第 18 章 滚动轴承

1. 第18章 滚动轴承 太原理工大学机械零件教研室

2. 圆柱滚子 球 滚针 圆锥滚子 滚子 鼓形滚子 非对称鼓形滚子 螺旋滚子 • 18.1 概述 • 标准件 • 18.1.1 构造 • 内圈：一般随轴转动，有滚道，限制滚动体的侧向移动 • 外圈：一般不转动，有滚道，限制滚动体的侧向移动 • 滚动体：核心元件，在滚道中产生滚动摩擦有球、圆柱磙子、圆锥磙子等 • 保持架：将滚动体均匀分开，避免相互碰撞，减小磨损（如果滚动体接触，速度方向相反，是两倍），减少发热

4. 内圈、外圈、滚动体：轴承铬钢GCr15， 硬度 60~65 HRC 保持架：低碳钢；铜、铝、工程塑料 • 18.1.2 材料

5. 18.1.3 优缺点 • 摩擦小，效率高 • 径向游隙小，运转精度高 • 宽度小，结构紧凑 • 大多可受轴向和径向载荷，结构简单 • 易于维护，易于更换 • 标准件，成本低 • 承受冲击载荷能力差 • 寿命较低，径向尺寸大 • 18.2 滚动轴承的类型和选择 • 18.2.1 滚动轴承的类型 • 公称接触角α：向心推力轴承滚动体与外圈接触处的法线与半径方向的夹角 • 滚针轴承：用于径向尺寸受限的场合P365图18.5 • 类型：见下页，性能和特点P360表18.1  N N

6. 径向接触轴承 向心轴承 向心角接触轴承 按公称接触角 分类 推力角接触轴承 主要承受 推力轴承 也承受较小 轴向接触轴承 主要承受 只能承受 ：滚动体同外圈滚道接触点的法线与垂直于轴承轴心线的平面之间的夹角 同时承受 和 球轴承亦能承受较小 轴向承载能力

7. 18.2.2 滚动轴承类型的选择 • 转速：高转速选球轴承，低转速大载荷选磙子轴承 • 载荷：同时受径向和轴向载荷选角接触轴承或磙子轴承，主要受径向载荷则选深沟球，推力大选推力角接触轴承 • 轴承内、外圈间的倾斜角要控制在允许范围 • 为便于装拆可选用内外圈分离型 • 经济上球轴承比磙子轴承便宜 高速、轻载 球轴承 低速、重载 滚子轴承

9. 18.3　滚动轴承代号 前置代号 分部件： 内圈L 外圈 保持架 K 滚动体 基本代号 五 四 三 二 一 类型 内径20~480 直径系列2轻3中4重 宽度系列多数正常系列可不标 后置代号 特殊材料 特殊结构 C15 AC25 B 40 公差/P2、4、5、6、6x、0 游隙/C1、2、0、3、4、50 例:7211C/P5 角接触球轴承、正常宽度、轻系列、直径55、接触角15  5级精度；常用游隙。

10. Fa • 尺寸系列见P367 • 轴承内径代号见P368表18.3及其中 的例子 • 前置代号见p369 • 后置代号见p369(注意配置代号) • 背对背(宽边对宽边)、面对面、串联（P369） • 18.4 滚动轴承的力分析、失效和计算准则 • 18.4.1 向心轴承中作用力的分布 • 推力轴承可以认为载荷平均分担，径向轴承则不然 • 推力轴承 F0 =Fa /z • 向心轴承，在载荷Fr的作用下, 根据变形关系，中间滚动体受力 最大，向两边逐渐减小

11. 失效形式 计算准则 动载荷 引起点蚀 静载荷 引起塑性变形 • 18.4.2 角接触轴承中的附加轴向力 • 角接触轴承受径向力时会产生附加轴向力，计算方法见P371表18.4 • 由于会产生轴向力，方向由宽边指向窄变，故应配对使用 • 18.4.3 滚动轴承的失效 • 点蚀、塑性变形、磨损、元件破裂 控制动载荷 控制静载荷 控制动载荷 疲劳寿命计算 控制静载荷 静强度校核

12. 径向 轴向 • 计算准则：接触疲劳寿命计算和静强度计算，低速轴承可仅仅做静强度计算 • 18.5 滚动轴承的动载荷和寿命计算 • 18.5.1 基本额定动载荷和基本额定寿命 • 轴承寿命：轴承出现点蚀时运转的转速或小时数，单个轴承的寿命不能作为同型号的一批轴承的寿命 • 基本额定寿命 ：一批相同的轴承中90％的轴承不发生疲劳点蚀前的总转数（以106为单位）或小时数。基本额额定寿命用 L10或L10h 来表示。（一批相同轴承在试验条件下，10%的轴承发生 • 疲劳点蚀时所达到的寿命，对单个轴承而言，能达到此寿命的可　　　　靠度为 ９０％） • 基本额定动载荷：标准规定，基本额定寿命等于106转时轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用符号Co表示，也就是说在基本额定动载荷下，轴承可以工作106转，而不点蚀,其可靠度为９０％。该值越大，承载能力越强。 向心轴承 纯径向载荷 基本额定动载荷 C 推力轴承 纯轴向载荷

13. 18.5.2 当量动载荷：将同时受径向力和轴向力的轴承力转化为一个计算载荷，在该载荷作用下的轴承寿命与实际相同 • 计算公式：P=XFr+YFa • X、Y径向和轴向动载荷系数见P374表18.7 • 18.5.3 基本额定寿命计算 • PεL10=常数 载荷—寿命曲线（6208）

15. 例题18.1 • 一磙子轴承，ε=10/3 问：P变为2P，C变为2C及n变为2n时,L10有何变化，如果同时将P变为2P，n变为2n时L10有何变化？ 解： 1、P变为2P 2、C变为2C 3、n变为2n

16. 18.5.4 角接触轴承的载荷计算 • 载荷作用中心（查手册） FR FS1 FS2 Fr1 Fr2 FR FS1 Fr1 FS2 Fr2

17. 轴向载荷计算 • 根据外加轴向载荷FA及内部轴向力FS1、FS2“判断”： • 压紧端产生平衡反力F1’故Fa1=Fs1+F1’=Fs1+(Fs2+Fa-Fs1)=fs2+Fa • 放松端相当于不受外部轴向力 FR FS2  FS1  FA Fr1 Fr2 轴承 被压紧，轴承被放松则 Fa1= FA + FS2 （Fs2+Fa>Fs1） Fa2= FS2 轴承 被压紧，轴承 被放松则 Fa1= FS1 (Fs2+Fa<Fs1 )Fa2= FS1 -FA 结论： 1. “放松”轴承的轴向力等于其内部轴向力； 2. “压紧”轴承的轴向力等于除本身附加轴向力外，其它外力的代数和。

18. 例题18.2图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承，轴颈d0=30~35mm； 齿轮分度圆直径d=45mm，Ft=3000N，Fr=1200N， Fa=900N；n=385rpm，中等冲击载荷；计算轴承寿命。 解：选取轴承型号“30206”（7206） C=24.8kN，e=0.36，Y=1.7 • 垂直平面 Rr1= Rr2 = 600 • Ra1=Ra2=202.5 • 则 RVI=397.5， RV2=802.5   R1 1.计算径向力 水平平面 Rt1= Rt2=1500 R2 50 50 Ft Rt1 Rt2 Fr Fa Rr1 Rr2 Ra1 Ra2

19. FS1 FS2 Fa=900N   R1 R2 • 2.计算轴向力 由手册 C=24.8kN，e=0.36，Y=1.7 轴承放松：轴向力 A1= FS1 =456N 轴承压紧：轴向力A2 = Fa + FS1 =1356N • 3.计算当量动载荷 P1=fPR1=1.51552=2328N P2=fP (XR2 +Y A2 )=1.5 (0.4  1701+1.7  1356)=4478N • 4.计算寿命

20. 18.5.5 不稳定载荷下的轴承寿命计算（P379） • 18.5.6 修正额定寿命（如果要求可靠度非90%）

21. 18.6 滚动轴承的静载荷计算 • 18.6.1 基本额定静载荷 • 基本额定静载荷C0：使受载最大的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值的载荷 • 当量静载荷P0： P0 =X0Fr+Y0Fa（有关系数见表18.12） • 静载荷计算： S0 ——静强度安全系数表18.14 S0 1？

22. 18.7 极限转速 • 每种轴承的极限转速n0可从手册中查出。其适用于： • 润滑、冷却条件正常； • 向心轴承仅受径向载荷，推力轴承仅受轴向载荷； • 0级公差； • 不符上述条件时应进行修正： 例题 18.5

23. 18.8 成对安装角接触轴承的计算特点 • 计算当量载荷时，径向和轴向载荷系数X、Y按双列轴承查取；e 值按单列轴承查取。 例题18.6

24. 18.9 滚动轴承的组合设计 • 主要考虑因素：轴系的固定、轴承与相关零件的配合、轴承的润滑与密封、提高轴系的刚度 • 18.9.1 滚动轴承轴系支点固定的结构型式 • 两端单向固定：两端的轴承各限制一个方向的轴向移动

25. 一端双向固定一端游动：轴系的一端限制两个方向的轴向移动一端双向固定一端游动：轴系的一端限制两个方向的轴向移动

26. 两端游动

27. 轴承内圈和外圈轴向固定结构（P390图18.29,18.30,18.31）轴承内圈和外圈轴向固定结构（P390图18.29,18.30,18.31） • 轴肩与套筒

28. 圆螺母、轴端挡圈

29. 轴承游隙及轴系的轴向位置调整方法 圆螺母 垫片

30. 装拆的方便性

31. 18.9.2 滚动轴承的配合 • 内圈与轴：基孔制，过盈配合n6,m6,k6,j6,js6，仅标轴 • 外圈与孔：基轴制，H7,G7等，仅标孔 • 经常拆卸用松配合，尺寸大、载荷大、振动高速应选用紧配合 • 18.9.3 提高轴系刚度的措施 • 选择合理的轴承类型（P391） • 合理安排轴承的组合方式（图18.33和表18.16） • 轴承的予紧的作用及予紧方法（图18.35） • 18.10 滚动轴承的润滑和密封 • 18.10.1 滚动轴承的润滑 • 目的：降低阻力、散热、吸振、防锈 • 方式：脂；浸油、滴油、喷油、油雾； • 与速度有关，参见表18-17： • 脂润滑的dn（mm.r/min）值界限（2~3）105 装填量不超过轴承 空间的1/3～2/1 • 浸油润滑时，油面 不高于最下方滚动 体的中心;

32. 目的：防尘、防漏油 方式（表18.18）：1.接触式密封 毡圈 V5~7m/s O形密封圈V ~3m/s 唇形密封圈 V10~15m/s 机械密封（端面密封） 2.非接触式密封 沟槽密封 离心式密封（甩油密封） 迷宫密封 螺旋密封 • 18.10.2 滚动轴承的密封 毡圈密封 唇形密封圈

33. 沟槽密封 甩油密封

34. 曲路密封（迷宫密封）

35. 轴系由一对相同的圆锥滚子轴承支承，两轴承的当量动载荷分别为P1＝4800N，P2＝7344N，轴转速n=960r/min，若要求轴承预期寿命，轴承的基本额定动载荷应为多少？轴系由一对相同的圆锥滚子轴承支承，两轴承的当量动载荷分别为P1＝4800N，P2＝7344N，轴转速n=960r/min，若要求轴承预期寿命，轴承的基本额定动载荷应为多少？ 解：因为 ，应按2轴承求C， 选一对相同的圆锥滚子轴承，基本额定动载荷应大于或等于64283N。

36. 圆锥滚子轴承30206（旧7206）的基本额定动载荷C＝24800N，极限转速nlim＝6000r/min，承受当量动载荷P＝5800N，要求预期寿命[Lh]=10000h，求这个轴承允许的最高转速为多少。圆锥滚子轴承30206（旧7206）的基本额定动载荷C＝24800N，极限转速nlim＝6000r/min，承受当量动载荷P＝5800N，要求预期寿命[Lh]=10000h，求这个轴承允许的最高转速为多少。 考虑极限转速 综合考虑，轴承允许的最高工作转速为211.5 r/min。

37. 如图所示，轴支承在一对7209AC角接触球轴承上，FR＝3000N，内部轴向力FS＝0.7Fr。求：如图所示，轴支承在一对7209AC角接触球轴承上，FR＝3000N，内部轴向力FS＝0.7Fr。求： 1）两轴承各受多大径向力和轴向力。 2）哪个轴承寿命低？为什么？ 1） ， 2） ，两轴承C、相同，L2>L1，左轴承寿命低。

38. 悬臂起重机用的圆锥齿轮减速器主动轴采用一对30207圆锥滚子轴承（如下图），已知锥齿轮平均模数mm=3.6mm，齿数z＝20，转速n=1450r/min，轮齿上的三个分力FT＝1300N，FR=400N，FA=250N，轴承工作时受有中等冲击载荷（可取冲击载荷系数fd=1.5)，要求使用寿命不低于12000h，试校验轴承是否合用。悬臂起重机用的圆锥齿轮减速器主动轴采用一对30207圆锥滚子轴承（如下图），已知锥齿轮平均模数mm=3.6mm，齿数z＝20，转速n=1450r/min，轮齿上的三个分力FT＝1300N，FR=400N，FA=250N，轴承工作时受有中等冲击载荷（可取冲击载荷系数fd=1.5)，要求使用寿命不低于12000h，试校验轴承是否合用。 注：30207，内部轴向力 ，X = 1，Y = 0。基本额定载荷

39. 1）锥齿轮平均半径rm 2）轴承上的径向载荷 轴承1上径向载荷 轴承2上的径向载荷

40. 3）轴承上的轴向载荷 4）当量动载荷 ，取 5） 符合要求。

41. 结 束