机械设计基础课件 模块10 轴承零件分析与设计

模块10轴承零件分析与设计单元10.1滑动轴承分析与设计单元10.2滚动轴承分析与设计模块10轴承零件分析与设计【学习目标】学习轴承摩擦状态的分类，学习滑动轴承的分类以及结构特点，学习不完全液体润滑滑动轴承的设计方法；学习滚动轴承的组成、类型及特点，学习滚动轴承的工作能力计算，学习滚动轴承的组合设计方法。完成滑动轴承结构设计；完成滚动轴承的寿命进行计算。【知识要点】（1）滑动轴承的分类、结构特点；（2）滑动轴承的材料、轴瓦的结构；（3）不完全液体润滑滑动轴承的设计计算；（4）滚动轴承的组成、类型及特点、常用滚动轴承的类型、代号及特性；（5）影响轴承承载能力的参数（包括游隙、极限转速、偏位角、接触角）、滚动轴承类型的选择；（6）滚动轴承的工作能力计算、滚动轴承的失效形式和计算准则；（7）滚动轴承的寿命计算、基本额定寿命、基本额定的载荷、当量动载荷；（8）角接触轴承的轴向载荷、滚动轴承的静强度计算；（9）滚动轴承的组合设计。单元10.1滑动轴承的分析与设计10.1.1滑动轴承工作原理1.

轴承简介支承轴及轴上零件，保持轴的旋转精度，减少转轴与支承之间的摩擦和磨损。

根据工作时摩擦性质不同，轴承分为滚动轴承和滑动轴承两大类。

当轴承与轴颈工作表面完全被润滑油膜分隔而不直接接触时，轴承的摩擦成为液体摩擦状态，这种轴承称为液体摩擦轴承。若轴颈与轴承表面间虽有润滑油，但未能将接触表面完全分隔，仍有局部的波峰接触时，称非液体摩擦轴承。2.

滑动摩擦的类型3.

滑动摩擦的承载机理和设计中的基本问题滑动轴承的工作原理是在支承的运动件和承导件之间形成一层流体（气或油）膜，当运动件转动时，在流体膜的各层之间产生摩擦阻力，流体将运动件和承导件分开。相对滑动表面要保持应有的润滑状况，除了保证正确的设计外，还要保证正确的润滑。在滑动轴承的设计中，主要包括：选定轴承的摩擦类型，决定其结构形式，选择轴瓦结构和材料，确定轴承的结构参数，确定润滑剂与润滑方式，轴承承载能力的校核与计算等基本问题。单元10.1滑动轴承的分析与设计10.1.2滑动轴承的分类和结构特点1.滑动轴承的分类滑动轴承的分类方法很多，按所承受载荷方向不同，可分为：向心滑动轴承—承受径向载荷；推力滑动轴承—承受轴向载荷；向心推力滑动轴承—承受径向、轴向联合载荷。按滑动轴承是否可以剖分又可分为整体式和剖分式。单元10.1滑动轴承的分析与设计2.滑动轴承的结构特点（1）整体式滑动轴承整体式径向滑动轴承。这种轴承分为有轴套和无轴套两种。轴套压装在轴承座中，并加止动螺钉以防相对运动。轴承座的顶部设有装有油杯的螺丝孔。轴承用螺栓固定在机架上。这种轴承结构简单、制造方便、成本低，但轴必须从轴承端部装入，装配不便，且轴承磨损后径向间隙不能调整，故多用于低速、轻载及间歇工作的地方，如绞车、手摇起重机等。整体式滑动轴承单元10.1滑动轴承的分析与设计（2）剖分式滑动轴承剖分式滑动轴承。由轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦、润滑装置和连接螺栓等组成。轴承座和轴承盖用止口定位和防止轴向移动；通过改变轴承座和轴承盖的间隙中的垫片来调整轴承盖的位置以夹紧轴瓦。装拆这种轴承时，轴不需轴向移动，故装拆方便，被广泛地应用。轴承剖分面最好与载荷方向垂直。一般剖分面是水平的或倾斜45º角，以适应不同径向载荷方向的要求。剖分式滑动轴承单元10.1滑动轴承的分析与设计（3）调心式滑动轴承调心式径向滑动轴承。当安装有误差或轴的弯曲变形较大时，轴承两端会产生接触磨损，因此对于较长的轴，轴的挠度较大不能保证两轴承孔的同轴度时，常采用调心轴承，调心轴承又称自位轴承。这种轴承的轴瓦和轴承体之间采用球面配合。球面位于轴颈轴线上。轴瓦能随轴的弯曲变形沿任意方向转动以适应轴颈的偏斜，可避免轴承端部的载荷集中和过度磨损。单元10.1滑动轴承的分析与设计（4）推力滑动轴承推力滑动轴承用于承受轴向载荷。常见的推力轴颈形状如图10-5所示。实心端面止推轴颈由于工作时轴心与边缘磨损不均匀，以致轴心部分压强极高，所以很少采用。空心端面止推轴颈和环状轴颈的工作情况较好。载荷较大时，可采用多环轴颈。

（a）实心式

（b）空心式

（c）单环式

（d）

多环式图10-5推力滑动轴承单元10.1滑动轴承的分析与设计10.1.3

滑动轴承的材料和轴瓦的结构1.

滑动轴承的材料轴承材料是指与轴颈直接接触的轴瓦或轴承衬的材料。对滑动轴承材料的要求有：具有足够的抗压、抗疲劳和抗冲击能力；良好的耐磨性和磨合性；良好的顺应性和嵌藏性；良好的工艺性、导热性及抗腐蚀性能等。滑动轴承的常用材料主要有金属材料、粉末冶金材料和非金属材料。金属材料又主要有轴承合金、青铜和铸铁。（1）轴承合金轴承合金（又称巴氏合金）。主要是锡、铅、锑、铜的合金。由于其耐磨性、塑性、跑合性、导热与吸附油的性能都好，故用于高速、重载或中速、中载的情况。但强度低，价格高，故通常作为轴承衬材料浇注在青铜、钢或铸铁的轴瓦表面上。（2）青铜青铜主要有锡青铜、铅青铜和铝青铜。青铜类材料强度高、耐磨和导热性好，但跑合性略差。锡青铜和铅青铜适于中速、重载轴承，铝青铜适于低速、重载轴承。单元10.1滑动轴承的分析与设计（3）铸铁铸铁主要是灰铸铁和耐磨铸铁，如HT150、HT200、HT250等。铸铁类材料的塑性和跑合性差，但价格低廉，适用于低速、轻载等不重要场合的使用。（4）粉末冶金材料粉末冶金材料由金属粉末和石墨高温烧结成型，是一种多孔结构金属合金材料。主要用于轻载、低速且不易经常添加润滑剂的场合。（5）非金属材料非金属材料主要是塑料、橡胶、石墨、尼龙等材料以及一些合成材料，其特点是成本低，对润滑无要求，易成型，抗振动。在家电、轻工、玩具、小型食品机械中使用较为广泛。单元10.1滑动轴承的分析与设计2.

轴瓦的结构常用的轴瓦结构有整体式和剖分式两类。

整体式

整体式轴承采用整体式轴瓦，整体式轴瓦又称轴套，分为光滑轴套和带纵向油槽轴套两种。

（a）光滑轴套（b）带纵向油槽轴套整体式轴瓦单元10.1滑动轴承的分析与设计为了使润滑油能均匀流到整个工作表面上，轴瓦上要开出油沟，油沟和油孔应开在非承载区，以保证承载区油膜的连续性。油沟的轴向长度应比轴瓦长度短，大约应为轴瓦长度的80%，不能沿轴向完全开通，以免油从两端大量泄露，影响承载能力。油孔和油沟应开在非承载区，以保证承载区油膜的连续性。图10-7所示为几种常见的油沟形式。

（a）

（b）

（c）图10-7油沟形式单元10.1滑动轴承的分析与设计轴瓦可由一种材料制成，也可在高强度材料的轴瓦基体上浇注一层或两层轴承合金作为轴承衬，称为双金属轴瓦或三金属轴瓦。为了使轴承衬与轴瓦基体结合牢固，可在轴瓦基体内表面或侧面制出沟槽，如图10-8所示。（a）（b）（c）图10-8瓦背内壁沟槽单元10.2滚动轴承的分析与设计10.2.1滚动轴承的组成、类型及特点1.

滚动轴承的组成滚动轴承一般由内圈1、外圈2，滚动体3和保持架4组成，如图10-10所示。内圈装在轴颈，外圈装在机座或零件的轴承孔内。多数情况下，外圈不动，内圈与轴一起转动。当内、外圈相对旋转时，滚动体在内、外圈的滚道上滚动，保持架使滚动体均匀分布并减少滚动体之间的碰撞和磨损。图10-10滚动轴承的基本结构单元10.2滚动轴承的分析与设计常见的滚动体有6种形状，如图12-10所示。图10-11滚动体的种类滚动轴承的内、外圈和滚动体一般采用专用的滚动轴承钢制造，如GCr9、GCr15、GCr15SiMn等，保持架则常用较软的材料如低碳钢板经冲压而成，或用铜合金、塑料等制成。滚动轴承具有摩擦阻力小、启动灵敏、效率高、旋转精度高、润滑简便和装拆方便等优点，广泛应用于各种机器和机构中。单元10.2滚动轴承的分析与设计2.

滚动轴承的类型和特点（1）按承受载荷方向或公称接触角的不同，可分为向心轴承和推力轴承（见表10-1）。表中的α为滚动体与套圈接触处的公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。表10-1各类轴承的公称接触角向心轴承：主要承受径向载荷。其公称接触角α=0°的轴承称为径向接触轴承；0°<α≤45°的轴承，称为角接触向心轴承。接触角越大，承受轴向载荷的能力也越大。推力轴承：主要承受轴向载荷。其公称接触角45°<α<90°的轴承，称为角接触推力轴承，其中α=90°的称为轴向接触轴承，也称为推力轴承。接触角越大，承受径向载荷的能力越小，承受轴向载荷的能力也越大，轴向推力轴承只能承受轴向载荷。

单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）按滚动体的形状分为球轴承和滚子轴承球轴承的滚动体与滚道表面的接触为点接触，承载能力和承受冲击能力小，但高速性能好。滚子轴承的滚动体与滚道表面的接触为线接触，承载能力和承受冲击能力大。（3）按工作时能否调心可分为调心轴承和非调心轴承。调心轴承允许的偏位角大。（4）按公差等级可分为0、6、5、4、2级滚动轴承，其中2级精度最高，0级为普通级。另外还有只用于圆锥滚子轴承的6x公差等级。（5）按滚动体的列数可分为单列、双列及多列滚动轴承。单元10.2滚动轴承的分析与设计表10-2常用滚动轴承的类型、代号及特性简表单元10.2滚动轴承的分析与设计（续表）单元10.2滚动轴承的分析与设计（续表）单元10.2滚动轴承的分析与设计10.2.2滚动轴承的代号表10-3滚动轴承代号的构成滚动轴承的类型很多，而各类轴承又有不同的结构、尺寸、公差等级和技术要求，为便于组织生产和选用，规定了滚动轴承的代号。我国滚动轴承的代号由基本代号、前置代号和后置代号组成，其构成见表10-3。基本代号——表示轴承的类型与尺寸等主要特征；后置代号——表示轴承的精度与材料的特征；前置代号——表示轴承的分部件。单元10.2滚动轴承的分析与设计1.

基本代号基本代号表示轴承的类型、结构和尺寸，是轴承代号的基础。基本代号由轴承类型代号、尺寸系列代号和内径代号三部分构成。（1）类型代号用数字或字母表示，其表示方法见表10-4。表10-4一般滚动轴承类型代号单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）尺寸系列代号尺寸系列代号由轴承的宽（推力轴承指高）度系列代号和直径系列代号组成。各用一位数字表示。轴承的宽度系列代号指：内径相同的轴承，对向心轴承，配有不同的宽度尺寸系列。轴承宽度系列代号有8、0、1、2、3、4、5、6，宽度尺寸依次递增。对推力轴承，配有不同的高度尺寸系列，代号有7、9、1、2，高度尺寸依次递增。在GB/T272-93规定的有些型号中，宽度系列代号被省略。轴承的直径系列代号指：内径相同的轴承配有不同的外径尺寸系列。其代号有7、8、9、0、1、2、3、4、5，外径尺寸依次递增。直径系列对比（3）内径代号单元10.2滚动轴承的分析与设计2.

前置代号前置代号用字母表示成套轴承的分部件。前置代号及其含义可参阅GB/T272-2017。3.

后置代号轴承的后置代号用字母（或加数字）等表示。后置代号的内容很多，下面介绍几种常用的后置代号。（1）内部结构代号用字母表示，紧跟在基本代号后面。如接触角α=15°、25°和40°的角接触球轴承分别用C、AC和B表示内部结构的不同。密封、防尘与外部形状变化代号。如“-Z”表示轴承一面带防尘盖；“N”表示轴承外圈上止动槽。（2）轴承的公差等级分为2、4、5、6、6X和0级，共6个级别，精度依次降低。其代号分别为/P2、/P4、/P5、/P6、/P6X和/P0。公差等级中，6X级仅适用于圆锥滚子轴承；0级为普通级，在轴承代号中省略。单元10.2滚动轴承的分析与设计（3）轴承的游隙分为1、2、0、3、4和5组，共6个游隙组别，游隙依次由小到大。常用的游隙组别是0游隙组，在轴承代号省略，其余的游隙组别在轴承代号中分别用符号/C1、/C2、/C3、/C4、/C5表示。（4）实际应用的滚动轴承类型是很多的，相应的轴承代号也是比较复杂的。以上介绍的代号是轴承代号中最基本、最常用的部分，熟悉了这部分代号，就可以识别和查选常用的轴承。关于滚动轴承详细的代号方法可查阅GB/T272-1993。代号举例：6308——表示内径为40mm，深沟球轴承，尺寸系列代号为03，正常结构，0级公差，0组游隙。7211C/P5——表示内径为55mm，角接触球轴承，尺寸系列代号为02，接触角α=15°，5级公差，0组游隙。单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）极限转速滚动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。滚动轴承转速过高会使摩擦面间产生高温，使润滑失效，从而导致滚动体退火或胶合而产生破坏。各类轴承极限转速数值可查轴承手册。10.2.3滚动轴承类型的选择1.

影响轴承承载能力的参数（1）游隙滚动体与内、外圈滚道之间的最大间隙称为轴承的游隙。如图10-12所示，将一套圈固定，另一套圈沿径向的最大移动量称为径向游隙，沿轴向的最大移动量称为轴向游隙。游隙的大小对轴承的运转精度、寿命、噪声、温升等有很大影响，应按使用要求进行游隙的选择或调整。图10-12滚动轴承的游隙单元10.2滚动轴承的分析与设计（3）偏位角安装误差或轴的变形等都会引起轴承内外圈中心线发生相对倾斜，其倾斜角θ称为偏位角，如图10-13所示。（4）接触角接触角α越大，轴承承受轴向载荷的能力越大。图10-13滚动轴承的偏位角单元10.2滚动轴承的分析与设计2.

滚动轴承类型的选择选用滚动轴承时，首先是选择轴承类型。选择轴承类型应考虑的因素很多，如轴承所受载荷的大小、方向及性质；转速与工作环境；调心性能要求；经济性及其他特殊要求等。（1）载荷条件轴承承受载荷的大小、方向和性质是选择轴承类型的主要依据。如载荷小而又平稳时，可选球轴承；载荷大又有冲击时，宜选推力轴承。轴承同时受径向和轴向载荷时，选用角接触轴承，轴向载荷越大，应选择接触角越大的轴承，必要时也可选用径向轴承和推力轴承的组合结构。应该注意推力轴承不能承受径向载荷，圆柱滚子轴承不能承受轴向载荷。（2）轴承的转速若轴承的尺寸和精度相同，则球轴承的极限转速比滚子轴承高，所以当转速较高且旋转精度要求较高时，应选用球轴承。推力轴承的极限转速低。当工作转速较高，而轴向载荷不大时，可采用角接触球轴承或深沟球轴承。对高速回转的轴承，为减小滚动体施加于外圈滚道的离心力，宜选用外径和滚动体直径较小的轴承。若工作转速超过轴承的极限转速，可通过提高轴承的公差等级、适当加大其径向游隙等措施来满足要求。单元10.2滚动轴承的分析与设计（3）调心性能轴承内、外圈轴线间的偏位角应控制在极限值之内，见表12-4。否则会增加轴承的附加载荷而降低其寿命。对于刚度差或安装精度差的轴系，轴承内、外圈轴线间的偏位角较大，宜选用调心类轴承，如调心球轴承（1类）、调心滚子轴承（2类）等。（4）允许的空间当轴向尺寸受到限制时，宜选用窄或特窄的轴承。当径向尺寸受到限制时，宜选用滚动体较小的轴承。如要求径向尺寸小而径向载荷又很大，可选用滚针轴承。（5）装调性能圆锥滚子轴承（3类）和圆柱滚子轴承（N类）的内外圈可分离，装拆比较方便。（6）经济性在满足使用要求的情况下应尽可能选用价格低兼的轴承。一般情况下球轴承的价格低于滚子轴承。轴承的精度等级越高，其价格也越高。在同尺寸和同精度的轴承中深沟球轴承的价格最低。同型号、尺寸，不同公差等级的深沟球轴承的价格比约为P0：P6：P5：P4：P2≈1：1.5：2：7：10。如无特殊要求，应尽量选用普通级精度轴承，只有对旋转精度有较高要求时，才选用精度较高的轴承。单元10.2滚动轴承的分析与设计10.2.4滚动轴承的工作能力计算1.

滚动轴承的失效形式和计算准则（1）滚动轴承的受载情况分析以深沟球轴承为例进行分析。如图10-14所示，当轴承受径向载荷Fr作用时，上半圈滚动体不受载，而下半圈各滚动体承受的载荷各不相同，处于作用线最低位置的滚动体所受载荷最大，通过理论分析可知F0≈(5/z)Fr。式中z为滚动体的数目。处于作用线两边位置的各滚动体，其承载逐渐减小。随着轴承内圈相对于外圈的转动，滚动体也随着运动。轴承元件所受的载荷呈周期性变化，即各元件是在交变的接触应力下工作的。图10-14滚动轴承的载荷分析单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）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。疲劳点蚀

滚动体和套圈滚道在交变接触应力的作用下会发生表面接触疲劳点蚀。点蚀使轴承在运转中产生振动和噪声，回转精度降低且工作温度升高，使轴承失去正常的工作能力。疲劳点蚀是轴承的主要失效形式。塑性变形

在静载荷或冲击载荷作用下，滚动体和套圈滚道可能产生塑性变形，出现凹坑，由此导致摩擦增大、运动精度降低，产生震动和噪声，导致轴承不能正常工作。磨

损

在润滑不良，密封不可靠及多尘的情况下，滚动体或套圈滚道易产生磨粒磨损，高速时会出现热胶合磨损，轴承过热还将导致滚动体回火。另外，滚动轴承由于配合、安装、拆卸及使用维护不当，还会引起轴承元件破裂等其他形式的失效，也应采取相应的措施加以防止。单元10.2滚动轴承的分析与设计（3）计算准则针对上述的主要失效形式，滚动轴承的计算准则为：1）对于一般转速（nlim＞n＞10r/min）的轴承，疲劳点蚀为其主要的失效形式，应进行寿命计算。2）对于低速（n≤10r/min）重载或大冲击条件下工作的轴承，其主要失效形式为塑性变形，应进行静强度计算。3）对于高转速的轴承，除疲劳点蚀外胶合磨损也是重要的失效形式，因此除应进行寿命计算外还要校验其极限转速。单元10.2滚动轴承的分析与设计2.

滚动轴承的寿命计算轴承寿命①在一定载荷作用下，滚动轴承运转到任一滚动体或套圈滚道上出现疲劳点蚀前，两套圈相对运转的总转数（圈数）或工作的小时数，称为轴承寿命。基本额定寿命②一批相同的轴承，在同样的受力、转速等常规条件下运转，其中有10%的轴承发生疲劳点蚀破坏（90%的轴承未出现点蚀破坏）时，一个轴承所转过的总转（圈）数或工作的小时数称为轴承的基本额定寿命。用符号L10（106r）或Lh（h）表示。基本额定动载荷③基本额定动载荷是指基本额定寿命为L10=106r时，轴承所能承受的最大载荷，用字母C表示。基本额定动载荷越大，其承载能力也越大。（1）基本额定寿命和基本额定的载荷单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）滚动轴承的寿命计算公式滚动轴承的寿命与承受的载荷有关，图示为在大量试验基础上得出的代号6207轴承的载荷—寿命曲线，该曲线表示这类轴承的载荷P与基本额定寿命L10之间的关系。对于其它型号的轴承，也有与上述曲线的函数规律完全一样的载荷—寿命曲线。把此曲线用公式表示为滚动轴承的L-P曲线式中L10的单位为106r。ε为指数。对于球轴承，ε=3；对于滚子轴承，ε=10/3。实际计算时，常用小时数表示寿命。则上式改写为单元10.2滚动轴承的分析与设计当轴承的工作温度高于100ºC时，其基本额定动载荷C的值将降低，需引入温度系数fT进行修正，得出轴承基本额定寿命计算公式为根据上式可整理出确定轴承型号公式为式中：

Lh——轴承的基本额定寿命（h）；n——轴承转速（r/min）；ε——轴承寿命指数；C——基本额定动载荷（N）；C′——所需轴承的基本额定动载荷（N）；P——当量动载荷（N）；fT——温度系数（表12-7）；[Lh]——轴承的预期使用寿命（h）。单元10.2滚动轴承的分析与设计3.滚动轴承的当量动载荷滚动轴承的基本额定动载荷是在一定的运转条件下确定的，如载荷条件：向心轴承仅承受纯径向载荷Fr,推力轴承仅承受纯轴向载荷Fa，实际上，轴承常常同时承受径向载荷Fr和轴向载荷Fa。因此，在进行寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的载荷，即当量动载荷，以P表示，其计算公式为P=XFr+YFa式中，X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数。考虑到实际工作中，还会出现附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力等等。计及这些影响，需引入载荷系数fp进行修正，故轴承的当量动载荷为：P=fp（XFr+YFa）

单元10.2滚动轴承的分析与设计4.角接触轴承的轴向载荷（1）角接触轴承的内部轴向力角接触球轴承、圆锥滚子轴承由于结构特点存在着接触角α，所以载荷中心不在轴承的宽度中点，而与轴心线交于O点，O点即为轴承实际支点，如图10-15所示。当其受到径向载荷Fr作用时，作用在承载区内的滚动体上的法向力F，可分解为径向分力Fr和轴向分力Fso,各滚动体上所受的轴向分力之和即为轴承的内部轴向力Fs，方向沿轴线由轴承外圈的宽边指向窄边。图10-15角接触球轴承中径向载荷所产生的轴向分力单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）角接触轴承轴向力Fa的计算为了使角接触轴承能正常工作，通常采用两个轴承成对使用，对称安装的方式。常见有两种安装方式：正装和反装，如图10-16所示。正装时外圈窄边相对；反装时外圈宽边相对。因此在计算轴承所受的轴向载荷时，不但要考虑Fs与Fa的作用，还要考虑到安装方式的影响。

(a)正装（面对面）

(b)反装（背对背）图10-16角接触轴承轴向载荷的分析单元10.2滚动轴承的分析与设计以正装为例分析轴承上所承受的轴向载荷。FA为轴向外载荷，轴承I、轴承II所受内部轴向力Fs1、Fs2。比较FA、Fs1和Fs2三者关系，会有下面两种情况：第一种情况：Fs1+FA＞Fs2如图12-18（a）所示，轴将有向右移动趋势，轴承II被端盖顶住而被压紧，轴承II上将受一外力Fs2′，而轴承I则处于放松状态。轴系若要正常工作，轴与轴承组件应处于平衡状态，则Fs1+FA=Fs2+s2′即Fs2′=Fs1+FA-Fs2。(a)Fs1+FA＞Fs2

图10-17轴向力示意图轴承II除受内部轴向力Fs2的作用外，还受到轴向外力Fs2′的作用，而轴承I仅受自身的内部轴向力Fs1的作用，则压紧端轴承II所受的轴向载荷为Fa2=Fs2+Fs2′=Fs1+FA

放松端轴承I所受的轴向载荷为

Fa1=Fs1单元10.2滚动轴承的分析与设计第二种情况：Fs1+FA＜Fs2时，如图10-17（b）所示，轴将有向左移动趋势，则轴承I被压紧，轴承II被放松，同上分析可得出：压紧端轴承I所受的轴向载荷为Fa1=Fs1+Fs1′=Fs2-FA放松端轴承II所受的轴向载荷为

Fa2=Fs2(b)Fs1+FA＜Fs2图10-17轴向力示意图由此可总结出计算角接触轴承轴向载荷的步骤如下：①

通过查表和分析安装方式，得出轴承内部轴向力Fs1和Fs2大小和方向。②

根据方向和大小比较FA、Fs1和Fs2三者关系，并判断出轴承的压紧端和放松端。③

压紧端的轴向载荷Fa等于除去其本身的内部轴向力外，所有轴向力的代数和（指向压紧端为正）。④

放松端的轴向载荷Fa等于其本身的内部轴向力Fs。设计实例单元10.2滚动轴承的分析与设计5.滚动轴承的静强度计算对于缓慢摆动或低转速（n<10r/min）的滚动轴承，其主要失效形式为塑性变形，应按静强度进行计算确定轴承尺寸。对在重载荷或冲击载荷作用下转速较高的轴承，除按寿命计算外，为安全起见，也要再进行静强度验算。（1）基本额定静载荷C0轴承两套圈间相对转速为零，使受最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值（向心和推力球轴承为4200MPa，滚子轴承为4000MPa）时的静载荷，称为滚动轴承的基本额定静载荷C0（向心轴承称为径向基本额定静载荷C0r，推力轴承称为轴向基本额定静载荷C0a）。各类轴承的C0值可由轴承标准中查得。实践证明，在上述接触应力作用下所产生的塑性变形量，除了对那些要求转动灵活性高和振动低的轴承外，一般不会影响其正常工作。单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）当量静载荷P0当量静载荷P0是指承受最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件下相当的接触应力时的假想静载荷。其计算公式为

P0=X0Fr+Y0Fa（10-5）式中，X0、Y0分别为当量静载荷的径向系数和轴向系数。若由式（10-5）计算出的P0<Fr，则应取P0=Fr。（3）静强度计算轴承的静强度计算式为

C0≥S0P0式中，S0称为静强度安全系数，其值可查设计手册。单元10.2滚动轴承的分析与设计10.2.5滚动轴承的组合设计1.滚动轴承的固定（1）两端单向固定

（a）

(b)图10-18两端单向固定的轴承单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）一端双向固定、一端游动(a)(b)图10-19一端双向固定、一端游动的轴系单元10.2滚动轴承的分析与设计（3）两端游动式图10-20两端游动的轴系单元10.2滚动轴承的分析与设计轴承在轴上一般用轴肩或套筒定位，轴承内圈的轴向固定应根据轴向载荷的大小选用图10-21（a）所示的轴端挡圈、圆螺母、轴用弹性挡圈等结构。轴承外圈则采用图10-21（b）所示的轴承座孔的端面（止口）、孔用弹性挡圈、压板、端盖等形式固定。（a）轴端挡圈、圆螺母、轴用弹性挡圈（b）端盖

图10-21单个轴承的轴向定位与固定单元10.2滚动轴承的分析与设计2.

轴承组合的调整（1）轴承间隙的调整常用的调整轴承间隙的方法有：1）如图10-18所示，靠增减端盖与箱体结合面间垫片的厚度进行调整；2）如图10-22所示，利用端盖上的调节螺钉改变可调压盖及轴承外圈的轴向位置来实现调整，调整后用螺母锁紧防松。图0-22利用压盖调整轴承间隙单元10.2滚动轴承的分析与设计（2）滚动轴承的预紧在轴承安装以后，使滚动体和套圈滚道间处于适当的预压紧状态，称为滚动轴承的预紧。预紧的目的在于提高工作的刚度和旋转精度。成对并列使用的圆锥滚子轴承、角接触球轴承及对旋转精度和刚度有较高要求的轴系通常都采用预紧方法。如图10-23所示，常用的预紧方法有在套圈间加垫片并加预紧力、磨窄套圈并加预紧力。图10-23轴承的预紧单元10.2滚动轴承的分析与设计（3）轴承组合位置的调整轴承组合位置调整的目的，是使轴上的零件如齿轮等具有准确的轴向工作位置。图10-24为圆锥齿轮轴承的组合结构，套杯与机座之间的垫片1用来调整轴系的轴向位置，而垫片2则用来调整轴承间隙。图10-24轴承组合位置的调整单元10.2滚动轴承的分析与设计3.

支承部位的刚度和同轴度为保证支承部分的刚度，轴承座孔壁应有足够的厚度，并设置如图10-25（a）所示的加强肋以增强支承刚度。为保证两端轴承座孔的同轴度，箱体上同一轴线的两个轴承座孔应一次镗出。如图10-25（b）所示，若轴上装有不同外径尺寸的轴承时，可采用套杯式结构，使两端轴承座孔的直径尺寸尽量相同，以便加工时一次镗出两轴承座孔。（a）

(b)图10-25支承部位的刚度和同轴度单元10.2滚动轴承的分析与设计4.滚动轴承的配合滚动轴承的配合是指轴承内圈与轴颈、外圈与轴承座孔的配合。因为滚动轴承已经标准化，轴承内孔与轴径的配合采用基孔制，轴承外圈与轴承座孔的配合采用基轴制。一般说来，转动圈（通常是内圈与轴一起转动）的转速越高，载荷越大，工作温度越高，则内圈与轴颈应采用越紧的配合。轴颈公差带常取n6、m6、k6、js6等；座孔的公差带常用J7、J6、H7和G7等，具体选择可参考有关的机械设计手册。单元10.2滚动轴承