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注意代号结构特点：承受载荷的大小，方向，极限转速高低，是否有调心性能等 特别注意最常用几种 ①深沟球轴承（向心球轴承）——6（0）主要承受径向载，也可受一定双向轴向载荷，f小精度高，结构简单，价格低，最常用。 ②调心球轴承（111）（调心滚子（2、3））——主要承受径向载荷，也可承受较小的双向轴向力，能自动调心，适于轴的刚性较差的场合。 ③圆柱滚子轴承——N（2）只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷，承载能力大，支承刚性好，外圈或内圈可以分离，或不带内外圈，适于要求径向尺寸较小的场合。 ④角接触球轴承——7（6）能同时承受径向载荷和单向轴向力，接触角，越大，承载Fa能力越高，为承受双向轴向力应成对使用，对称安装。 ⑤圆锥滚子轴承——3（7）能同时承受径向载荷和单向Fa，越大，承受Fa能力越大，承载能力高于角接触球轴承，但极限转速稍低，外圈可分离，一般应成对使用，对称安装，但安装调整比较麻烦。 ⑥推力球轴承——5（8）单向推力球轴承51000—只能受单向Fa；双向推力球轴承52000—能承受双向Fa。不能受Fr，且极限nj转速较低，高速时，由于离心力较大，钢球与保持架磨损发热较严重。 ⑦滚针轴承，↑Fr，承载能力较高 ∴高速时用深沟球轴承或角接触球轴承代替。 另：注意优化选用深沟球轴承！ 二、滚动轴承的代号 滚动轴承类型和尺寸规格繁多，为便于设计和选用，标准规定了用代号表示滚动轴承的类型、尺寸、结构特点及公差等级等。 国家标准：GB/T272-93（向ISO靠）（替代GB272-88），滚动轴承代号的构成见表13-2 前置代号（字母） 基本代号（数字、字母） 后置代号（字母+数字） 五 四 三 二 一 ∣ 轴 承 分 部 件 代 号 ∣ 类 型 代 号 ∣ 宽 度 系 列 代 号 ∣ 直 径 系 列 代 号 ∣ 内 径 代 号 ∣ 内 部 结 构 代 号 ∣ 密 封 与 防 尘 代 号 ∣ 保 持 架 及 材 料 代 号 ∣ 特 殊 轴 承 材 料 代 号 ∣ 公 差 等 级 代 号 ∣ 游 隙 代 号 ∣ 多 轴 承 配 置 代 号 ∣ 其 它 代 号 1、基本代号——表示轴承的内径、尺寸系列和类型，最多为五位 （1）轴承类型——基本代号右起五位用数字或字母表示（尺寸系列代号如有省略，则为第4位，）或基本代号左起第一位。见表13-1，重点：6—深沟球~；3—圆锥滚子~；5—推力球~；7—角接触球~；1—调心球；N—圆柱滚子~。 （2）尺寸系列——表示轴承在结构、内径相同的条件下具有不同的外径和宽度，基本代号右起三、四位。 宽度系列——右起第四位——某些宽度系列（主要为0系列和和正常系列）代号可省略，详见表13-1中带（）的代号。 直径系列——右起第三位——相同内径，不同直径系列轴承的尺寸对比如图13-5所示。 组合见表13-3 （3）轴承的内径——基本代号右起一二位数字。 a) d=10, 12, 15, 17mm时 代号00 01 02 03 b) 内径d=20~480mm，且为5的倍数时 代号=d/5或d=代号×5(mm) (c) d10mm，或d500mm，及d=22，28，32mm时 代号/内径尺寸（mm） 2、前置代号——表示轴承的分部件，用字母表示。 L——可分离轴承的可分离内圈或外圈如LN207 K——轴承的滚动体与保持架组件K81107 R——不带可分离内圈或外圈的轴承，如RNU207 NU——表示内圈无档边的圆柱滚子轴承 WS、GS——分别为推力圆柱滚子轴承的轴圈和座圈，如WS81107、GS81107。 3、后置代号——反映轴承的结构、公差、游隙及材料的特殊要求等，共8组代号。 （1）内部结构代号——反映同一类轴承的不同内部结构 例：C、AC、B——代表角接触球轴承的接触角，和，E代表增大承载能力进行结构改进的增强型等，如7210B，7210AC，NU207E （2）密封、防尘与外部形状变化代号 —RS——一面有骨架式橡胶密封圈（接触式） —RZ——一面有骨架式橡胶密封圈（非接触式） —Z——一面有防尘盖 例：6210-2RS —FS——一面有毡圈密封 字母前加数字2，则说明是两面有~ R、N、NR——轴承外圈带有止动挡边、止动槽、止动槽并带止动环，例：6210N （3）轴承的公差等级 精度高 ————————————→低 公差等级 2 4 5 6 6X 0 代号 新标准 /P2、/P4、/P5、/P6、/P6X、/P0 旧标准 B C D EX E G——普通级可省略 （4）轴承的径向游隙 游隙 小 ————————→大 游隙组别 1， 2， 0， 3， 4， 5 代号 /C1、/C2、 /C3、/C4、/C5 C1、C2——小游隙组；0——不标（基本游隙）；C3、C4、C5——大游隙组 （5）保持架代号 表示保持架在标准规定的结构材料外，其他不同结构型式与材料。 A、B分别表示外圈引导和内圈引导 J——钢板冲压 Q——青铜实体 M——黄铜实体 保持架 N——工程塑料 其他在配置、振动、噪声、摩擦力矩、工作温度、润滑等方面的特殊要求的代号表示见标准GB/T272-93，或厂家的说明。 例13-1，试说明下列轴承代号的含义，见P502 三、滚动轴承类型的选择 应根据轴承的工作载荷（大小、方向和性质）、转速高低、支承刚性、安装精度、结合各类轴承的特性和应用经验进行综合分析，确定合适的轴承。 几条基本原则： 1） n高，载荷小，要求旋转精度高→采用球轴承 n低，载荷大，或有冲击载荷时→采用滚子轴承——但滚子轴承对轴线） 主要受径向载荷Fr时→用向心轴承 主要受轴向载荷Fa，n不高时用推力轴承 同时受Fr和Fa均较大时——可采用角接触球轴承7类（n较高时）或圆锥滚子轴承3类（n较低时） Fr较大，Fa较小时——深沟球~ Fa较大，Fr较小时——深沟球~+推力球轴承组合，或推力角接触轴承。 3）要求nnlim——极限转速 6、7、N——极限转速较高 推力轴承——极限转速较低，∴只受Fa而n较高时——不用推力轴承而宁可用6\7两类，球轴承极限转速高于滚子轴承，轻系列极限转速高于中或重系列轴承。 4）当轴的刚性较差或轴承孔不同心时宜用调心轴承，如图13-6 5）为便于装拆和间隙调整，可选用内、外圈不分离的轴承。 6）6、7两点轴承一般应成对使用，对称安装。 7）施转精度较高时，应选用较高的公差等级和较小的游隙 转速较高时，应选用较高的公差等级和较大的游隙 公差等级越高，轴承价格越贵 滚子轴承价格高于球轴承，深沟球轴承价格最低 8）优先考虑用普通公差等级的深沟球轴承。 §13—3 滚动轴承的受力分析、失效形式及计算准则 一、滚动轴承的载荷分布 1、滚动轴承受轴向载荷Fa（A） 中心轴向力Fa作用下——Fa由各滚动体平均分担 2、向心轴承受径向载荷R 如图13-7所示，上半圈滚动体不受力，下半圈滚动体受力，且根据变形协调条件，在R作用线下方滚动体变形和受力最小，滚动体所受的最大接触载荷为 （深沟球轴承） Z——滚动体数 （13-1） （圆柱滚子轴承） 由于游隙的存在，受载滚动体小于半圈，而作用一定的轴向载荷，则可使承载区扩大。 3、角接触轴承同时受R和A （1）角接触轴承的派生轴向力S 由于滚动体与滚道接触点的法线与轴承中心平面有接触角 承载区流动体i→法向力Qi Ri——径向分力 ΣRi=R——外载 Si——轴向分力 ΣSi=S——派生轴向力。 派生轴向力S≈1.25Rtgα——或接表13-4 （13-2） S方向——沿轴承外圈宽边指向窄边，通过内圈作用于轴上，有使内、外圈分离的趋势。∴要成对使用、对称安装。 （2）轴向载荷对载荷分布的影响 如图13-8所示，受R作用时，派生轴向力S迫使轴颈（连同轴承内圈和滚动体）向左移动，并与轴向力A平衡 ①当只有下面+滚动体受载时 或 而 ——载荷角，A与R的合力F与径向平面的夹角如图13-8 ∴， ②受载滚动体增多时，在同样R作用下，派生轴向力S↑ ∵各滚动体法向力Qi方向各不相同，其径向分力Ri（方向不同）向量之和与R平衡，但；而Qi→（产生）Si方向均相同，∴S是Si的代数和 ∴在同样的径向载荷R作用下由多个滚动体接触分别派生的轴向力的合力S大于只有一个滚动体受载时派生的轴向力 设受载滚动体个数为n，则 （13-4） ∴ （13-5） 、——多个滚动体受载的条件 结论： 1）角接触轴承及圆锥滚子轴承必须在径向载荷R和轴向载荷A的联合作用下工作，或成对使用对称安装。 2）为使更多的滚动体受载应使 3）R不变时，A由最小值（一个滚动体受载）逐渐增大（即角增大），则受载滚动体数↑ 当时，下半圈滚动体受载 当时，开始使全部滚动体受载。如图13-9 4）实际工作时，至少达到下半圈滚动体受载，∴安装这类轴承不能有较大的轴向窜动量。或应成对使用，对称安装。 二、轴承工作时轴承元件上载荷与应力的变化 滚动体进入承载区后，所受的载荷由零增加到Qmax，然后再逐渐减小到零——其应力为不稳定脉动循环变化，转动套圈上各点承载情况及应力情况，也是不稳定脉动循环变应力。如图13-30a所示。 固定套圈上某一点上的载荷和应力是稳定的脉动循环变应力。如图13-10b所示。 三、滚动轴承的失效形式和计算准则： 主要失效形式： 1）疲劳点蚀——安装润滑和维护良好情况下的正常失效形式 ——主要的失效形式和轴承寿命计算的依据 2）塑性变形——转速很低或作间歇摆动时的主要失效形式 ——引起振动、噪声、摩擦力矩增大，运转精度降低 磨损——润滑不良和密封不严的情况下，或多尘条件下工作的轴承的主要失效形式。有磨磨损和粘着磨损（烧伤） 磨损后果：轴承游隙加大，运动精度降低，振动和噪声增加。 计算准则：一般轴承1）进行疲劳寿命计算（针对点蚀）；2）静强度校核。 低速轴承：只进行②（静强度~） 高速轴承：①进行疲劳寿命计算；②校验极限转速。 全因发热引起粘着：磨损和烧伤 §13—4 滚动轴承的动载荷和寿命计算 一、基本额定寿命和基本额定动载荷 1、基本额定寿命L10 轴承寿命：单个滚动轴承中任一元件出现疲劳点蚀前运转的总转数或在一定转速下的工作小时数称~。由于材料、加工精度、热处理与装配质量不可能相同 但同一批轴承在同样的工作条件下，各个轴承的寿命有很大的离散性，所以，用数理统计的办法来处理。 基本额定寿命L10——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数（以106为单位）或一定转速下的工作时数 ——失效概率10% 2、基本额定动载荷C——由试验得到，见轴承手册和样本。 轴承的基本额定寿命L10=1（106转）时，轴承所能承受的载荷称~。在基本额定动载荷作用下，轴承可以转106转而不发生点蚀失效的可靠度为90%。 纯径向载荷——向心轴承 基本额定动载荷C 纯轴向载荷——推力轴承 指引起套圈间产生相对——角接触球轴承和圆锥滚子轴承 径向位移时载荷的径向分量 二、滚动轴承的当量动载荷P（实际载荷） 定义：将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的假想载荷，该假想载荷称为：当量动载荷P 在当量动载荷P作用下的轴承寿命与实际联合载荷作用下的轴承寿命相同 1．对只能承受径向载荷R的轴承（N、NA轴承） P=R 2．对只能承受轴向载荷A的轴承（推力球（5）和推力滚子（8）） P=A 3．同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承 P=XR+YA X——径向载荷系数，Y——轴向载荷系数，X、Y——见表13-5 考虑冲击、振动等动载荷的影响，使轴承寿命降低，引入载荷系数fp—表13-6 则： P=fRR ——受R P=fPA ——只受A P=fP(XR+YA) ——同时有R和A 三、滚动轴的寿命计算公式 载荷与寿命的关系曲线~球轴承 ——寿命指数 = 10/3——滚子轴承 根据定义：，P=C（轴承所能承受的载荷为基本额定功载荷） ∴ ∴ （106r） (13-9) 按小时计的轴承寿命： （h） （13-10） 考虑当工作t120℃时，因金属组织硬度和润滑条件等的变化，轴承的基本额定动载荷C有所下降，∴引入温度系数ft——表13-7——对C修正，则 （106r） （h） 当P、n已知，预期寿命为，则要求选取的轴承的额定动载荷C为 N ——选轴承型号和尺寸！ （13-11） 不同的机械上要求的轴承寿命推荐使用期见表13-8 四、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷A的计算。 该类轴承受R→产生派生轴向力S（表13-4），∴要成对使用，对称安装 1）派生轴向力大小方向：a)正装（面对面），支点跨距小，适合于传动零件位于两支承之间；b)反装（背靠背），实际支距变大，适合于传动零件处于外伸端 2）实际轴向载荷A的确定 如图13-12所示 （1）当时 轴有向左移动的趋势，使轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”，压紧的轴承1外圈通过滚动体将对内圈和轴产生一个阻止其左移的平衡力，使 ∴轴承1的实际轴向载荷为 轴承2上的轴向力，由力的平衡条件 ——本身的派生轴向力 （2）当时 轴有右移的趋势，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”，“2”上产生一个平衡力，使 ∴轴承2实际所受的轴向力为 轴承1实际所受的轴向力，由力的平衡条件 ——本身派生轴向力 最终：——使轴上的轴向载荷处于平衡，而非 结论：——实际轴向力A的计算方法 1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧”和“放松”的轴承。 2）“压紧”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外，轴上其他所有轴向力代数和。 3）“放松”端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力 或A=max本身派生轴向力，除派生轴向力外轴上其他轴向载荷代数和（方向与派生轴向力相反为+） 例13-2：P511页 五、不稳定载荷和转速下的轴承寿命计算 载荷P和转速n变化时，按疲劳损伤累积假设求出平均当量转速nm和平均当量动载荷Pm→求轴承寿命，没轴承的当量动载荷为：P1、P2、P3、…、Pk；转速为：n1、n2、n3、…、nk；所占时间百分比：a1、a2、a3、…、ak 则滚动轴承的平均当量转速 （13-14） 平均当量动载荷P （13-15） ∴将式（13-14）、（13-15）代入轴承寿命计算公式（13-10a）得 （13-16） 六、不同可靠度时滚动轴承的寿命Ln 前面公式中计算得到的轴承寿命的可靠度为90%，而各种机械中所要求轴承的寿命的可靠度不一样，∴为计算不同可靠时轴承的寿命，引入寿命修正系数a1，则 （13-17） L10——为轴承的基本额定寿命，其可靠度为90% a1——可靠度不为90%时，额定寿命修正系数，其值见表13-9 Ln——可靠度为1-n时轴承的额定寿命（h） 将（13-17）代入式（13-10a）得 （h） (13-18) 给定可靠度和该可靠度下m轴承寿命Ln(h)时，选择轴承时所需的轴承基本额定动载荷C的计算式为： （13-19） §13—5 滚动轴承的静载荷与极限转速 一、滚动轴承的静载荷 1、基本额定静载荷C0——取决于正常运转时轴承允许的塑性变形量 ——即受载最大的滚动体与滚道接触处中心处引起的接触应力达到一定值（例调心球：4600Mpa；其他球轴承：4200Mpa；滚子轴承：4000Mpa ） 2、按静载选择轴承的条件： （13-20） S0——轴承的静强度安全系数（表13-10） P0——轴承的当量静载荷（假想载荷）。在当量载荷作用下轴承的塑性变形量与实际载荷作用下轴承的塑性变形量相同。 （13-21） R、A——轴承所受的实际径向和轴向载荷 X0、Y0——静径向和轴向载荷系数——表13-11 如果P0R，则取 P0=R 或 （13-21a） 二、滚动轴承的极限转速 n过高→产生高温→润滑剂性能（粘度↓）→使油膜破坏→滚动体回火磨损或胶合失效 ——适用于0级公差，润滑冷却却正常，轴承载荷P≤0.1C，向心轴承只受径向载荷，推力轴承只受轴向载荷的轴承。 当P0.1C，轴承受联合载荷时，润滑情况变坏，∴应对极限转速进行修正，这时轴承实际许用转速为 （13-22） f1——载荷系数，图13-13 f2——载荷分布系数，图13-14 如果→措施：1.改进润滑；2.改善冷却条件；3.提高轴承精度；4.适当增大游隙；5.改变轴承和保持架的材料（采用特殊材料） 例13-3 例13-4 §13—6 滚动轴承的组合结构设计 滚动轴承的组合结构设计包括：轴承的固定、调整、预紧、配合、装拆、润滑和密封等问题。 一、滚动支承的结构型式 正常的滚动轴承支承应使轴能正常传递载荷而不发生轴向窜动及轴受热膨胀后卡死等现象。常用的滚动轴承支承结构型式有三种： 1、两端固定支承——常用，结构简单，安装调整方便 如图13-16所示，每个支点轴承内、外圈均单方向轴向固定 靠外圈端面与轴承端盖间留有间隙补偿轴的受热伸长，间隙的大小或轴承内轴向游隙的大小靠端盖与轴承座端面间调整垫片条调节。 适于普通工作温度下较短轴（跨距L≤400mm）的支承。 当采用角接触轴承时时有 正装结构（图13-17a）→跨距L1，悬臂距离大，支承刚性差，受热伸长游隙减小易卡死，但装配调整方便，且传动件位于两支承中间时刚性较好。 反装结构（图13-17b）→跨距L2，悬臂距离大，支承刚性好，不会卡死。 2、一端固定（双向），一端游动——适于转速较高，温差较大和跨距较大（L350mm） 固定端：轴承内、外圈均双向固定——游动端 深沟球轴承——内圈双向固定，外圈与端盖间留有间隙（图13-20和13-18、13-19上半部分） 圆柱滚子轴承——轴承内、外圈均双向固定，以免外圈同时游动，靠滚子与外圈间游动来补偿受热伸长 当轴向载荷A较大时——固定端采用多个轴承的组合结构 图13-19——对角接触轴承（正装）承受双向A和R并便于轴承的预紧和游隙的调整 图13-20——深沟球轴承承受R，双向推力球轴承承受双向A，承载能力较大。 3、两端游动——人字齿轮高速主动轴 使轴能左右双向游动以自动补偿轮齿左右两侧螺旋角的制造误差，使轮齿受力均匀，采用圆柱滚子轴承，靠滚子与外圈间的游动来实现。 而低速齿轮轴则须两端固定，以保证两轴的轴向定位。 二、滚动轴承的轴向固定 内圈与轴 1）轴肩；2）轴用弹性档圈（图13-22a）——A不大、n不高时；3）轴端档圈+紧固螺钉（图13-22b）——n较大、A中等。4）圆螺母+止动垫圈（图13-22C）——A较大、n较高；5）开口圆锥紧定套+圆螺母和止动垫圈（图13-22d）——适于光轴上球面轴承 外圈与座孔 1）孔用弹性档圈（图13-23a）——A不大时；2）轴承外圈止动槽内嵌入止动环固定（图13-23b）；3）轴承盖——A较大，n较高时（图13-23C）；4）轴承座孔凸肩（图13-23a、c）；5）螺纹环（图13-23d）；6）轴承套环（图13-19、13-20）——适于同一轴上两轴承外径不同时。 三、支承的刚度和座孔的同心度 刚度不够，影响轴承的载荷分布，使轴承的寿命下降 提高支承刚度的措施：1）增加轴承座孔的壁厚；2）减小轴承支点相对于箱体孔壁的悬臂。3）采用加强筋加强支承部位的刚性。（图13-24）；4）采用整体式轴承座孔。 保证轴上两个支承的座孔的同心度的方法（避免轴承内、外圈间产生过大的偏斜）：1）整体机座，两轴承座孔一次镗出；2）如轴上两轴承外径不同——采用套环结构，图13-19，图13-20，座孔还是一次镗出。 四、滚动轴承游隙和轴系轴向位置的调整 轴承的调整：1）轴承游隙的调整；2）轴系轴向位置的调整——锥齿轮和蜗杆轴。 调整法：1）常螺纹的零件；2）端盖下的垫片（较为方便），图13-16，13-17，13-18等，（图13-17右支点，图13-19右支点，圆螺母） 注意：圆锥齿轮和蜗杆必须调整轴系的轴向位置，以保证锥齿轮副和蜗杆、蜗轮副的正确啮合。图13-19、13-20。 方法：将轴承装入套杯中，套杯再装入座孔中，通过调整套杯端面与轴承座端面间垫片厚度来调整锥齿轮和蜗杆的位置。 五、滚动轴孔的配合 影响滚动轴承的周向固定和径向游隙，而径向游隙又影响滚动轴承的运转精度和寿命。 配合过紧，游隙过小或消失，影响轴承正常运转，f↑，发热↑，易损坏 配合过松，游隙增大，影响旋转精度，且受载滚动体数↓，承载能力↓ 松 ————→紧 轴承内圈与轴—— 基孔制：常用：js6，j6，k6，m6，n6 松 ————→紧 轴承外圈与轴承座孔——基轴制：常用：G7，H7，JS7，J7 由于轴承内孔与外圈都具有公差带较小的负公差带，而圆柱体基准孔公差带为正，基准轴的公差带为负，∴轴承内圈与轴的配合比圆柱公差规定的标准基孔制同类配合要紧，而外圈公差带虽与圆柱体基准轴的公差带方向一致（为负），但轴承外圈公差带较小，∴轴承外圈与座孔的配合，也比标准的基孔制同类配合要紧，如图13-25所示。 滚动轴承配合的选择原则： 1）转动圈比不动圈配合松一些； 2）高速、重载、有冲击、振动时，配合应紧一些，载荷平稳时，配合应松一些； 3）旋转精度要求高时，配合应紧一些（减小游隙）； 4）常拆卸的轴承或游动套圈应取较松的配合； 5）与空心轴配合的轴承应取较紧的密合。 六、滚动轴承的预紧 预紧的目的：1）提高旋转精度；2）增加支承刚性；3）减小振动和噪音，延长轴承寿命。 预紧原理：消除轴承中轴向游隙，使滚动体与内外圈接触处产生初始变形 常用预紧方法： 1）用垫片和长短隔套预紧（图13-26—利用垫片、13-27—利用内、外隔套的长度差） 2）夹紧一对磨窄了的外圈（图13-28a—轴承正装或内圈图13-28b—轴承反装）的角接触轴承 3）夹紧一对圆锥滚子轴承（图13-29a—正装、图13-29b—反装）。 利用弹簧预紧（图13-30a—圆柱螺旋压缩弹簧，图13-30b—碟形弹簧）顶住轴承外圈而预紧。 ——预紧力不会因温差引起的轴长度变化而变化 预紧力的大小要适中：过大，ff增加，，轴承寿命↓；过小，起不到提高轴承刚性的目的。 七、滚动轴承的装拆 要求：1）压力应直接加于配合较紧的套圈上；2）不允许通过滚动体传递装拆力；3）要均匀施加装拆力——严禁重锤直接敲击 方法：1）用软锤均匀敲击套圈装入（图13-31a）； 2）压力机压入（较大的轴承）（图13-31b）。 安装 拆卸时：1）压力机压出轴颈（图13-32a）； 2）轴承拆卸器将内圈拉下（图13-32b）。轴肩高度应低于轴承内圈高度。 八、滚动轴承的润滑 目的；1）降低摩擦和磨损；2）散热；3）缓冲、吸振、降低噪音；4）防锈和密封。 润滑方式 1、脂润滑——承载大，不易流失，结构简单，密封和维护方便，但Ff大，易于发热。∴适合于不便经常维护