滚动轴承选择与寿命校核计算

§ 9 -1

概述

滚动轴承依靠其主要元件间的滚动接触来支承转动或摆动零件, 其相对运动 表面间的摩擦是滚动摩擦.

图 9-1

滚动轴承的基本结构

滚动轴承的基本结构如图 9-1 所示,它由下列零件组成: (1)带有滚道的内圈 1 和外圈 2; (2)滚动体(球或滚子)3; (3)隔开并导引滚动体的保持架 4. 有些轴承可以少用一个套圈(内圈或外圈),或者内,外两个套圈都不用,滚 动体直接沿滚道滚动. 内圈装在轴颈上,外圈装在轴承座中.通常内圈随轴回转,外圈固定,但也 有外圈回转而内圈不动,或是内,外圈同时回转的场合. 常用的滚动体有球,圆柱滚子,滚针,圆锥滚子,球面滚子,非对称球面滚 子等几种,如图 9-2 所示.轴承内,外圈上的滚道,有限制滚动体侧向位移的作 用.

图 9-2

常用的滚动体

与滑动轴承相比,滚动轴承的主要优点为: 1,摩擦力矩和发热较小.在通常的速度范围内,摩擦力矩很少随速度而改 变.起动转矩比滑动轴承要低得多(比后者小 80～90%); 2,维护比较方便,润滑剂消耗较小; 3,轴承单位宽度的承载能力较大; 4,大大地减少有色金属的消耗. 滚动轴承的缺点是: 径向外廓尺寸比滑动轴承大;接触应力高,承受冲击载荷能力较差,高速重 负荷下寿命较低; 小批生产特殊的滚动轴承时成本较高; 减振能力比滑动轴承低.

§ 9 -2

滚动轴承的主要类型及其代号

一,滚动轴承的主要类型,性能与特点 按滚动体的形状,滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承. 按接触角 的大小和所能承受载荷的方向,轴承可分为: 1,向心轴承: 公称接触角:0°

45°,向心轴承又可细分为:

A,径向接触轴承: =0°,只能承受径向载荷(如圆柱滚子轴承),或主要 用于承受径向载荷,但也能承受少量的轴向载荷(如深沟球轴承); 45°,能同时承受径向载荷和单向的轴向载 B,向心角接触轴承:0°

90°,推力轴承又可细分为:

A,轴向接触轴承: =90°,只用于承受轴向载荷; B,推力角接触轴承:45°

轴承类型

结构简图, 承载方向

类型 尺寸系 组合代 代号 列代号 号

特性

双列角接 触球轴承

(0) (0)

32 33

32 33

同时能承受径向载荷和双向的 轴向载荷,它比角接触球轴承具 有较大的承载能

力,

主要承受径向载荷,也可同时 1 调心球轴 承 (1) 1 (1) 2 2 2 调心滚子 轴承 2 2 2 2 2 (0)2 22 (0)3 23 13 22 23 30 31 32 40 41 12 22 13 23 213 222 223 230 231 232 240 241 承受少量的双向轴向载荷.外圈 滚道为球面, 具有自动调心性能. 内外圈轴线相对偏斜允许 2°～ 3°,适用于多支轴,弯曲刚度小 的轴以及难于精确对中的支承. 用于承受径向载荷,其承载能 力比调心球轴承约大一倍,也能 承受少量的双向轴向载荷.外圈 滚道为球面,具有调心性能,内 外圈轴线相对偏斜允许 0.5°~2°, 适用于多支点轴,弯曲刚度小的 轴以及难于精确对中的支承 可以承受很大的轴向载荷和一 推力调心 滚子轴承 2 2 2 92 93 94 292 293 294 定的径向载荷.滚子为鼓形,外 圈滚道为球面,能自动调心,允 许轴线偏斜 2°～3°,转速可比推 力球轴承高,常用于水轮机轴和 起重机转盘等 3 3 3 3 圆锥滚子 轴承 3 3 3 3 3 3 02 03 13 20 22 23 29 30 31 32 302 303 313 320 322 323 329 330 331 332 主要承受径向载荷,也能承受 双列深沟 球轴承 4 4 (2)2 (2)3 42 43 一定的双向轴向载荷 它比深沟球轴承具有较大承载 能力 能承受较大的径向载荷和单向 的轴向载荷,极限转速较低. 内外圈可分离,故轴承游隙可 在安装时调整,通常成对使用, 对称安装. 适用于转速不太高,轴的刚性 较好场合.

推力球轴承的套圈与滚动体多 半是可分离的.单向推力球轴承 5 单 向 5 5 5 推力 球轴 承 5 5 5 22 23 24 522 523 524 11 12 13 14 511 只能承受单向轴向载荷,两个圈 512 的内孔不一样大,内径较小的是 513 紧圈与轴配合,内孔较大的是松 514 圈,与机座固定在一起.极限转 速较低, 适用于轴向力大而 转速 较低的埸合. 双向推力轴承可承受双向轴向 载荷,中间圈为紧圈,与轴配合, 另两圈为松圈. 高速时,由于离心力大,球与 保持架因摩擦而发热严重,寿命 较低. 常用于轴向载荷大,转速不高 处. 6 6 6 深沟球轴 承 6 16 6 6 6 6 17 37 18 19 (0)0 (1)0 (0)2 (0)3 (0)4 19 (1)0 (0)2 (0)3 (0)4 617 637 618 619 160 60 62 63 64 主要承受径向载荷,也可同时 承受少量双向轴向载荷,工作时 内外圈轴线允许偏斜 8′～16′. 摩 擦阻力小,极限转速高,结构简 单,价格便宜,应用最广泛.但 承受冲击负荷能力较差.适用于 高速场合,在高速时,可能来代 替推力球轴承. 能同时承受径向载荷与单向的 7 角接触球 轴承 7 7 7 719 轴向载荷,公称接触角 α 有 15°, 70 72 73 74 25°,40°三种.α 越大,轴向承载 能力也越大.通常成对使用,对 称安装.极限转速较高. 适用于转速较高, 同时承受径 向和轴向载荷的场合. 能承受很大的单向轴向载荷, 推力圆柱 滚子轴承 8 8 11 12 811 812 但不能承受径向载荷,它比推力 球轴承承载能力要大;套圈也分 紧圈和松圈.其极限转速很低, 故适用

于低速重载的场合. 双 向

外 圈 无 挡 力 圆 柱 滚 圆柱 子 滚子 轴 轴承 承 双 列 圆 柱 滚 子 轴 承 这类轴承采用数量较多的滚针 作滚动体,一般没有保持架.径 向结构紧凑,且径向承受载荷能 NA 滚针轴承 NA NA 48 49 69 NA48 力很大,价格低廉.缺点是不能 NA49 承受轴向负荷,滚针间有摩擦, NA69 旋转精度及极限转速低,工作时 不允许内,外圈轴线有偏斜.常 用于转速较低而径向尺寸受限制 的场合. 它是双半内圈单列向心推力球 四点接触 球轴承 QJ QJ (0)2 (0)3 QJ2 QJ3 轴承,能承受径向载荷及任一方 向的轴向载荷.球和滚道四点接 触,与其他球轴承比较,当径向 游隙相同时轴向游隙较小. NN 30 NN30 对轴的偏斜敏感,允许外圈与 内圈的偏斜度较小(2′～4′),故 只能用于刚性较大的轴上,并要 求支承座孔很好地对中.双列圆 柱滚子轴承比单列轴承承受载荷 的能力更高. N N N N N N 10 (0)2 22 (0)3 23 (0)4 N10 N2 N3 N4 只能承受径向载荷,不能承受 寸的球轴承大,尤其是承受冲击 N22 轴向载荷.承受载荷能力比同尺 N23 载荷能力大,极限转速较高.

图 9-3a

圆锥滚子轴承

2,深沟球轴承(图 9-3b)

图 9-3b

深沟球轴承

主要承受径向载荷,也可同时承受少量双向轴向载荷,工作时内外圈轴线允 许偏斜 8′～16′.摩擦阻力小,极限转速高,结构简单,价格便宜,应用最广 泛.但承受冲击载荷能力较差.适用于高速场合,在高速时,可能来代替推力球 轴承. 3,推力球轴承(图 9-3c,d) 推力球轴承的套圈与滚动体多半是可分离的.有单向和双向之分. 单向推力球轴承只能承受单向轴向载荷,两个套圈的内孔不一样大,内径较 小的是紧圈, 与轴配合, 内孔较大的是松圈, 与机座固定在一起. 极限转速较低,

适用于轴向力大而转速较低的场合. 双向推力球轴承可承受双向轴向载荷,中间套圈为紧圈,与轴配合,另两套 圈为松圈.高速时,由于离心力大,球与保持架因摩擦而发热严重,寿命较低. 常用于轴向载荷大,转速不高处.

图 9-3c

单向推力球轴承

图 9-3d

双向推力球轴承

4,圆柱滚子轴承(图 9-3e) 只能承受径向载荷, 不能承受轴向载荷. 承受载荷能力比同尺寸的球轴承大, 尤其是承受冲击载荷能力强,极限转速较高.

图 9-3e

圆柱滚子轴承

5,调心球轴承(图 9-3f) 用于承受径向载荷,也能承受少量的双向轴向载荷.外圈滚道为球面,具有 调心性能,内外圈轴线相对偏斜允许 0.5°～2°,适用于多支点轴,弯曲刚度 小的轴以及难于精确对中的支承.

图 9-3f

调心球轴承

6,滚针轴承(图 9-3g,h) 这类轴承采用数量较多的滚针作滚动体,一般没有保持架.径向结构紧凑, 且径向承载能力很强,价格低廉.缺点是不能承受轴向载荷,滚针间有摩擦,旋 转精度及极限转速低,

工作时不允许内,外圈轴线有偏斜.常用于转速较低而径 向尺寸受限制的场合.

图 9-3g

滚针轴承

图 9-3h

滚针

6,推力调心滚子轴承(图 9-3i) 可以承受很大的轴向载荷和一定的径向载荷. 滚子为鼓形, 外圈滚道为球面, 能自动调心,允许轴线偏斜 2°～3°,转速可比推力球轴承高,常用于水轮机 轴和起重机转盘等.

图 9-3i

推力调心滚子轴承

7,角接触球轴承(图 9-3j) 能同时承受径向载荷与单向的轴向载荷, 公称接触角 α 有 15°, 25°, 40° 三种.α 越大,轴向承载能力也越大.通常成对使用,对称安装.极限转速较高. 适用于转速较高, 同时承受径向和轴向载荷的场合.

图 9-3j

角接触球轴承

二,滚动轴承的代号 滚动轴承代号由基本代号, 前置代号和后置代号组成, 用字母和数字等表示. 轴承代号的构成见表 9-2.

表 9-2 滚动轴承代号的组成

前置代号 五 四

基本代号① 三 二 一 密 封 内 直 径 系 列 代 号 内径代号 部 结 构 与 防 尘 套 圈 变 型 保 持 架 及 其 材 料

后置代号

成 套 轴 承 分 部 件 类 型 代 号

尺寸系列代号 宽 度 或 高 度 系 列 代 号

轴 承 材 料

公 差 等 级 游 隙

② 配 置

其 他

注:①,基本代号下面的一至五表示代号自右向左的位置序数; ②,配置代号如:/DB 表示两轴承背对背安装(图 9-8b),/DF 表示两轴承面对面安装 (图 9-8a).

1,基本代号 由轴承内径代号和组合代号组成(组合代号由轴承类型代号和尺寸系列代号 组成),用来表明轴承的内径,直径系列,宽度系列(或高度系列)和类型,一般 用五位数字或数字和英文字母表示,现分述如下: (1)轴承内径用基本代号右起第一,二位数字表示,如表 9-3.

表 9-3 滚动轴承的内径代号

代号表示 内径尺寸/mm 第二位 10 12 0 15 17 20～480(5 的倍数)* 2 3 内径/5 的商** 第一位 0 1 代号

举例 内径尺寸 /mm

深沟球轴承 6200

10

调心滚子轴承 23208 调心滚子轴承 230/500

40

22,28,32 及 500 以 上

500 22

/内径*** 深沟球轴承 62/22

注:1,*内径为 22,28,32mm 的除外;轴承内径小于 10mm 的轴承代号见轴承手册. 2,**公称内径除以 5 的商数.商数为个位数时,需在商数左边加"0"; 3,***用公称内径(mm)直接表示,但在与尺寸系列之间用"/"分开

(2)轴承的直径系列(即结构相同, 内径相同的轴承在外径和宽度方面的变化系列) 用基本代号右起第三位数字表示,见表 9-2. (3)轴承的宽度系列(即结构,内径和直径系列都相同的轴承,在宽(或高) 度方面的变化系列)用基本代号右起第四位数字表示. 当宽度系列为 0 系列(窄系 列)时,或宽度系列为 1 系列(正常系列)时,对多数轴承在代号中可不标出宽度 系列代号 0(或 1),但对于调心滚子轴承(2 类),圆锥滚子轴承(3 类)和推力球轴 承(5 类),宽度系列

(或高度系列)代号 0 或 1 应标出. 直径系列代号和宽度系列代号统称为尺寸系列代号.见表 9-4.

表 9-4 轴承尺寸系列代号表示法 推力轴承 高度系列代号 特宽 特宽 特低 5 - 58 59 50 51 52 - - 6 - 68 69 60 61 62 63 - 7 - - - 70 71 72 73 74 低9 - - - 90 91 92 93 94 正常 1 - - - 10 11 12 13 14 正常 2 - - - - - 22 23 24

直径系列代 号

向心轴承 宽度系列代号 窄 0 正常 1 宽 2 特宽 3 特宽 4

超特轻 7 超轻 8 超轻 9 特轻 0 特轻 1 轻2 中3 重4

- 08 09 00 01 02 03 04

17 18 19 10 11 12 13 -

- 28 29 20 21 22 23 24

37 38 39 30 31 32 33 -

- 48 49 40 41 42 - -

(4)轴承类型代号用基本代号右起第五位数字表示(对圆柱滚子轴承和滚针 轴承等类型代号用字母表示),其表示方法见表 9-1. 2,前置代号 用于表示轴承的分部件,用字母表示.如用 L 表示分离轴承的可分离套圈; K 表示轴承的滚动体与保持架组件等等.例如 LNU 207,K81107. 3,后置代号 是用字母和数字等表示轴承的结构,公差及材料的特殊要求等等,后置代号 的内容很多,下面介绍几个常用的代号. 内部结构代号是表示同一类型轴承的不同内部结构, 用字母紧跟着基本代号 表示.如:接触角为 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.

轴承的公差等级分为 2 级,4 级,5 级,6 级,6x 级和 0 级,共 6 个级别, 依次由高级到低级,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,在轴承代号中不标出. 常用的轴承径向游隙系列分为 1 组,2 组,0 组,3 组,4 组和 5 组,共 6 个组别,径向游隙依次由小到大.0 组游隙是常用的游隙组别,在轴承代号中不 标出,其余的游隙组别在轴承代号中分别用/C1,/C2,/C3,/C4,/C5 表示. 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.关于 滚动轴承详细的代号方法可查阅 GB/T272-93.

§ 9 -3

滚动轴承的选择

由于滚动轴承多为已标准化的外购件,因而,在机械设计中,设计滚动轴承 部件时,只需: 1,正确选择出能满足约束条件的滚动轴承,包括:合理选择轴承和校核所 选出的轴承是否能满足强度,转速,经济等方面的约束; 2,进行滚动轴承部件的组合设计 滚动轴承的选择包括:合理选择轴承的类型,尺寸系列,内径以及诸如公差 等级,特殊结构等. 一,类型选择 选用滚动轴承时,首先是选择滚动轴承的类型.选择轴承的类型,应考虑轴 承的工作条件,各类轴承的特点,价格等因素.和一般的零件设计一样,轴承类 型选择的方案也不是唯一的,可以有多种选择方案,选择时,应首先提出多种可 行方案,经深入分析比较后,再决定选用一种较优的轴承类型.一般,选择滚动 轴承时应考虑的问题主要有: 1,轴承所受载荷的大小,方向和性质.

这是选择轴承类型的主要依据. (1)载荷的大小与性质 通常,由于球轴承主要元件间的接触是点接触,适合于中小载荷及载荷波动 较小的场合工作; 滚子轴承主要元件间的接触是线接触, 宜用于承受较大的载荷; (2)载荷方向 若轴承承受纯轴向载荷,一般选用推力轴承;若所承受的纯轴向载荷较小, 可选用推力球轴承;若所承受的纯轴向载荷较大,可选用推力滚子轴承;若轴承 承受纯径向载荷, 一般选用深沟球轴承,圆柱滚子轴承或滚针轴承;当轴承在 承受径向载荷的同时,还承受不大的轴向载荷时,可选用深沟球轴承或接触角不 大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承,当轴向载荷较大时,可选用接触角较大的角 接触球轴承或圆锥滚子轴承,或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构, 分别承担径向载荷和轴向载荷. 2,轴承的转速 通常,转速较高,载荷较小或要求旋转精度较高时,宜选用球轴承;转速较 低,载荷较大或有冲击载荷时,宜选用滚子轴承.

推力轴承的极限转速很低.工作转速较高时,若轴向载荷不很大,可采用角 接触球轴承承受轴向载荷. 3,轴承的调心性能 当轴的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时, 或因轴受力弯曲或倾 斜时,会造成轴承的内,外圈轴线发生偏斜.这时,应采用有一定调心性能的调 心球轴承或调心滚子轴承. 对于支点跨距大,轴的弯曲变形大或多支点轴,也可考虑选用调心轴承. 圆柱滚子轴承,滚针轴承以及圆锥滚子轴承对角度偏差敏感,宜用于轴承与 座孔能保证同心,轴的刚度较高的地方. 值得注意的是,各类轴承内圈轴线相对外圈轴线的倾斜角度是有限制的,超 过限制角度,会使轴承寿命降低. 4,轴承的安装和拆卸 当轴承座没有剖分面而必须沿轴向安装和拆卸轴承部件时, 应优先选用内外 圈可分离的轴承(如圆柱滚子轴承,滚针轴承,圆锥滚子轴承等).当轴承在长轴 上安装时,为了便于装拆,可以选用其内圈孔为 1:12 的圆锥孔的轴承. 5,经济性要求 一般,深沟球轴承价格最低,滚子轴承比球轴承价格高.轴承精度愈高,则 价格愈高.选择轴承时,必须详细了解各类轴承的价格,在满足使用要求的前提 下,尽可能的降低成本. 二,尺寸系列,内径等的选择 尺寸系列包括直径系列和宽(高)度系列.选择轴承的尺寸系列时,主要考 虑轴承承受载荷的大小,此外,也要考虑结构的要求.就直径系列而言,载荷很 小时,一般可以选择超轻或特轻系列;载荷很大时,可考虑选择重系列;一般情 况下,可先选用轻系列或中系列,待校核后再根据具体情况进行调整.对于宽度 系,一般情况下可选用正常系列,若结构上有特殊要求时,可根据具体情况选用 其它系列. 轴承内径的大小与轴颈直径有关,一般

可根据轴颈直径初步确定. 公差等级,若无特殊要求,一般选用 0 级,若有特殊要求,可根据具体情况 选用不同的公差等级. 由于设计问题的复杂性,轴承的选择不应指望一次成功,必须在选择,校核 乃至结构设计的全过程中,反复分析,比较和修改,才能选择出符合设计要求的 较好的

§ 9 -4

滚动轴承的工作情况及设计约束

所选出的轴承,是否能满足设计约束,是不是最优的选择方案,还需要作进 一步的检验(或称校核).为此,必须了解轴承工作时其有关元件所受的载荷和应 力的情况和应满足的设计约束.这是进行校核时应首先考虑的问题.

一,滚动轴承工作时轴承元件上的载荷分布

图 9-4

向心轴承中径向载荷的分布

外载荷作用于轴承上是通过滚动体由一个套圈传递给另一个套圈的. 滚动轴承的载荷分布(图 9-4)与各个滚动体在接触处的弹性变形有关. 如图 9-5 所示,轴承承受载荷时,滚动体沿接触角 的方向传力,其中,径向分 力 与 之间形成夹角 (载荷角).当 不超过某一定值时,只有部分滚道承

受载荷,每个滚动体所承受载荷的大小,取决于接触处的弹性变形.根据赫兹公 式,得 点接触(例如各种球轴承)时的载荷分布为

线接触(例如单列圆锥滚子轴承)时的载荷分布为

图 9-5

单列角接触球轴承的载荷分布

式中:

为在位置

处的滚动体载荷;

为最大滚动体载荷; 为在位置 处的滚动体位移;

为最大位移,如图 9-4 所示.

根据滚动体受力与外载荷平衡的条件,可求得到 之间的关系.若所考察的轴承为半周承受载荷,可求得 点接触时:

与径向力

及轴向力

线接触时:

式中:Z 为全部滚动体数目.

轴承方案. 二,轴承工作时元件上载荷及应力的变化 对于工作时旋转的内圈上任一点 a(图 9-4),在承受载荷区内,每次与滚动 体接触就受载荷一次,因此旋转内圈上 a 点的载荷及应力是周期性变化的.如图 9-6a 所示. 对于固定的外圈,各点所受载荷随位置不同而大小不同,对位于承受载荷区 内的任一点 b(图 9-4),当每一个滚动体滚过便受载荷一次,而所受载荷的最大 值是不变的,承受稳定的脉动载荷.如图 9-6b 所示. 滚动体工作时,有自转又有公转,因而,其上任一点所受的载荷和应力也是 变化的,其变化规律与内圈相似,只是变化频率增加,如图 9-6c 所示. 综上所述, 滚动轴承各元件上所受的应力, 都是按脉动循环变化的接触应力.

图 9-6

滚动轴承各元件中应力变化情况

三,滚动轴承失效形式和设计约束 滚动轴承常见的失效形式主要有: 1,疲劳点蚀 实践证明,有适当的润滑和密封,安装和维护条件正常时,绝大多数轴承由 于滚动体沿着套圈滚动,在相互接触的物体表层内产生变化的接触应力,经过一 定次数循环后,此

应力就导致表层下不深处形成的微观裂缝.微观裂缝被渗入其 中的润滑油挤裂而引起点蚀. 2,塑性变形 在过大的静载荷和冲击载荷作用下, 滚动体或套圈滚道上出现不均匀的塑性 变形凹坑.这种情况多发生在转速极低或摆动的轴承. 3,磨粒磨损,粘着磨损 滚动轴承在密封不可靠以及多尘的运转条件下工作时,易发生磨粒磨损.通 常在滚动体与套圈之间, 特别是滚动体与保持架之间有滑动摩擦, 如果润滑不好, 发热严重时,可能使滚动体回火,甚至产生胶合磨损.转速越高,磨损越严重. 另外由于不正常的安装,拆卸及操作也会引起轴承元件破裂等损坏,这是应 该避免的. 校核时需要满足的设计约束主要是避免轴承失效, 以保证轴承能在规定的期 限内正常工作.一般,轴承在不同工况下其主要失效形式不同.对于中速运转的 轴承,其主要失效形式是疲劳点蚀,设计约束是保证轴承具有足够的疲劳寿命, 应按疲劳寿命进行校核计算;对于高速轴承,由于发热大,常产生过度磨损和烧 伤,设计约束除保证轴承具有足够的疲劳寿命之外,还应限制其转速不超过极限 值, 即除进行寿命计算外, 还要校核其极限转速; 对于不转动或转速极低的轴承, 其主要的失效形式是产生过大的塑性变形, 设计约束是要防止产生过大的塑性变

形,需要进行静强度的校核计算. 此外,轴承组合结构的设计要合理,要保证充分的润滑和可靠的密封,这对 提高轴承的寿命和保证正常工作是非常重要的.

§ 9 -5

滚动轴承的校核计算

(一)滚动轴承疲劳寿命的校核计算 一,基本额定寿命和基本额定动载荷 所谓轴承寿命,对于单个滚动轴承来说,是指其中一个套圈或滚动体材料首 次出现疲劳点蚀之前,一套圈相对于另一套圈所能运转的转数. 由于对同一批轴承(结构,尺寸,材料,热处理以及加工等完全相同),在完 全相同的工作条件下进行寿命实验,滚动轴承的疲劳寿命是相当离散的,所以只 能用基本额定寿命作为选择轴承的标准. 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 转为单位)或在一定转速下所

轴承在发生疲劳点蚀以前能运转的总转数(以 能运转的总工作小时数.

基本额定动载荷 C:当轴承的基本额定寿命为 荷值.

转时,轴承所能承受的载

基本额定动载荷,对向心轴承,指的是纯径向载荷,并称为径向基本额定动载荷,用 示;对推力轴承,指的是纯轴向载荷,并称为轴向基本额定动载荷,用

表

表示;对角接触球轴

承或圆锥滚子轴承,指的是使套圈间只产生纯径向位移的载荷的径向分量. 不同型号的轴承有不同的基本额定动载荷值,它表征了不同型号轴承承载能力的大小.

二,滚动轴承疲劳寿命计算的基本公式

图 9-7

轴承的载荷-寿命曲线

图 9-7 是轴承的载荷-寿命曲线, 它表示了载荷 P 与基本额定寿命 关系.此曲线用公式表示为:

之间的

( (9-1)

式中:P 为当量动载荷(N);

转)

ε 为寿命指数,对于球轴承 ε =3;对于滚子轴承 ε =10/3.

实际计算时,常用小时数表示轴承寿命为:

(h) (9-2)

式中:n 为代表轴承的转速(r/min).

温度的变化通常会对轴承元件材料产生影响,轴承硬度将要降低,承载能力 下降.所以需引入温度系数 ft (见表 9-5),对寿命计算公式进行修正:

( (9-3)

转)

(h) (9-4)

表 9-5 温度系数 ft

轴承工作温度(℃) 温度系数 ft

≤120 1.00

125 0.95

150 0.90

175

200

225

250

300 0.6

350 0.5

0.85 0.80 0.75 0.70

疲劳寿命校核计算应满足的约束条件为 '

式中: ' 为轴承预期计算寿命,列于表 9-6,可供参考.

如果当量动载荷 P 和转速 n 已知,预期计算寿命 公式(9-5)中计算出轴承应具有的基本额定动载荷 所需轴承的型号:

' 也已被选定,则可从 ' 值选用

' 值, 从而可根据

(9-5)

表 9-6 推荐的轴承预期计算寿命

机器类型 不经常使用的仪器或设备,如闸门开闭装置等 短期或间断使用的机械,中断使用不致引起严重后果, 如手动机械等 间断使用的机械,中断使用后果严重,如发动机辅助设 计,流水作业线自动传送装置,长降机,车间吊车,不 常使用的机床等 每日 8 小时工作的机械(利用率较高) ,如一般的齿轮 传动,某些固定电动机等 每日 8 小时工作的机械(利用率不高) ,如金属切削机 床,连续使用的起重机,木材加工机械,印刷机械等 24 小时连续工作的机械, 如矿山升降机, 纺织机械, 泵, 电机等 24 小时连续工作的机械,中断使用后果严重.如纤维生 产或造纸设备,发电站主电机,矿井水泵,船舶浆轴等

预期计算寿命 (h) 300～3000 3000～8000

8000～12000

12000～20000 20000～30000 40000～60000 100000～200000

三,滚动轴承的当量动载荷 滚动轴承的基本额定动载荷 对于向心轴承,是指内圈旋转,外圈静止时的

径向载荷,对向心推力轴承, 是使滚道半圈受载的载荷的径向分量.对于推力 轴承,基本额定动载荷是中心轴向载荷.因此,必须将工作中的实际载荷换算为 与基本额定动载荷条件相同的当量动载后才能进行计算. 换算后的当量动载荷是 一个假想的载荷,用符号 表示.在当量动载荷 作用下的轴承寿命与工作中的

实际载荷作用下的寿命相等. 在不变的径向和轴向载荷作用下,当量动载荷的计算公式是:

(9-6a)

式中: 为轴承所受的径向载荷(N),即轴承实际载荷的径向分量; 为轴承所受的轴向载荷(N),即轴承实际载荷的轴向分量;

为径向载荷系数,将实际径向载荷 为轴向载荷系数,将实际轴向载荷

转化为当量动载荷的修正系数,见表 9-7; 转化为当

量动载荷的修正系数,见表 9-7.

表 9-7

轴 承 类 型

当量动载荷的 X,Y 系数

相对轴向载荷

判断系数 e X Y X Y

名

称

代

号

双列角接触 球轴承 调心球轴承 调心滚子轴 承 推力调心滚 子轴承 圆锥滚子轴 承 双列圆锥滚 子轴承 350000 30000 29000 20000 00000 10000

— — —

— — —

1 1 1

0.78 (Y1) (Y1)

0.63 0.65 0.67

1.24 (Y2) (Y2)

0.8 (e) (e) —

—

—

1

1.2

1

1.2

—

—

1

0

0.4

(Y)

(e)

— 0.172 0.345 0.689 1.030

—

1

(Y1)

0.67

(Y2) 2.30 1.99 1.71 1.55

(e) 0.19 0.22 0.26 0.28 0.30 0.34 0.38 0.42 0.44

深沟球轴承

60000

1.380 2.070 3.450 5.170 6.890

—

1

0

0.56

1.45 1.31 1.15 1.04 1.00

0.015 0.029 0.058 0.087 70000C — 角 接 触 球 轴承 0.290 0.440 0.580 70000AC 0.120 0.170 1 0 0.44

1.47 1.40 1.30 1.23 1.19 1.12 1.02 1.00 1.00 1 0 0.41 0.87

0.38 0.40 0.43 0.46 0.47 0.50 0.55 0.56 0.56 0.68

α=15°

α=25°

70000B α =40°

—

—

—

—

1

0

0.35

0.57

1.14

注:1) f 与轴承零件的几何尺寸,制造精度及材料性质相关的系数 2)C0 是轴承基本额定静载荷;α是接触角. 3)表中括号内的系数 Y,Y1,Y2 和 e 的详值应查轴承手册,对不同型号的轴承,有不同的值. 4)深沟球轴承的 X,Y 值仅适用于 0 组游隙的轴承,对应其它轴承组的 X,Y 值可查轴承手 册. 5) 对于深沟球轴承, 先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的 e 值, 然后再得出相应的 X, Y 值. 对于表中为列出的 Fa/C0 值,可按线性插值法求出相应的 e,X,Y 值. 6)两套相同的角接触球轴承可在同一支点上"背对背""面对面"或"串联"安装作为一个 , 整体使用, 这种轴承可由生产厂选配组合成套提供,其基本额定动载荷及 X,Y 系数可查轴承手册.

对于只能承受纯径向载荷的向心圆柱滚子轴承,滚针轴承,螺旋滚子轴 承: = (9-6b) 对于只能承受纯轴向载荷的推力轴承: = (9-6c) 根据轴承的实际工作情况,还需引入载荷系数 正后的当量动载荷应按下面的公式进行计算: = (9-7a) = (9-7b) = (9-7c)

表 9-8 载荷性质 无冲击或轻微冲击 中等冲击或中等惯性 力 强大冲击 载荷系数 f p 举例 电机,汽轮机,通风机,水泵等 车辆, 动力机械, 起重机,造纸机,冶金机械, 选矿机,卷扬机,机床等 破碎机,轧钢机,钻探机,振动筛等

(表 9-8)对其进行修正,修

(

+

)

fp 1.0～1.2 1.2～1.8 1.8～3.0

在表 9-7 中,e 为轴向载荷影响系数或称判别系数: 当 用,此时: = ( + ) 时,表示轴向载荷的影响较大,计算当量动载荷时必须考虑 的作

当

时, 表示轴向载荷的影响较小, 计算当量动载荷时 =

可忽略, 此时:

注意: 1,在式 9-7 中, 是轴承所受的径向载荷,通常为轴承水平面径向支反力

与垂直面径向支反力的矢量和; 2, 对于深沟球轴承, 其轴向载荷 所指向的轴承, 其所承受的轴向力 由外界作用在轴上的轴

向力 为外界作用在轴上的轴向力 ( 决定, = ),

另一轴承所承受的轴向力为零; 对于角接触球轴承和圆锥滚子轴承, 其轴向力 由外界的总轴向作用力 衡条件得出 四,角接触球轴承与圆锥滚子轴承的轴向载荷 的计算. 与各轴承因径向载荷 产生的派生轴向力 S 之间的平

角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受纯径向载荷时,要产生派生的轴向力 , 图 9-7 所示为两种不同安装方式时,由纯径向载荷产生派生轴向力 的情况.其 中: a)为正装(或称为"面对面"安装,这种安装方式可以使支点中心靠近)(图 9-8a); b)为反装(或称"背靠背"安装,支点中心距离加长)(图 9-8b). 安装方式不同时,所产生的派生轴向力 的方向也不同,但其方向总是由轴 承宽度中点指向载荷中心的.

(a)

正装

(b) 图 9-8

反装

角接触球轴承轴向载荷分析

角接触球轴承及圆锥滚子轴承的派生轴向力的大小按表 9-9 计算. 但计算支 反力时,若两轴承支点间的距离不是很小,为简便起见,可以轴承宽度中点作为 支反力的作用点,这样处理,误差不大.

表 9-9 约有半数滚动体接触时派生轴向力 S 的计算公式 角接触球轴承 圆锥滚子轴承 70000C(α =15°) S=Fr/(2Y)① S=0.5Fr 70000AC(α =25°) S=0.7Fr 70000B(α =40°) S=1.1Fr

注:① Y 是对应于表 9-7 中 Fa/Fr>e 时的 Y 值.

图 9-9 所示为一成对安装的向心角接触轴承(可以是角接触球轴承或圆锥滚子 轴承), 及 分别为作用于轴上的径向外载荷及轴向外载荷.两轴承所受的 及 ,相应的派生轴向力为 及 .

径向载荷为

图 9-9

向心角接触轴承的轴向载荷

取轴和轴承内圈为分离体,当轴处于平衡状态时,应满足: + 如果 + > =

,如图 9-10 所示,则轴有右移的趋势,此时右边轴承Ⅱ被"

压紧",左边轴承Ⅰ被"放松".但实际上轴并没有移动.因此,根据力的平衡关 系,作用在轴承Ⅱ的外圈上的力应是 + 故 ' = + - = + + ' ',且有:

图 9-10

轴向力示意图(S1+FA>S2 时)

作用在轴承Ⅱ上的总的轴向力为: = + ' = +

(9-8a) 作用在轴承Ⅰ上的轴向力为(即轴承 1 只受其自身的派生轴向力): = (9-8b) 如果 +

承Ⅱ被"放松", 为了保持轴的平衡, 在轴承Ⅰ的外圈上必有一个平衡力 作与上述同样的分析,得作用在轴承Ⅰ及轴承Ⅱ上的轴向力分别为:

图 9-11

轴向力示意图(S1+FA

= (9-9a) =

-

(9-9b) 综上可知,计算角接触球轴承和圆锥滚子轴承所受轴向力的方法可归结为: (1) 根据轴承的安装方式及轴承类型,确定轴承派生轴向力 大小; (2) 确定轴上的轴向外载荷 和); 的方向,大小(即所有外部轴向载荷的代数 , 的方向,

(3) 判明轴上全部轴向载荷(包括外载荷和轴承的派生轴向载荷)的合力指 向;根据轴承的安装

形式,找出被"压紧"的轴承及被"放松"的轴承; (4) 被"压紧"轴承的轴向载荷等于除本身派生轴向载荷以外的其它所有轴 向载荷的代数和(即另一个轴承的派生轴向载荷与外载荷 的代数和);

(5) 被"放松"轴承的轴向载荷等于轴承自身的派生轴向载荷. (二)极限转速校核 滚动轴承转速过高,会使摩擦表面间产生很高的温度,影响润滑剂的性能, 破坏油膜,从而导致滚动体回火或元件胶合失效.因此,对于高速滚动轴承,除 应满足疲劳寿命约束外,还应满足转速的约束,其约束条件为

式中:

为滚动轴承的最大工作转速; 为滚动轴承的极限转速.

滚动轴承的极限转速值

已列入轴承样本中,在有关标准和手册可以查

到.但这个转速是指负荷不太大(P≤0.1C,C 为基本额定动载荷),冷却条件 正常,且轴承公差等级为 0 级时的最大允许转速.当轴承在重负荷(P>0.1C)下 工作时,接触应力将增大;向心轴承受轴向力作用时,将使受载滚动体增加,增 大轴承接触表面间的摩擦,使润滑态变坏.这时,要用负荷系数 f1 和负荷分布 系数 f2 对手册中的极限转速值进行修正.这样,滚动轴承极限转速的约束条件 为: ≤ f1f2

式中:f1,f2 的值可从图 9-12 中查得.

(a)

载荷系数

(b) 图 9-12

载荷分配系数

载荷系数和载荷分配系数

(三)静强度校核 由于不转动或转速极低的轴承,其主要的失效形式是产生过大的塑性变形, 因此,静强度的校核的目的是要防止轴承元件产生过大的塑性变形.其约束强度 条件为

或 式中: S0 为轴承静强度安全系数,其值见表 9-10; 为径向额定静载荷.它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处,引起与 下列计算接触应力相当的径向静载荷:对调心球轴承为 4600MPa;对所有其它的 向心球轴承为 4200MPa;对所有向心滚子轴承为 4000MPa.对单列角接触球轴承, 其径向额定静载荷是指使轴承套圈间仅产生相对纯径向位移的载荷的径向分量. 为轴向额定静载荷.它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处,引起与 下列计算接触应力相当的中心轴向静载荷:对推力球轴承为 4200MPa;对所有推 力滚子轴承为 4000MPa.

为径向当量静载荷.它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处,引起与 实际载荷条件下相同接触应力的径向静载荷. 为轴向当量静载荷.它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处,引起与 实际载荷条件下相同接触应力的轴向静载荷. , 算. (1)对深沟球轴承,角接触球轴承,调心球轴承: 可从有关设计手册中查到. , 可分别按下面的公式进行计

(取上两式计算值较大者) (2)向心球轴承和 0°的向心滚子轴承: 0°; (取上两式计算值较大者) α=0°(且仅承受径向载荷的向心滚子轴承); (3)α=90°的推力轴承: = (4) 90°的推力轴承: =2.3 tgα+ ;

对

于双向轴承,此公式适用于径向载荷与轴向载荷之比为任意值的情况.对 于单向轴承,当 / ≤0.44ctgα时,该公式是可靠的.当 值. / 大至 0.67ctgα

时,该公式仍可给出满意的

式中:

和

分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数,其值见表 9-11.

为轴承径向载荷即轴承实际载荷的径向分量(N);

为轴承轴向载荷即轴承实际载荷的轴向分量(N); α 为接触角. 表 9-10 轴承使用性况 静载荷安全系数

使用要求,负荷性质及使用场合 对旋转精度和平稳性要求较高,或受强大冲 击负荷 1.2～2.5 0.8～1.2 0.5～0.8 ≥1.0 ≥1.5 ≥1.0 ≥1.6 ≥2

旋转轴承

一般情况 对旋转精度和平稳性要求较低,没有冲击或 振动 水坝门装置 吊桥 附加动载荷较小的大型起重机吊钩 附加动载荷很大的小型装卸起重机吊钩

在工作载荷下基本 不 旋转或摆动轴承

各种使用场合下的推力调心滚子轴承

表 9-11

系数

和

的值

单列向心球轴承 轴承类型 ② 深沟球轴承 15 20 角接触球 轴承 a(°) 25 30 35 40 45 圆锥滚子轴承 调心球轴承( 0°) 注: 0.6 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.46 0.42 0.38 0.33 0.29 0.26 0.22 0.22ctgα 0.22ctgα

双列向心球轴承 ①② 0.6 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0.5 0.92 0.84 0.76 0.66 0.58 0.52 0.44 0.44ctgα 0.44ctgα 0.5

0°的向心滚子轴承 ①

1

0.22ctgα 0.44ctgα

①对于两套相同的单列深沟球轴承以"背对背"或"面对面"安装(成对安装)在同一轴上作 为一个支承整体运转情况下, 计算其径向当量静载荷时用双列轴承的 作用在该支承上的总载荷. ②对于中间接触的值,用线性内插法求得. 和 值, 以 和 为

例 题

例 9-1 如下图所示,轴上正装一对圆锥滚子轴承,型号为 30305,已知两轴 承的径向载荷分别为 R1=2500N,R2=5000N,外加轴向力 FA=2000N,该轴承在常 温下工作, 预期工作寿命为 ' =2000 小时, 载荷系数 fp=1.5, 转速 n=1000 r/min.

试校核该对轴承是否满足寿命要求.

轴承部件受载示意图

解: 在本例中,轴承的径向载荷 Fr 用 R 表示,轴向载荷 Fa 用 A 表示. 查轴承手册得 30305 型轴承基本额定动载荷 Cr=44800N,e=0.30,Y = 2. 1,计算两轴承的派生轴向力 S 由表 9-9 查得,圆锥滚子轴承的派生轴向力为 S=R/(2Y),则

,方向向左 ,方向向右

2,计算两轴承的轴向载荷 A1,A2 S2+FA=1250+2000 = 3250 N, ∵ S2+FA> S1 ∴ 轴承Ⅰ被"压紧",轴承Ⅱ被"放松",故 A1=S2+FA=3250 N A2=S2=1250 N 3,计算两轴承的当量动载荷 P 轴承Ⅰ的当量动载荷 P1:

查表 9-7 得 X1 = 0.4,Y1 = 2

轴承Ⅱ的当量动载荷 P2:

查表 9-7 得 X2 = 1,Y2 = 0

4,验算两轴承的寿命 由于轴承是在正常温度下工作,t

轴承Ⅱ的寿命

由此可见,轴承Ⅰ不满足寿命要求,而轴承Ⅱ满足要求.

§ 9 -6

支承

部件的结构设计

一,滚动轴承支承部件的功能要求 支承部件的主要功能是对轴系回转零件起支承作用, 并承受径向和轴向作用 力, 保证轴系部件在工作中能正常地传递轴向力以防止轴系发生轴向窜动而改变 工作位置.为满足功能要求,必须对滚动轴承支承部件进行轴向固定.

(a)

深沟球轴承

(b) 图 9-13

角接触球轴承组合 滚动轴承的两端固定

图 9-13 所示为两端固定方法,每个支点的外侧各有一个顶住轴承外圈的轴 承盖,它通过螺钉与机座联接,每个轴承盖限制轴系一个方向的轴向位移,合起 来就限制了轴的双向位移.轴向力 的力流路线是通过轴肩,内圈,外圈及轴

承盖来实现的.图(a)为采用深沟轴承的结构,只能承受少量的轴向力;图(b) 为采用角接触轴承的结构,可承受较大轴向力.这种支承形式属功能集中型,每 个轴承均承受径向力,轴向力的复合作用,简化了支承结构.

对于作用力较大的支承, 为保证轴承工作能力的充分发挥及有利于轴承的寿 命计算,应根据结构设计准则采取任务合理分配的支承形式.如图 9-14 所示, 左端支点由一个深沟球轴承和两个推力球轴承组成.工作时,两支点的深沟球轴 承只需承受径向力,推力球轴承则承受左,右两个方向的轴向力.图中分别显示 了轴向力 向左和向右时的力流路线.这种支承结构功能明确,力流关系清楚,

有利于提高轴承的使用寿命.缺点是结构较复杂,庞大.

图 9-14

任务合理分配的支承结构

图 9-15

人字齿轮的支承结构

图 9-15 所示为人字齿轮传动,啮合时齿轮的轴向力相互抵消.当大齿轮轴 两端固定以后,小齿轮轴的轴向工作位置靠轮齿的形锁合来保证.另外,由于加 工误差,齿轮两侧螺旋角不易做到完全一致,为使轮齿受力均匀,啮合传动时, 应允许小齿轮轴系能作少量的轴向移动,故此时小齿轮轴系沿轴向不应固定.图 中小齿轮轴两端均选用圆柱滚子轴承,这种轴承内,外圈可相互错动,不会限制 轴的位移.但为防止轴承因振动而松脱,对这种轴承的内,外圈应分别进行轴向 固定,如图中内圈靠轴用弹性挡圈固定,外圈则靠孔用弹性挡圈及轴承盖固定.

由上述支承结构可知,对轴系固定就是对滚动轴承进行轴向固定,其方法都是通 过内圈与轴的紧固,外圈与座孔的紧固来实现的. 1,滚动轴承内圈的固定方法: 轴承内圈的紧固应根据轴向力的大小选用轴用弹性挡圈,轴端挡圈,圆螺母 等(图 9-16 中 a,b,c),图 9-16d 为紧定衬套与圆螺母结构,用于光轴上轴向 力和转速都不大的调心轴承.一般来说,当轴系采用图 9-13 所示的两端固定支 承型式时,轴承内圈不需采取上述的紧固措施.

(a)轴用弹性档圈 图 9-16

(b)轴端挡圈

(c)圆螺母

(d)紧定衬套

轴承内圈

常用的轴向紧固方法

2,滚动轴承外圈的固定方法: 轴承外圈的紧固常采用轴承盖,孔用弹性挡圈,座孔凸肩,止动环等结构措 施(图 9-17).

(a)孔用弹性档圈与凸肩 图 9-17

(b)止动环

(c)轴承盖

轴承外圈常用的轴向紧固方法

二,考虑热膨胀时支承部件的结构设计 轴系部件工作时,由于功率损失会使温度升高,轴受热后伸长,从而影响轴 承的正常工作.因此支承部件结构设计时必须考虑热膨胀问题. 1,预留轴向间隙 对于图 9-13 所示的两端固定结构型式,其缺陷是显而易见的.由于两支点 均被轴承盖固定,当轴受热伸长时,势必会使轴承受到附加载荷作用,影响轴承 的使用寿命.因此,两端固定型式仅适合于工作温升不高且轴较短的场合(跨距 L 400mm),还应在轴承外圈与轴承盖之间留出轴向间隙 C,以补偿轴的受热伸

长.对于图 9-13a 所示的深沟球轴承,可取 C=0.2～0.4 mm,由于间隙较小, 图上可不画出.对于图 9-13b 所示的角接触轴承,热补偿间隙靠轴承内部的游隙 保证. 2,设置游动支点 当轴较长(跨距 L>400mm)且工作温升较高时,轴的热膨胀量大,预留间隙 的方法已不足以补偿轴的伸长量.此时应设置一个游动支点,采取一端固定一端 游动的支承型式,如图 9-18 及图 9-19,左端均为固定支点,承受双向轴向力; 右端为游动支点,只承受径向力,轴受热伸长时可作轴向游动.设计时应注意不 要出现多余的或不足的轴向固定.

图 9-18

一端固定,一端游动支承(形式一)

对于固定支点,轴向力不大时可采用深沟球轴承,如图 9-18,其外圈左右 两面均被固定.图中上半部分靠轴承座孔的凸肩固定,这种结构使座孔不能一次 镗削完成,影响加工效率和同轴度.轴向力较小时可用孔用弹性挡圈固定外圈, 如图中下半部分所示.为了承受向右的轴向力,固定支点的内圈也必须进行轴向 固定. 对于游动支点, 常采用深沟球轴承, 径向力大时也可采用圆柱滚子轴承(图 9-18 中下半部分).选用深沟球轴承时,轴承外圈与轴承盖之间留有较大间隙, 使轴热膨胀时能自由伸长,但其内圈需轴向固定,以防轴承松脱.当游动支点选 用圆柱滚子轴承时,因其内,外圈轴向可相对移动,故内,外圈均应轴向固定, 以免外圈移动,造成过大错位.

图 9-19

一端固定,一端游动支承(形式二)

图 9-19 中固定支点采用两个角接触轴承(向心角接触或推力角接触轴承)对 称布置,分别承受左,右两方向的轴向力,共同承担径向力,适用于轴向载荷较 大的场合.为了便于装配调整,固定支点采用了套杯结构,此时,选择游动支点 轴承的尺寸时,一般应使轴承外径与套杯外径相等,以利于两轴承座孔的加工. 图 9-15 所示的支承结构也属于有游动端的支承型式. 三,滚动轴承组合的调整 1,

轴承游隙的调整 为保证轴承正常运转,通常在轴承内部留有适当的轴向和径向游隙.游隙的 大小对轴承的回转精度,受载,寿命,效率,噪声等都有很大影响.游隙过大, 则轴承的旋转精度降低,噪声增大;游隙过小,则由于轴的热膨胀使轴承受载加 大,寿命缩短,效率降低.因此,轴承组合装配时应根据实际的工作状况适当地 调整游隙,并从结构上保证能方便地进行调整. 调整游隙的常用方法有以下三种: (1)垫片调整 如图 9-13b 所示角接触轴承组合, 通过增加或减少轴承盖与轴承座间的垫片 组的厚度来调整游隙.图 9-13a 深沟球轴承组合的热补偿间隙 C 也是靠垫片调 整. (2)螺钉调整 图 9-20 用螺钉 1 和碟形零件 3 调整轴承游隙,螺母 2 起锁紧作用.这种方 法调整方便,但不能承受大的轴向力.

图 9-20

轴承游隙的调整

(3)圆螺母调整 图 9-22b 是两圆锥滚子轴承反装结构,轴承游隙靠圆螺母调整.但操作不太 方便,且螺纹会削弱轴的强度. 2,轴承组合位置的调整 某些传动零件在安装时要求处于准确的轴向工作位置,才能保证正确啮合. 如图 9-21 所示的圆锥齿轮传动简图,装配时要求两个齿轮的节锥顶点重合,因 此,两轴的轴承组合必须保证轴系能作轴向位置的调整.

图 9-21

位置调整简图

图 9-22 为小锥齿轮轴组合部件,为便于齿轮轴向位置的调整,采用了套杯 结构.图 a 中轴承正装,有两组调整垫片,套杯与轴承座之间的垫片 1 用来调整

锥齿轮的轴向位置,而轴承盖与套杯之间的垫片 2 是用来调整轴承的游隙.图 b 轴承是反装,齿轮轴向位置的调整与图 a 相同,垫片 2 只起密封作用.

(a)

轴承正装

(b) 图 9-22

轴承反装

小锥齿轮轴向位置的调整

四,提高轴系的支承刚度 增强轴系的支承刚度,可提高轴的旋转精度,减小振动噪声,保证轴承使用 寿命.对刚度要求高的轴系部件,设计时可采取下列措施以利提高支承刚度.

1,合理布置轴承 同样的轴承,若布置方式不同,则轴的刚度也会不同.如图 9-22 小锥齿轮 轴角接触轴承的正, 反两种安装方式. 因小锥齿轮是悬臂布置, 故悬臂长度越短, 轴的刚度越大,因 Lb

施加一轴向载荷, 使轴承内部的游隙消除,并使滚动体和内,外套圈之间产生一定的预变形,处于 压紧状态.预紧后的轴承在工作载荷作用时,其内,外圈的轴向及径向的相对移 动量比未预紧时小得多,支承刚度和旋转精度得到显著的提高.但预紧量应根据 轴承的受载情况和使用要求合理确定,预紧量过大,轴承的磨损和发热量增加, 会导致轴承寿命降低. 通常是对成对使用的角接触轴承进行预紧.常用的预紧方法见图 9-23.图 a 正装的圆锥滚子轴承通过夹紧外圈而预紧;图 b 角接触球轴承反装,在两轴承外 圈之间加一金属垫片 (其厚度控制预紧量大小) 通过圆螺母夹紧内圈使轴承预紧, 也可将两轴承相邻的内圈端面磨窄,其效果与外圈加金属垫相同;图 c 在一对轴 承中间装入长度不等的套筒,预紧量由套筒的长度差控制;图 d 用弹簧预紧,可 得到稳定的预紧力.

(a)圆锥滚子轴承正装 圈加垫片

(b)角接触球轴承反装, 外

(c)轴承内,外圈加衬套 图 9-23 角接触轴承的预紧结构

(d)弹簧预紧

五,滚动轴承的配合与装配 轴承的配合是指内圈与轴的配合及外圈与座孔的配合, 轴承的周向固定是通 过配合来保证的.由于滚动轴承是标准件,所以与其他零件配合时,轴承内孔为 基准孔,外圈是基准轴,其配合代号不用标注.实际上轴承的孔径和外径都具有 公差带较小的负偏差, 与一般圆柱体基准孔和基准轴的偏差方向, 数值都不相同, 所以轴承内孔与轴的配合比一般圆柱体的同类配合要紧得多. 轴承配合种类的选择应根据转速的高低,载荷的大小,温度的变化等因素来 决定.配合过松,会使旋转精度降低,振动加大;配合过紧,可能因为内,外圈 过大的弹性变形而影响轴承的正常工作,也会使轴承装拆困难.一般来说,转速 高,载荷大,温度变化大的轴承应选紧一些的配合,经常拆卸的轴承应选较松的 配合,转动套圈配合应紧一些,游动支点的外圈配合应松一些.与轴承内圈配合 的回转轴常采用 n6,m6,k5,k6,j5,js6;与不转动的外圈相配合的轴承座孔 常采用 J6,J7,H7,G7 等配合. 由于滚动轴承的配合通常较紧,为便于装配,防止损坏轴承,应采取合理的 装配方法保证装配质量,组合设计时也应采取相应措施.

安装轴承时,小轴承可用铜锤轻而均匀地敲击配合套圈装入.大轴承可用压 力机压入. 尺寸大且配合紧的轴承可将孔件加热膨胀后再进行装配. 需注意的是, 力应施加在被装配的套圈上,否则会损伤轴承.拆卸轴承时,可采用专用工具, 如图 9-24 所示,为便于拆卸,轴承的定位轴肩高度应低于内圈高度,其值可查 阅轴承样本. 套杯内的轴承装拆时轴向移动的距离较长,通常采用圆锥滚子轴承,其内, 外圈分别装配, 操作较方便, 且套杯内

孔非配合部分的直径应稍大些(图 9-22a), 既利于轴承外圈的装入,又减少了内孔精加工面积.

图 9-24

轴承的折

§ 9 -7

滚动轴承的密封

轴承的密封装置是为了防止灰尘,水,酸气和其它杂物进入轴承,并防止润 滑剂流失而设置的.密封装置可分为接触式密封和非接触式密封. 一,接触式密封 在轴承盖内放置软材料与转动轴直接接触而起密封作用. 1,毡圈密封

(a) 图 9-25 用毡圈油封密封

(b)

如图 9-25 所示,将矩形剖面的毡圈放在轴承盖上的梯形槽中,与轴直接接 触.结构简单,但磨损较大,主要用于 v

齿轮传动的设计方法

一,设计任务 设计齿轮传动时, 应根据齿轮传动的工作条件和要求, 输入轴的转速和功率, 齿数比,原动机和工作机的工作特性,齿轮工况,工作寿命,外形尺寸要求等, 确定: 1,齿轮材料和热处理方式 2,主要参数和几何尺寸 3,结构形式及尺寸,精度等级及其检验公差等. 一般情况下可获得多种可行方案,应根据具体目标,通过评价决策,得出最 佳方案. 二,设计过程和方法 1,齿轮传动的设计过程如下: (1)选择齿轮材料,热处理方式, 精度等级 (2)初选齿数,齿宽系数,螺旋角 (3)根据强度条件初步计算出齿轮的分度圆直径或模数 (4)计算出齿轮的主要几何尺寸 (5)设计齿轮结构,并绘制出零件工作图 应注意的是,有些参量往往不是经一次选择,就能满足设计要求的,计算过 程中,须不断修改或重选,进行多次反复计算,才能得到最佳结果.

2,有关参量的选择原则 (1)齿轮材料,热处理方式 选择齿轮材料时,应使轮芯具有足够的强度和韧性,以抵抗轮齿折断,齿面 具有较高的硬度和耐磨性,以抵抗齿面的点蚀,胶合,磨损和塑性变形.另外, 还应考虑齿轮加工和热处理的工艺性及经济性等要求.通常,对于重载,高速或 体积,重量受到限制的重要场合,应选用较好的材料和热处理方式,反之,可选 用性能较次但较经济的材料和热处理工艺. (2)齿轮精度等级 齿轮精度等级应根据齿轮传动的用途,工作条件,传递功率和圆周速度的大 小及其它技术要求等来选择.一般,传递功率大,圆周速度高,要求传动平稳, 噪声低等场合,应选 用较高的精度等级,反之,为了降低制造成本,精度等级可选得低些.选择精度 等级时可参考表 3-5.

表 3-5 齿轮传动精度等级适用的速度范围 齿轮精度等级 3,4,5 6 7 8 9 ≤4 ≤3 ≤3 ≤2.5 ≤8 ≤6 ≤6 ≤6 >12 ≤18 ≤12 ≤6 >10 ≤15 ≤10 ≤5 >7 >6 ≤10 ≤7 ≤9 ≤6 ≤4 ≤3

齿的种类

传动种类 圆柱齿轮

齿面硬度 HBS ≤350 >350 ≤350 >350 ≤350 >350 ≤350 >350

直齿 圆锥齿轮 圆柱齿轮 斜齿及曲齿 圆锥齿轮

>25 ≤36 ≤25 ≤12 >20 ≤30 ≤20 ≤9 >16 ≤24 ≤16 ≤9 >13 ≤19 ≤13 ≤7

(3)

主要参数 1)齿数 z 闭式软齿面: 大,一方面有利于传动的平稳性和减少噪声,另一方面, 加大,m 减小,可减少金属切削量,节省制造费用;m 减小,还能降低齿高,减 少滑动系数,减小磨损,提高抗胶合能力.所以在保持分度圆直径 d 不变和满足 弯曲强度的条件下,齿数 应选得多些,一般可取 .

闭式硬齿面,开式齿轮和铸铁齿轮传动,其齿根弯曲强度往往是薄弱环节, 应取较少齿数和较大的模数,以提高轮齿的弯曲强度.一般取 .

对于承受变载荷的齿轮传动及开式齿轮传动,为了保证齿面磨损均匀,宜使 大,小齿轮的齿数互为质数,至少不要成整数倍. 2)齿宽系数 ,

齿宽系数大, 有利于提高承载能力, 但却增加了载荷沿齿宽分布的不均匀性, 设计时,必须合理选择.一般,圆柱齿轮的齿宽系数可参考表 3-6 选用.其中, 闭式传动,支承刚性好, 性差, 应取小值. 可取大值;开式传动,齿轮一般悬臂布置,轴的刚

对于直齿圆锥齿轮传动,因轮齿由大端向小端缩小,载荷沿齿宽分布不均, 不宜太大,常取 =0.25～0.3.

表 3-6 圆柱齿轮的齿宽系数 大轮或两轮齿面硬度≤ 350HBS 0.8～1.4 0.6～1.2 0.3～0.4

齿轮相对轴承的位置 对称布置 不对称布置 悬臂布置

两轮齿面硬度>350HBS 0.4～0.9 0.8～0.6 0.2～0.5

3)模数 m 模数圆整为标准值.对于传递动力用的圆柱齿轮传动,其模数应大于 1.5mm;对圆锥齿轮传动,其模数应大于 2mm.国家标准(GB1357-87)规定的齿 轮的标准模数(表 3-7).

表 3-7 1 6 1.75 8 7 2.25 10 9 12 (11) 2.75 (3.25) 16 14 20 18 3.5 25 22 (3.75) 32 28 4.5 40 36 5.5 (6.5) 50 45 渐开线齿轮的标准模数(GB1357-87) 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5

第一系列 第二系列 第一系列 第二系列

注:(1)对斜齿圆柱齿轮及人字齿轮,取法面模数为标准模数;对锥齿轮,取大端模数为标 准模数; (2)应优先采用第一系列,括号内的模数尽可能不用.

4)螺旋角β β增大可提高传动平稳性和承载能力,但β过大,会导致轴向力增加,使轴承 及传动装置的尺寸也相应增大;同时,传动效率也会降低.一般可取 . 但从减小齿轮传动的振动和噪声来考虑,目前有采用大螺旋角的趋势.人字 齿轮传动,因其轴向力可相互抵消,β可取大些,一般可取到 用 30°以下. ,常

图 9-26

皮碗密封

如图 9-26 所示,皮碗放在轴承盖槽中并直接压在轴上,环形螺旋弹簧压在 皮碗的唇部用来增强密封效果.唇朝内可防漏油,唇朝外可防尘.安装简便,使 用可靠,适用 v

(a)

(b)

(c) 图 9-27 非接触式密封

这类密封没有与轴直接接触,多用于速度较高的场合. (1)油沟式密封 图 9-27a 所示,在轴与轴承盖的通孔壁间留 0.1～0.3mm 的窄缝隙,并在轴 承盖上车出沟槽,在槽内充满油脂.结构简单,用于 v

密封 将旋转和固定的密封零件间的间隙制成迷宫形式, 缝隙间填入润滑油脂以加 强密封效果.适合于油润滑和脂润滑的场合. (3)组合式密封 在油沟密封区内的轴上装上一个甩油环, 当油落在环上时可靠离心力的作用 甩掉再导回油箱.在高速时密封效果好.

§ 9 -8

习 题

9-1 试说明下列各轴承的内径有多大?哪个轴承的公差等级最高?哪个轴 承允许的极限转速最高?哪个轴承承受径向载荷的能力最高?哪个轴承不能承 受径向载荷? N307/P4;6207/P2;30207;5307/P6 9-2 根据工作条件,决定在轴的两端选用 α=15°的角接触球轴承,正装,

轴颈直径 d=35mm,工作中有中等冲击,转速 n=1800r/min.已知两轴承的径向载 荷分别为 Fr1=3390N(左轴承),Fr2=1040N(右轴承),外部轴向载荷为 FA=870N,作 用方向指向轴承 1(即 FA 指向左),试确定轴承的工作寿命.

9-3

一农用水泵,决定选用深沟球轴承,轴颈直径 d=35mm,转速

n=2900r/min,已知轴承承受的径向载荷 Fr=1810N,外部轴向载荷 Fa=740N,预期 寿命为 6000h,试选择轴承的型号. 9-4 一双向推力球轴承 52310,承受轴向载荷 Fa=5000N,轴的转速为

1460r/min,载荷中有中等冲击,试计算其额定寿命.(附:轴承 52310 的额定动 载荷 Ca=74.5kN,额定静载荷 C0a=162kN)