轴承介绍及其种类介绍

轴承介绍及其种类介绍

轴承是用来支承轴或轴上回转零件的部件。

根据工作时磨擦性质的不同，轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。滚动轴承一般由专门的轴承厂家制造，广泛应用于各种机器中。但对要求不高或有特殊要求的场合，如高速、重载、冲击较大及需要剖分结构等，使用更多的则是滑动轴承。所以我们应了解两类轴承的特点，掌握以下几方面的内容：1. 合理选择滑动轴承的材料，确定其参数及结构；2. 合理选择滚动轴承的类型并定出轴承的型号；3. 确定轴承的安装、调整、润滑和密封等。

滑动轴承概述

工作时轴承和轴颈的支承面间形成直接或间接滑动摩擦的轴承，称为滑动轴承（图12-1a）。

滑动轴承工作表面的摩擦状态有非液体摩擦和液体摩擦之分。图12-1b、图12-1c是轴承摩擦表面的局部放大图，如图12-1b所示，摩擦表面不能被润滑油完全隔开的轴承称为非液体摩擦滑动轴承。这种轴承的摩擦表面容易磨损，但结构简单，制造精度要求较低，用于一般转速，载荷不大或精度要求不高的场合。摩擦表面完全被润滑油隔开的轴承称为液体摩擦滑动轴承，如图12-1c所示。这种轴承与轴表面不直接接触，因此避免了磨损。液体摩擦滑动轴承制造成本高，多用于高速、精度要求较高或低速、重载的场合。

a 滑动轴承原理图 b非液体摩擦状态 c 液体摩擦状态

图12-1滑动轴承的摩擦状态

根据轴承所能承受的载荷方向不同，滑动轴承可分为向心滑动轴承和推力滑动轴承。向心滑动轴承用于承受径向载荷；推力滑动轴承用于承受轴向载荷。

一、 滑动轴承的结构

1．整体式滑动轴承 是在机体上、箱体上或整体的轴承座上直接镗出轴承孔，并在孔内镶入轴套，如图12-2所示，安装时用螺栓联接在机架上。这种轴承结构形式较多，大都已标准化。它的优点是结构简单、成本低；缺点是轴颈只能从端部装入，安装和维修不便，而且轴承磨损后不能调整间隙，只能更换轴套，

所以只能用在轻载、

低速及间歇性工作的机器上。

图12-2整体式向心滑动轴承

2．剖分式滑动轴承（对开式滑动轴承） 如图12-3所示，它由轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦等组成。在轴承座和轴承盖的剖分面上制有阶梯形的定位止口，便于安装时对心。还可在剖分面间放置调整垫片，以便安装或磨损时调整轴承间隙。轴承剖分面最好与载荷方向近于垂直。一般剖分面是水平的或倾斜45°角，以适应不同径向载荷方向的要求。这种轴承装拆方便，又能调整间隙，克服了整体式轴承的缺点，得到了广泛的应用。

图12-3剖分式滑动轴承

3．调心式滑动轴承 当轴颈较宽（宽径比B/d＞1.5）、变形较大或不能保证两轴孔轴线重合时，将引起两端轴套严重磨损，这时就应采用调心式滑动轴承。如图12-4所示，就是利用球面支承，自动调整轴套的位置，以适应轴的偏斜。

图12-4调心式滑动轴承

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12-5所示。实心端面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。空心端面轴颈和环状轴颈工作情况较好。载荷较大时，可采用多环轴颈。

图12-5推力滑动轴承

二、轴瓦的结构和滑动轴承的材料 1．轴瓦的结构

常用的轴瓦有整体式和剖分式两种结构。

整体式轴承采用整体式轴瓦，整体式轴瓦又称为轴套，如图12-6a所示。剖分式轴承采用剖分式轴瓦，如图12-6b所示。

a 整体式轴瓦 b 剖分式轴瓦

图12-6轴瓦的结构

轴瓦可以由一种材料制成，也可以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12-7所示。

图12-7瓦背内壁沟槽

为了使润滑油能均匀流到轴瓦的整个工作表面上，轴瓦上要开出油孔和油沟，一般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12-8所示为几种常见的油沟形式。

图12-8油沟形式(非承载区)

2．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。对其材料的主要要求是： （1）具有足够的抗压、抗疲劳和抗冲击能力。

（2）具有良好的减摩性、耐磨性和磨合性，抗粘着磨损和磨粒磨损性能较好。 （3）具有良好的顺应性和嵌藏性，具有补偿对中误差和其他几何误差及容纳硬屑粒的能力。

（4）具有良好的工艺性、导热性及抗腐蚀性能等。 但是，任何一种材料不可能同时具备上述性能，因而设计时应根据具体工作条件，按主要性能来选择轴承材料。常用的轴瓦或轴承衬的材料及其性能见表12-1。

表12-1常用的金属轴瓦材料及性能

除了上述几种金属材料外，还可采用其它金属材料及非金属材料，如黄铜、铸铁、塑料、橡胶及粉末冶金等作为轴瓦材料。

三、非液体摩擦滑动轴承的设计计算 1．径向滑动轴承

设计轴承时，通常已知轴颈的直径d、转速n及轴承径向载荷Fr。因此，轴承的设计是根据这些条件，选择类型、轴瓦材料、确定轴承宽度B，并进行校核计算。对于非标准轴承还需进行结构设计。

对于非液体润滑轴承，常取宽度B=（0.8~1.5）d；如选用标准滑动轴承座，则宽度B值可由有关标准或手册中查到。

由于滑动轴承的主要失效形式为磨损和胶合，故设计时应进行相应的校核计算。 （1）验算平均压强p

为防止轴颈与轴瓦间的润滑油被挤出而发生过度磨损，应限制压强

p。径向滑动轴承的承载情况如图12-9所示。

图12-9径向滑动轴承的计算图

Fr

p (12-1) dB

式中：Fr为轴承所受的径向载荷（N）；B为轴承宽度（mm）；d为轴颈的直径（mm）；〔p〕为许用压强（MPa），由表12-1查取。

（2）验算pv值

为了防止轴承因温度升高过热而发生胶合，应限制轴承单位面积上的摩擦功率fpv值。由于摩擦系数f可认为是定值，于是限制pv值，即可限制温升。

p

pv

Frn

pv (12-2)

19100B

式中：n为轴的转速（r/min）；〔pv〕为pv的许用值（MPa·m/s），见表12-1。

（3）验算轴颈的圆周速度v

当压强p较小时，虽然用式12-1、12-2验算p和pv值均合格，但由于轴产生弯曲或不同心，轴承的局部区域，可能产生相当高的压力，当速度v过高时，局部的pv值可能超过其许用值，轴承会加速磨损，因而还要求

v

dn

601000

v (12-3)

式中：〔v〕为轴颈的许用圆周速度（m/s），见表12-1。

2．推力滑动轴承的计算

推力滑动轴承的计算与径向轴承的计算相似，当轴承的结构型式及基本尺寸确定后，要对其p和pv值进行验算。推力滑动轴承的承载情况如图12-10所示。

图12-10推力轴承的计算图

（1）校核压强p p

Fa

p (12-4) 22

/4d2d1

式中：Fa为轴向载荷（N）；〔p〕为许用压强（MPa），见表12-2。

（2）校核pv值

pvmpv (12-5) 式中：vm为轴颈的平均圆周速度，vmdm

dmn

60100

（m/s）；dm为轴颈的平均直径，

d1d2 （mm）；n为轴的转速（r/min）；〔pv〕为pv的许用值（MPa·m/s）见

2

表12-2。

表12-2推力轴承的〔p〕和〔pv〕值

四 、滑动轴承的润滑

润滑对减少滑动轴承的摩擦和磨损以及保证轴承正常工作具有重要意义。因此，设计和使用轴承时，必须合理地采取措施，对轴承进行润滑。

1. 润滑剂 （1）润滑油

润滑油是使用最广的润滑剂，其中以矿物油应用最广。润滑油的主要性能指标是粘度。通常它随温度的升高而降低。我国润滑油产品牌号是按运动粘度（单位为mm2/s，记为cSt，读作厘斯）的中间值划分的。例如L—AN46全损耗系统用油（机械油），即表示在40℃时运动粘度的中间值为46cSt，（40℃时的运动粘度记为ν40）。除粘度之外，润滑油的性能指标还有凝点、闪点等。滑动轴承常用的润滑油牌号及选用可参考表12-3。

表12-3滑动轴承常用润滑油牌号选择

（2）润滑脂

润滑脂是由润滑油添加各种稠化剂和稳定剂稠化而成的膏状润滑剂。润滑脂主要应用在速度较低（轴颈圆周速度小于1~2m/s）、载荷较大、不经常加油、使用要求不高的场合。具体选用见表12-4。

表12-4滑动轴承润滑脂选择

除了润滑油和润滑脂之外，在某些特殊场合，还可使用固体润滑剂，如石墨、二硫化钼、水或气体等作润滑剂。

2．润滑方法 在选用润滑剂之后，还要选用恰当的润滑方式。滑动轴承的润滑方法可按下式求得的k值选用：

k

pv3 (12-6)

式中：p为轴颈的平均压强（MPa）；v为轴颈的圆周速度（m/s）。

当k≤2时，若采用润滑脂润滑，可用图12-11a所示的旋盖式油杯或用图12-11b所示的压配式压注油杯定期加润滑脂润滑；若采用润滑油润滑，用图12-11b所示的压配式压注油杯或图12-11c所示的旋套式油杯定期加油润滑。当k＞2~16时，用图12-11e所示的针阀式注油杯或图12-11d所示的油芯式油杯进行连续的滴油润滑。

a旋盖式油杯 b压配式压注油杯 c旋套式油杯

d油芯式油杯 e 针阀式注油杯

图12-11几种供油装置

当k＞16~32时，用图12-12所式的油环带油方式，或采用飞溅、压力循环等连续供油方式进行润滑；当k＞32时，则必须采用压力循环的供油方式进行润滑。

图12-12油环润滑

12—2 滚动轴承的结构、类型和代号

一 、 滚动轴承的结构

常见的滚动轴承一般由两个套圈（即内圈、外圈）、滚动体和保持架等基本元件组成（图12-13）。通常内圈与轴颈相配合且随轴一起转动，外圈装在机架的轴承座孔内固定不动。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避免相邻滚动体之间的接触和摩擦、磨损。

1－内圈 2－滚动体 3－保持架 4－外圈

图12-13 滚动轴承的结构

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。

二、 滚动轴承的特性和类型 1．滚动轴承的4个基本特性

（1）接触角

如图12-14所示，滚动轴承中滚动体与外圈接触处的法线和垂直于轴承轴心线的平面的夹角α，称为接触角。α越大，轴承承受轴向载荷的能力越大。

图12-14 滚动轴承的接触角

（2）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12-15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12-15 滚动轴承的游隙

（3）偏位角

如图12-16所示，轴承内、外圈轴线相对倾斜时所夹锐角，称为偏位角。能自动适应偏位角的轴承，称为调心轴承。各类轴承的许用偏位角见表

12-5

图12-16 滚动轴承的偏位角

（4）极限转速

滚动轴承在一定的载荷和润滑的条件下，允许的最高转速称为极限转速，其具体数值见有关手册。

2．滚动轴承的类型

滚动轴承的类型很多，下面介绍几种常见的分类方法。

（1）按滚动体的形状分，可分为球轴承和滚子轴承两大类。

如图12-17所示，球轴承的滚动体是球形，承载能力和承受冲击能力小。滚子轴承的滚动体形状有圆柱滚子、圆锥滚子、鼓形滚子和滚针等，承载能力和承受冲击能力大，但极限转速低。

图12-17 滚动体的形状

（2）按滚动体的列数，滚动轴承又可分为单列、双列及多列滚动轴承。

（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）按承受载荷方向不同，可分为向心轴承和推力轴承两类。

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。

常用的各类滚动轴承的性能及特点见表12-5。

续表12-5

注：＊ 基本额定动载荷比：是指同一尺寸系列（直径及宽度）各种类型和结构形式的轴承的基本

额定动载荷与6类深沟球轴承的（推力轴承则与单向推力球轴承）基本额定动载荷之比。 ＊＊极限转速比：是指同一尺寸系列0级公差的各类轴承脂润滑时的极限转速与6类深沟球轴

承脂润滑时的极限转速之比。高、中、低的含义为：高为6类深沟球轴承极限转速的90%～100%；中为6类深沟球轴承极限转速的60%～90%；低为6类深沟球轴承极限转速的60%以下。

三、 滚动轴承的代号

滚动轴承的种类和尺寸规格繁多，为了便于组织生产和选用，常用的滚动轴承大多数已经标准化了。国家标准GB/T272-93规定了滚动轴承的代号方法，轴承的代号用字母和数字来表示。一般印或刻在轴承套圈的端面上。

滚动轴承的代号由基本代号、前置代号和后置代号组成。轴承代号的构成见表12-6。

例如滚动轴承代号N2210/P5 在基本代号中：N——类型代号；22——尺寸系

列代号；10——内径代号，后置代号：/P5——精度等级代号。

1．基本代号（滚针轴承除外）

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12-7。

（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。图12-18所示为深沟球轴承的不同直径系列代号的对比。

6105轴承 6205轴承 6305轴承 6405轴承

图12-18直径系列对比

（3）内径代号

轴承内孔直径用两位数字表示，见表12-8。

2．前置代号

轴承的前置代号用字母表示。如用L表示可分离轴承的可分离内圈或外圈，代号示例如LN207。

3．后置代号

轴承的后置代号是用字母（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。代号示例如7210C、7210AC和7210B。

（2）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”表示轴承外圈上有止动槽。代号示例如6210-Z、6210N。

（3）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、/P6X、/P6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，在轴承代号中省略不表示。代号示例如6203、6203/P6、30210/P6X。

（4）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，在轴承代号中省略不表示，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。代号示例如6210、6210/C4。

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/T272-93。

代号举例：

30210—表示圆锥滚子轴承，宽度系列代号为0，直径系列代号为2，内径为50mm，公差等级为0级，游隙为0组。

LN207/P63—表示圆柱滚子轴承，外圈可分离，宽度系列代号为0（0在代号中省略），直径系列代号为2，内径为35mm，公差等级为6级，游隙为3组。

12—3 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；经济性及其它特殊要求等。以下几个选型原则可供参考。

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，宜选滚子轴承；如轴承仅受径向载荷时，选径向接触球轴承或圆柱滚子轴承；只受轴向载荷时，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。

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12-5。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量选用价格低廉的轴承。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。

除此之外，还可能有其它各种各样的要求，如轴承装置整体设计的要求等，因此设计时要全面分析比较，选出最合适的轴承。

12—4 滚动轴承的工作能力计算

一、 滚动轴承的失效形式和计算准则 1．滚动轴承的载荷分析

以深沟球轴承为例进行分析。如图12-19所示，轴承受径向载荷Fr作用时，各滚动体承受的载荷是不同的，处于最低位置的滚动体受载荷最大。由理论分析知，受载荷最大的滚动体所受的载荷为F0≈（5/z）Fr，式中z为滚动体的数目。

图12-19 滚动轴承的载荷分析

当外圈不动内圈转动时，滚动体既自转又绕轴承的轴线公转，于是内、外圈与滚动体的接触点位置不断发生变化，滚道与滚动体接触表面上某点的接触应力也随着作周期性的变化，滚动体与旋转套圈受周期性变化的脉动循环接触应力作用，固定套圈上A点受最大的稳定脉动循环接触应力作用。

2．失效形式

滚动轴承的失效形式主要有以下三种：

（1）疲劳点蚀 滚动体和套圈滚道在脉动循环的接触应力作用下，当应力值或应力循环次数超过一定数值后，接触表面会出现接触疲劳点蚀。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。接触疲劳点蚀是滚动轴承的最主要失效形式。

（2）塑性变形 在过大的静载荷或冲击载荷的作用下，套圈滚道或滚动体可能会发生塑性变形，滚道出现凹坑或滚动体被压扁，使运转精度降低，产生震动和噪音，导致轴承不能正常工作。

（3）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它形式的失效，也应采取相应的措施加以防止。

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(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。

二、基本额定寿命和基本额定动载荷 1．轴承寿命

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。这也意味着一个新轴承运转至出现疲劳点蚀就不能再使用了。如同预言一个人的寿命一样，对于一个具体的轴承，我们无法预知其确切的寿命。但借助于人口调查等相关资料，却可以预知某一批人的寿命。同理，引入下面关于基本额定寿命的说法。

2．基本额定寿命

一批相同的轴承，在同样的受力、转数等常规条件下运转，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L（106r）或Lh（h）表示。需要说明的是：①轴承运转的条件不同，如受力大小不一样，则其基本额定寿命值不一样；②某一轴承能够达到或超过此寿命值的可能性即可靠度为90%，达不到此寿命值的可能性即破坏率为10%。

3．基本额定动载荷

基本额定动载荷是指基本额定寿命为L=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。不同型号轴承的基本额定动载荷C值可查轴承样本或设计手册等资料。

三、 滚动轴承的寿命计算公式

滚动轴承的基本额定寿命（以下简称为寿命）与承受的载荷有关，通过大量试验获得6207轴承寿命L与载荷P的关系曲线如图12-20所示，也称为轴承的疲劳曲线。其它型号的轴承，也存在类似的关系曲线。此曲线的方程为

ε

LP=常数

式中：ε为轴承的寿命指数，对于球轴承ε=3，对于滚子轴承ε=10/3。

图12-20 滚动轴承的L-P曲线

根据基本额定动载荷的定义，当轴承的基本额定寿命L=1（106r）时，它所受的载荷P=C，将其代入上式得

εε

LP=1×C=常数

C或 L （106r ） P

实际计算中，常用小时数Lh表示轴承寿命，考虑到轴承工作温度的影响，则上式可改写为下面两个实用的轴承基本额定寿命的计算公式，由此可分别确定轴承的基本额定寿命或型号。



106fC

LhLh (12-7)

60nP60nLh （12-8） 或 CCPf106

1



式中：Lh—轴承的基本额定寿命（h）；n—轴承转数（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12-9），是考虑轴承工作温度对C的影响而引入的修正系数；[Lh]—轴承的预期使用寿命（h），设计时如果不知道轴承的预期寿命值，表12-10的荐用值可供参考。

表12-9温度系数f

表12-10滚动轴承预期使用寿命的荐用值

四、滚动轴承的当量动载荷计算

轴承的基本额定动载荷C是在一定的试验条件下确定的，对向心轴承是指纯径向载荷，对推力轴承是指纯轴向载荷。在进行寿命计算时，需将作用在轴承上的实际载荷折算成与上述条件相当的载荷，即当量动载荷。在该载荷的作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下轴承的寿命相同。当量动载荷用符号P表示，计算公式为

P=fP（XFr+YFa） （12-9）

式中，fp—载荷系数，是考虑工作中的冲击和振动会使轴承寿命降低而引入的系数，见表12-11；Fr—轴承所受的径向载荷（N）；Fa—轴承所受的轴向载荷（N）；X、Y—径向载荷系数和轴向载荷系数，见表12-12。

表12-11载荷系数f

表12-12径向载荷系数X和轴向载荷系数Y

注：1．表中均为单列轴承的系数值，双列轴承查《滚动轴承产品样本》。

2．C0为轴承的基本额定静载荷；α为接触角。

3．e是判别轴向载荷Fa对当量动载荷P影响程度的参数。查表时，可按Fa/Co查得e值，再根据Fa/Fr＞e或Fa/Fr≤e来确定X、Y值。

五、 角接触轴承的轴向载荷 1. 角接触轴承的内部轴向力

如图12-21所示，由于角接触轴承存在着接触角α，所以载荷作用中心不在轴承的宽度中点，而与轴心线交于O点。当受到径向载荷FR作用时，作用在承载区内第i个滚动体上的法向力Fi可分解为径向分力FRi和轴向分力FSi，。各滚动体上所受轴向分力的总和即为轴承的内部轴向力FS，其大小可按表12-13求得，方向沿轴线由轴承外圈的宽边指向窄边。

图12-21 角接触轴承中的内部轴向力分析

表12-13角接触轴承的内部轴向力

注：上表中e值查表12-12确定。

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，一般这种轴承都要成对使用，并将两个轴承对称安装。常见有两种安装方式：图12-22所示为外圈窄边相对安装，称为正装或面对面安装；图12-23所示为两外圈宽边相对安装，称为反装或背靠背安装。

图12-22 外圈窄边相对安装

图12-23 外圈宽边相对安装

下面以图12-22所示的角接触球轴承支承的轴系为例，分析轴线方向的受力情况。将图12-22抽象成为图12-24a所示的受力简图，Fa1及 Fa2为两个角接触轴承所受的轴向力，作用在轴承外圈宽边的端面上，方向沿轴线由宽边指向窄边。FA称为轴向外载荷（力），是轴上除Fa之外的轴向外力的合力。在轴线方向，轴系在FA、 Fa1及Fa2作用下处于平衡状态。由于FA为已知，Fa1及Fa2待求，这属于超静定的问题，故引入求解角接触轴承轴向力Fa的方法如下：

图12-24轴向力分析

1．先计算出轴上的轴向外力（合力）FA的大小及两支点处轴承的内部轴向力FS1、FS2的大小，并在计算简图12-24b中绘出这三个力。

2．将轴向外力FA 及与之同向的内部轴向力相加，取其之和与另一反向的内部轴向力比较大小。如图12-24b所示，若FS1＋FA≥FS2，根据轴承及轴系的结构，外圈固定不动，轴与固结在一起的内圈有右移趋势，则轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。若FS1＋FA＜FS2，根据轴承及轴系的结构，外圈固定不动，轴与固结在一起的内圈有左移趋势，则轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

3．“放松端”轴承的轴向力等于它本身的内部轴向力。 4．“压紧端”轴承的轴向力等于除本身的内部轴向力外其余各轴向力的代数和。

例12-1 已知一对7206C轴承支承的轴系，轴上径向力FR=6000N，求以下a、b、c三种情况两轴承所受的轴向力。

图12-25 例12-1图

情况a：如图12-25a所示，轴向外力FA=0，Fa/Co=0.029。 解

1. Fr1=2000N，Fr2=4000N

2．由表12-13及表12-12知，内部轴向力

FS1=0.4Fr1=0.4×2000=800N FS2=0.4Fr2=0.4×4000=1600N

3．由于FS1＜FS2，再根据结构判断轴承1被压紧，轴承2被放松，所以Fa1=FS2=1600N；轴承2仅受内部轴向力， Fa2=FS2=1600N。

情况b：FA=600N，FS1=800N，FS2=1600N，方向如图12-25b所示。 解 FS2 ＞FA＋FS1，轴承1被压紧，轴承2被放松。

Fa1=FS2－FA=1000N Fa2=FS2 =1600N

情况c：两轴承反安装，如图12-25c所示，FA=1000N，FS1=800N，FS2=1600N。 解 FA＋FS2＞FS1，轴有向右移动趋势，轴承1被压紧。

Fa1= FA＋FS2 =2600N Fa2=FS2 =1600N

讨论：在本例的几种情况中，虽然判断轴承1被压紧，轴承2被放松，但这并不说明轴承1受的轴向力必然大于轴承2所受的轴向力。“情况b” 中Fa1= 1000N，Fa2= 1600N就明显说明了这一点。

例12-2 如图12-26所示，减速器中的轴由一对深沟球轴承支承。已知：轴的两端轴颈直径均为d=50mm，轴受径向力FR =15000N，轴向力FA =2500N，工作转速n=400r/min ，载荷系数fP=1.2，常温下工作，轴承预期寿命〔Lh 〕=10000h，支承方式采用图12-28a所示的双固式结构，试选择轴承型号。

图12-26例12-2图

解

1．求轴承所受的载荷

轴承1：径向载荷 由静力学平衡方程式得

（200+100）Fr1—100FR=0

1001

Fr1FR150005000

2001003

轴向载荷 由于两轴承用图12-28a所示的双固式支承结构，

根据结构图及轴向力

FA的方向判断：轴向力FA由轴承2承受，轴承1不受轴向力，即Fa1=0。

轴承2：径向载荷 由静力学平衡方程式得

Fr2=FR—Fr1=15000—5000=10000N

轴向载荷 Fa2=FA=2500N

轴承2承受的载荷大于轴承1所承受的载荷，故应按轴承2计算。 2．试选6310轴承进行计算

依题意d=50mm，试选6310轴承，查机械设计手册得C=48400N，C0=36300N，根据表12-12 Fa2/ C0=2500/36300=0.069，应用线性插值法求e

0.280.26

0.0690.0560.27

0.0840.056

Fa2/ Fr2=2500/10000=0.25＜e，取X=1， Y=0 P2=fP（XFr2+YFa2）

=1.1×（1×10000+0×2500）=11000N 又有球轴承ε=3，取fT=1，则由式12-7得

e

66

fC1010148400=3549.33h＜10000 h Lh=60nP6040011000

3

由此可见轴承的寿命小于预期寿命，所以6310轴承不合适。 3．再试选6410轴承进行计算

查机械设计手册：再试选6410轴承，得C=71800N，C0=46400N。 由表12-12 Fa2/ C0=2500/56400=0.044，求得e=0.24

Fa2/ Fr2=2500/10000=0.25＞e，取X=0.56， Y值应用线性插值法求

Y1.99

1.711.99

0.0440.0281.83

0.0560.028

P2=fP（XFr2+YFa2）

=1.1×（0.56×10000+1.83×2500）=11192.5N 由式12-7得

106fC106171800Lh==11000h＞10000 h

60nP6040011192.5

可知所选6410轴承合适。 4. 本例题讨论 （1）当试算6310滚动轴承不合适后，若允许采用增大轴颈的办法改选轴承型号，则可选用6312轴承，再计算轴承寿命，判断该轴承是否合适。

（2）也可通过计算所需轴承的基本额定动载荷C′并与试选轴承的基本额定动载荷C比较，判定试选轴承是否合适。

3

例12-3 如图12-27所示为某机械中的主动轴，拟用一对角接触球轴承支承。初选轴承型号为7211AC。已知轴的转速n=1450r/min，两轴承所受的径向载荷分别为Fr1=3300N，Fr2=1000N，轴向载荷FA=900N，轴承在常温下工作，运转时有中等冲击，要求轴承预期寿命12000h。试判断该对轴承是否合适。

图12-27 例12-3图

解

1． 计算轴承的轴向力Fa1、Fa2

由表12-13查得7211AC轴承内部轴向力的计算公式为 Fs=0.68Fr ，故有： Fs1=0.68 Fr1=0.68×3300N=2244N Fs2=0.68 Fr2=0.68×1000N=680N

因为 Fs2+FA=(680＋900)N=1580N＜Fs1=2244N

故可判断轴承2被压紧, 轴承1被放松，两轴承的轴向力分别为： Fa1= Fs1=2244N

Fa2= Fs1－FA=(2244－900)N=1344N

2． 计算当量动载荷P1、P2 由表12-12查得e=0.68，而

Fa122440.68e

Fr13300

Fa21344

1.344＜e Fr21000

查表12-12可得X1=1，Y1=0；X2=0.41，Y2=0.87。由表12-11取fp=1.4，则轴承的当量动载荷为：

P1=fp（X1 Fr1+ Y1 Fa1）=1.4×(1×3300+0×2244)N=4620N

P2=fp（X2 Fr2+ Y2 Fa2）=1.4×(0.41×1000+0.87×1344)N=2211N

3．计算轴承寿命Lh

因P1＞ P2，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承1的寿命，取P= P1。 查手册得7211AC轴承的Cr=50500N。又球轴承ε=3，取fT=1，则由式12-7得

106fTC106150500=15010h＞12000 h

Lh=

60nP6014504620

由此可见轴承的寿命大于预期寿命，所以该对轴承合适。

六、 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Co

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Co（向心轴承称为径向基本额定静载荷Cor，推力轴承称为轴向基本额定静载荷Coa）。各类轴承的Co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。

2．当量静载荷Po

当量静载荷Po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。

Po=XoFr+YoFa （12-10）

式中：Xo，Yo分别为当量静载荷的系数径向和轴向系数，可由表12-14查取。若由式12-10计算出的Po＜Fr，则应取Po=Fr。

表12-14单列轴承的径向静载荷系数X

和轴向静载荷系数Y 3

3. 静强度计算

轴承的静强度计算式为

C0≥S0P0 （12-11）

式中，S0称为静强度安全系数，其值可查表12-15。

表12-15静强度安全系数S

例12-4 齿轮减速器中的30205轴承受轴向力Fa=2000N，径向力Fr=4500N，静强度安全系数S0=2，试验算该轴承是否满足静强度要求。

解 由机械设计手册查得30205轴承的基本额定静载荷为Co=37000N，Xo=0.5，Yo=0.9。

当量静负荷

P0=X0Fr+Y0Fa

=0.5×4500+0.9×2000=4050N

C

由式12-11 o370009.14S02

Po4050该轴承满足静强度要求。

12—5 滚动轴承的组合设计

滚动轴承安装在机器设备上，它与支承它的轴和轴承座（机体）等周围零件之间的整体关系，就称为轴承部件的组合。为了保证滚动轴承正常工作，除了合理地选择轴承类型、尺寸外，还必须正确地进行轴承组合的结构设计。在设计轴承的组合结构时，要考虑轴承的安装、调整、配合、拆卸、紧固、润滑和密封等多方面的内容。

一、 滚动轴承的固定

常用的轴承固定方式有三种。 1. 两端单向固定

如图12-28a所示，在轴的两个支点上，用轴肩顶住轴承内圈，轴承盖顶住轴承的外圈，使每个支点都能限制轴的单方向轴向移动，两个支点合起来就限制了轴的双向移动，这种固定方式称为两端单向固定或双固式。图12-28a上半部为采用深沟球轴承支承的结构，它结构简单、便于安装，适于工作温度变化不大的短轴。考虑轴因受热而伸长，安装轴承时，如图12-28b所示，在深沟球轴承的外圈和端盖之间，应留有c=0.25～0.4mm的热补偿轴向间隙。图12-28a下半部为采用角接触球轴承支承的结构。

a b 图12-28两端单向固定的轴系

2. 一端双向固定、一端游动

如图12-29a所示，左端轴承内、外圈都为双向固定，以承受双向轴向载荷，称为固定端。右端为游动端，选用深沟球轴承时内圈作双向固定，外圈的两侧自由，且在轴承外圈与端盖之间留有适当的间隙，轴承可随轴颈沿轴向游动，适应轴的伸长和缩短的需要。如图12-29b所示，游动端选用圆柱滚子轴承时，该轴承的内、外圈均应双向固定。这种固游式结构适于工作温度变化较大的长轴。

a b 图12-29一端双向固定、一端游动的轴系

3. 两端游动式

图12-30所示为人字齿轮传动中的主动轴，考虑到轮齿两侧螺旋角的制造误差，为了使轮齿啮合时受力均匀，两端都采用圆柱滚子轴承支承，轴与轴承内圈可沿轴向少量移动，即为两端游动式结构。与其相啮合的从动轮轴系则必须用双固式或固游式结构。若主动轴的轴向位置也固定，可能会发生干涉以至卡死现象。

图12-30两端游动的轴系

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12-31a所示的轴端挡圈、圆螺母、轴用弹性挡圈等结构。外圈则采用图12-31b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。

图12-31单个轴承的轴向定位与固定

二、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12-28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12-32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12-32利用压盖调整轴承的间隙

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合的预压紧状态，称为滚动轴承的预紧。预紧的目的在于提高其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12-33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12-33轴承的预紧

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12-34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12-34轴承组合位置的调整

三、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，并设置图12-35a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12-35b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12-35支承部位的刚度和同轴度

四、 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，轴承内孔与轴颈的配合采用基孔制，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；而外圈与座孔间（特别是需要作轴向游动或经常装拆的场合）常采用较松的配合。轴颈公差带常取n6、m6、k6、js6等；座孔的公差带常用为J7、J6、H7和G7等，具体选择可参考有关的机械设计手册。

五、滚动轴承的安装与拆卸

设计轴承的组合结构时，应考虑有利于轴承的装拆，以便在装拆时不损坏轴承和其他零部件。装拆时，要求滚动体不受力，装拆力要对称或均匀地作用在套圈的端面上。

1. 轴承的安装

（1）冷压法 用专用压套压装轴承，如图12-36a所示，装配时，先加专用压套，再用压力机压入或用手锤轻轻打入。

a b

图12-36轴承的安装与拆卸

（2）热装法 将轴承放入油池或加热炉中加热至80~100℃，然后套装在轴上。 2. 轴承的拆卸

应使用专门的拆卸工具拆卸轴承，如图12-36b所示。

为了便于用专用工具拆卸轴承，设计时应使轴上定位轴肩的高度小于轴承内圈的高度。同理，轴承外圈在套筒内应留出足够的高度和必要的拆卸空间，或采取其他便于拆卸的结构。如图12-37所示为结构设计错误的示例，图12-37a表示轴肩h过高，无法用拆卸工具拆卸轴承；图12-37b表示衬套孔直径do过小，无法拆卸轴承外圈。

a b

图12-37结构错误示例

六、 滚动轴承的润滑和密封 1．滚动轴承的润滑

滚动轴承润滑的主要目的是减少摩擦与磨损，同时也有吸振、冷却、防锈和密封等作用。滚动轴承的润滑与滑动轴承类似，常用的润滑剂有润滑油和润滑脂两种，一般高速时采用油润滑，低速时用脂润滑，某些特殊情况下用固体润滑剂。润滑方式可根据轴承的dn值来确定。这里d为轴承内径（mm），n是轴承的转速（r/min），dn值间接表示了轴颈的圆周速度。适用于脂润滑和油润滑的dn值界限列于表12-15中，可作为选择润滑方式时的参考。

4

脂润滑能承受较大的载荷，且润滑脂不易流失，结构简单，便于密封和维护。润滑脂常常采用人工方式定期更换，润滑脂的加入量一般应是轴承内空隙体积的1/2~1/3。

速度较高或工作温度较高的轴承都采用油润滑，润滑和散热效果均较好，但润滑油易于流失，因此要保证在工作时有充足的供油。减速器常用的润滑方式有油浴润滑及飞溅润滑等。油浴润滑时油面不应高于最下方滚动体的中心，否则搅油能量损失较大易使轴承过热。喷油润滑或油雾润滑兼有冷却作用，常用于高速情况。

2. 滚动轴承的密封

滚动轴承密封的作用是防止外界灰尘、水分等进入轴承，并阻止轴承内润滑剂流失。密封方法可分为接触式密封和非接触式密封两大类。

接触式密封常用的有毛毡圈密封、唇形密封圈密封等。图12-38a为采用毛毡圈密封的结构。毛毡圈密封是将工业毛毡制成的环片，嵌入轴承端盖上的梯形槽内，与转轴间摩擦接触，其结构简单、价格低廉，但毡圈易于磨损，常用于工作温度不高的脂润滑场合。图12-38b为采用唇形密封圈密封的结构。唇形密封圈是由专业厂家供货的标准件，有多种不同的结构和尺寸；其广泛用于油润滑和脂润滑场合，密封效果好，但在高速时易于发热。

a b

图12-38接触式密封

高速时多采用与转轴无直接接触的非接触式密封，以减少摩擦功耗和发热。非接触式密封常用的有油沟式密封、迷宫式密封等结构。图12-39a为采用油沟密封的结构，在油沟内填充润滑脂密封，其结构简单，适于轴颈速度v≤5~6m/s。图12-39b为采用曲路迷宫式密封的结构，适于高速场合。

a b

图12-39非接触式密封