lesson 19 轴承2

*8.4
*保证轴承正常工作的因素： 正确选择轴承类型； 确定型号尺寸，确保轴承的使用寿命； 合理的进行轴承的组合设计：
轴系的轴向固定； 轴承与相关零件的配合； 间隙调整； 润滑密封等。
*
*轴及轴承座必须有足够的刚性，以避免变形使滚动体
的滚动受阻滞； ● 轴承座孔壁应有足够的厚度； ● 轴承座的悬臂应尽可能地缩短，并增加肋板； ● 采用套杯以防止座孔被压坏。 钢
大； 加；
轴承承受联合载荷 —— 受载滚动体将增
*
n= f1 f2 nlim 式中：

*n——实际许用转速，r／min； *nlim——轴承的极限转速，r／min； *f1——载荷系数（图8-11）； *f2——载荷分布系数（图8-12）。
*提高轴承的极限转速措施：
用高精度轴承； 用特殊材料轴承和特殊结构保
*当量动载荷P的计算式：
X——径向动载荷系数； Y——轴向动载荷系数； X、Y可由表8-7查取。 fd—— 冲击载荷系数，考虑机
P = fd（XFr + YFa ）
械工作时的振动和冲击，可由表 8-8选取。
径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y 轴承类型 Fa C0r 0.025 0.040 0.070 0.130 0.250 …… 0.015 0.029 0.058 0.087 0.120 ------e 0.22 0.24 0.27 0.31 0.37 …… 0.38 0.40 0.43 0.46 0.47 …… 0.68 1.14 Fa / Fr >e X Y 2.0 1.8 1.6 1.4 1.2 …… 1.47 1.40 1.30 1.23 1.19 …… 0.87 0.57 Fa / Fr ≤ e Y X
1
2L
L
Fd1 Fr1
Fae1
Fre Fae2
2
Fd2 Fr2
（3）判明轴承压紧放松情况
向左的合力： Fd1+Fae1=5040N ＜ 向右的合力： Fd2+Fae2=9080N
轴有右移趋势， 故1轴承被“ 压紧”，2轴承“被放松” （4）求Fa1、Fa2
例2：已知一对30304轴承所受的载荷情况如图示。 若n=1500 rpm，fp=1，试判断哪个轴承危险， 并求危险轴承的寿命？
计算滚动轴承寿命的过程 由轴上零件的载荷情况求出Fr与Fa 计算当量动载荷P=fP( XFr+YFa ) 计算轴承的寿命
10 C Lh 60n P
6

当Lh≥ Lh’ 时，则满足使用要求
滚动轴承典型例题分析
例 1： 一对70000AC型轴承的结构如图所示。 已知轴上的Fre = 9000N， Fae1 =3000N，Fae2=5000N， 求：径向载荷Fr1、Fr2 和轴向载荷Fa1 、Fa2 。
2L ⑴
Fd2 Fr2
求两轴承的径向载荷Fr1 、Fr2
对1点取矩：Fre×3L=Fr2×2L ∴ Fr2=3/2 Fre=3/2 ×3000=4500N 对2点取矩：Fre×L+Fr1×2L =0 ∴ Fr1= - Fre／2=-3000 ／2= - 1500 N ⑵ 求派生轴向力Fd1、Fd2 Fd1=Fr1 ／ 2Y = 1500/（2 × 2 ）= 375 N （方向如图示） Fd2=Fr2 ／ 2Y = 4500/（2 × 2） = 1125 N (负号表示方向向下)
⑷
求两轴承的当量动载荷 P1、P2 ∴ X1=0.4，Y1=2 ∴ X2=1，Y2=0
∴ P1 = fp ( X1Fr1+ Y1Fa1 ) = 0.4 × 1500 + 2 × 2125 = 4850 N P2= fp ( X2Fr2+ Y2Fa2 ) =1× 4500 = 4500 N ∵ P1 > P2 ， ∴ 轴承1危险 ⑸ 求轴承的寿命 Lh
小——通过接触角的变化影响e 。 随Fa／C0r的增加而增大。
C0r ——径向基本额定静载荷。
*单列向心轴承、角接触轴承，当
Fa／Fr≤e ：
轴向载荷对当量动载荷的影响可
不计，X=1，Y＝0 ；
P= fd Fr *圆柱滚子轴承与滚针轴承：

只能承受径向力， X=1 ， Y ＝ 0 Pr= fd Fr
*a2 、 a3推荐值由有关轴承制造厂提供。
润滑条件； 外来有害物质存在等引起的寿命变化。
*
公式 P = fP（X Fr+Y Fa ） 中
*Fr 与Fa 是轴承自身所受的径向和轴向载
荷，不是轴上传动零件（如齿轮、蜗轮 等）所受的径向和轴向载荷。
*
滚动轴承的静强度计算
*静载荷——轴承套圈相对转速为 *为限制滚动轴承在静载荷下产生
*
*一般轴承：
表面硬度—— 6lHRC～65HRC； 工作温度小于120℃。
*非120℃温度轴承的基本额定动载荷CT
的修正计算： CT=gTC * gT——温度系数，可参考表8-9 取值；
*非6lHRC～65HRC材料硬度轴承的基
本额定动载荷CH的修正计算： CH= （HRC/58)3.6 C
*
*nlim：轴承能承受最高热平衡温度时
的转速值； *nlim可由设计手册查得。 *nlim测试条件：
脂润滑和油润滑；润滑冷却正常； 0级公差； 与刚性轴承座和轴配合； 轴承载荷P≤0.1C；
*滚动轴承转速过高，可能导致滚动体回火或
元件胶合失效。
*轴承的工作转速应低于其极限转速。 *在下述情况下，极限转速值应修正： 滚动轴承载荷 P＞0.1C——接触应力将增
持架；
采用喷油或油雾润滑，改善冷
却条件；
适当增大轴承游隙。
* *两个相同的单列角接触轴承，面对
面、背对背作为一个支承整体安装；
*计算时按一个轴承计算。
*角接触球轴承的基本额定动载荷：
CrΣ=20.7Cr≈1.62C r *圆锥滚子轴承的基本额定动载荷： CrΣ=27/9Cr≈1.71C r *基本额定静载荷： C0rΣ=2C0r *极限转速： nlim Σ=（0.6～0.8） nlim 式中：Cr、C0r、N0——分别为单列角接触轴承的 基本额定动载荷、额定静载荷和极限转速。 *成对安装的角接触轴承组计算当量载荷时：
C0 ≥S0P0
零时作用在轴承上的载荷。 过大的接触应力和永久变形，需 进行静载荷计算：
*
式中： *C0（ C0r ， C0a ）——基本额定 静载荷，可由设计手册直接查得；
*S0——安全系数，可参考表8-11
选取。 *P0——当量静载荷。
C0r ——径向基本额定静载荷； C0a ——轴向基本额定静载荷。
*
式中： *nm——平均当量转速； *Pm——平均当量动载荷；
P1 、 P2 、…、Pk——轴承的当量动载荷； nl、 n2 、…、 nk——对应每一当量动载荷的转速 ； al、a2 、…、ak——每种工况下运转时间占总运转时
间的百分比。
可靠度不是90％、特殊轴承性能和运转条件时的滚 动轴承额定寿命为：
*
*α≠0的向心轴承： P0r= X0Fr + Y0Fa或Fr，取其大者； X0、Y0——径向静载荷系数和轴向静
载荷系数，可由轴承目录查取。
*α=0的向心轴承——P0r= Fr ； *α=90°的推力轴承——P0a= Fa； *α≠0的推力调心滚子轴承： 当Fr≤0.55 Fa时，P0a= Fa+2.7Fr。
2L L
1
2
Fae1
Fre Fae2
已知: 求：
Fre = 9000N， Fae1 =3000N，Fae2=5000N， Fr1、Fr2 和 Fa1 、Fa2 。
1 2L L
解： （1）画简图，求Fr1、Fr2
求反力，可知：
Fd1 Fr1
Fae1
Fre Fae2
2
Fd2 Fr2
（2）求Fd1、Fd2，并判明指向 由表8-5知，70000AC型轴承的Fd =0.68 Fr 指向如图示
*a1——可靠性寿命修正系数，可由表8-10查取。 * a2——特殊轴承性能寿命修正系数 ; *a3——运转条件寿命修正系数;
特殊材料； 特殊制造工艺。
Lna= a1 a2 a3L10
高可靠度情况下R＞0.9的数值直接由轴承标准给出。 可靠度R为100％的轴承寿命可近似取Lmin＝0.05L10。
球轴承ε=3； 滚子轴承ε＝10／3。
* L10 h=（C/P）ε
· 106 / 60n ≥ L’ h L10 h=（C/P）ε · 16670 / n ≥ L’ h *式中：
L10 h——基本额定寿命，小时； n——轴承工作转速，r／min； L’ h ——轴承的预期使用寿命 。
*C ≥ C’ = P（n L’ h /16670） 1 / ε *式中：
径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值按双列
轴承选用； e值与单列轴承相同。
滚动轴承尺寸选择的过程
由力分析确定轴承所承受的Fr与Fa 计算当量动载荷 P=fP(XFr+YFa) 明确轴承的工作转速n与预期寿命L’h 计算轴承应满足的基本额定动载荷
' nL 60 h C P 10 6
由手册查取合适的轴承 C手册≥ C
1
2
Fre=3000N Fae=1000N
L
Fd1 Fr1
2L
Fd2 Fr2
⑶ 求两轴承的轴向载荷Fa1 、Fa2 ∵ Fae +Fd2 = 1000 + 1125 = 2125 N ＞ Fd1= 375 N ∴ 轴有左移趋势，1被“压紧”，2被“放松” ∴ Fa1 = Fae +Fd2 =1000 + 1125 = 2125 N Fa2 = Fd2 = 1125 N