简单，紧固可靠，调整方便。如图14-25(b)所示，用弹性挡圈紧固，结构简单，装拆方便，占用空间小，多用于向心轴承。如图14-25(c)所示，用端盖和座孔挡肩紧固，结构简单，工作可靠，能承受较大的轴向负荷，但机座孔加工不方便。如图14-25(d)所示，用套筒挡肩和端盖紧固，结构简单，机座孔可为通孔，加工方便，利用垫片可调整轴系的轴向位置，装配工艺好。图14-25滚动轴承外圈的紧固方式14.6.2轴承间隙的调整及预紧

1.轴承间隙的调整可通过加减轴承盖与机座间垫片的厚度来调整轴承间隙，如图14-26(a)所示，也可通过外圈压盖来移动轴承外圈位置以调整轴承间隙，如图14-26(b)所示，完成调整后用螺母锁住调节螺钉的位置。图14-26轴承间隙的调整

2.滚动轴承的预紧滚动轴承内部的游隙对轴承的旋转精度、寿命、噪声等影响很大。因此当要求轴承的旋转精度和刚度较高时，通常采用预紧的方法来消除游隙。如图14-27所示，利用金属垫片(图(a))或磨窄套圈(图(b))等方法，在安装轴承时给予一定的轴向作用力(预紧力)，使内、外圈产生相对位移，消除游隙并在套圈与滚动体接触处产生弹性预变形，借以提高轴承的旋转精度和刚度。图14-27轴承的预紧

3.轴系零件位置的调整

有些轴上零件在安装时需要得到准确的工作位置，这就要求轴承的轴向位置应当可以调整。如图14-28所示，在圆锥齿轮传动中，要求两锥齿轮的分度圆锥锥顶必须重合，以保证啮合处于正常状态。为此就要求小圆锥齿轮在安装时能沿轴线方向作一些移动调整。具体的结构是把两个轴承放在一个套杯之中，套杯则装在机壳上的座孔中，通过增减套杯端面与机体之间的垫片厚度，即可调整圆锥齿轮的轴向位置。图14-28轴系位置的调整14.6.3滚动轴承的配合

通过选择适当种类的配合可使滚动轴承达到周向固定的目的。滚动轴承的公差与配合和一般圆柱体公差与配合相比较，有以下特点:

(1)滚动轴承是标准件，规定以轴承的配合表面为基准来选择配合的松紧。所以轴承外圈与座孔的配合应为基轴制。

(2)轴承内孔的公差为负偏差，而一般圆柱体基孔制的孔公差为正偏差，因此，轴承内径与轴颈的配合比圆柱体公差标准中的同类配合要紧得多。

(3)标注时不需要标注轴承内径与外径的公差带代号，只要求标注轴颈和座孔的公差带代号。滚动轴承配合选择的基本原则是:旋转的套圈应选择过渡配合或过盈配合;固定的套圈应选择间隙配合；当受冲击负荷或重负荷时，应选择比正常、轻负荷时更紧密的配合；当轴承尺寸增大时，所选择的过盈配合的过盈量也越大，间隙配合的间隙量也越大。与普通精度轴承配合时，轴的公差等级一般为IT6，外壳孔一般为IT7。14.6.4轴承的支承结构

滚动轴承的轴承座及轴承组合中的其他受力零件必须有足够的刚性，因为这些零件的变形都会阻滞滚动体的滚动，增大轴承元件所受的载荷而使轴承提前损坏。机壳及轴承座孔壁应有足够的厚度，可用加强筋来增强悬臂轴承座的刚性，如图14-29(a)所示。如果机壳是由轻合金或非金属制成的，则安装轴承处应采用钢或铸铁制的衬筒，如图14-29(b)所示。图14-29轴承的支承结构安装轴承用的一根轴上两个支承的座孔必须保持同心，以免轴承内、外圈之间产生过大的偏斜。为此应采用整体结构的机壳，应一次镗出安装轴承的两个孔。如果一根轴上装有不同尺寸的轴承，则机壳上的轴承孔仍应一次镗出，然后加衬筒来安装尺寸较小的轴承，如图14-30所示。图14-30保证同心度的结构14.6.5滚动轴承的润滑滚动轴承润滑的主要作用在于减小工作表面的摩擦和磨损、防止工作表面锈蚀、减少工作时的振动噪声、散热、降低工作温度等。常用的滚动轴承润滑剂分为润滑脂和润滑油，具体可按速度因数dn值由表14-11查得。表14-11适用于脂润滑和油润滑的dn值界限(104mm·r/min)

根据工作速度及dn值，可由图14-31选出润滑油应具有的粘度值，然后根据粘度从润滑油产品目录中选出相应的润滑油牌号。图14-31润滑油的粘度选择常用的润滑油润滑方法有下列几种：

(1)油浴润滑：把轴承局部浸入润滑油中，油面高度不高于最低滚动体的中心，此法不适用于高速，因为搅动油液将造成很大的能量损失。

(2)滴油润滑：适宜于需要定期润滑的轴承。

(3)飞溅润滑：是一般齿轮传动装置中轴承常用的润滑方法，即利用齿轮的转动把润滑齿轮的油甩到箱体的内壁上，然后通过适当的沟槽把油引入轴承。

(4)喷油润滑：适用于转速高、载荷大、要求润滑可靠的轴承。具体方法是：先用油泵将润滑油增压，然后通过油管经喷嘴将油喷射到轴承中去，流过轴承的润滑油经过滤冷却后再循环使用。

(5)油雾润滑：当轴承中滚动体的线速度非常高时，可采用油雾润滑，将润滑油在油雾发生器中变成油雾。雾化后的润滑油温度较低，这对轴承是有利的。14.6.6滚动轴承的密封密封的目的是为了防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。密封装置分为接触式和非接触式两大类。

1.接触式密封接触式密封是指在轴承盖内放置软材料(如毛毡、皮革或橡胶等)与转动轴直接接触而起密封作用。常见的结构形式有：

(1)毡圈密封，如图14-32所示。矩形剖面的毛毡安装在轴承盖的梯形槽内。它对轴表面产生一定的压力而起到密封作用。这种装置主要用于润滑脂润滑的轴承。要求环境清洁、轴颈圆周速度v≤4~5m/s，工作温度不超过90℃。图14-32接触式密封(a)毡圈密封;(b)皮碗密封