第7章 滚动轴承的选择与校核
机械设计(蜗轮蜗杆)
青岛理工大学课程设计说明书课题名称：机械设计课程设计学院：专业班级：学号：学生：指导老师：青岛理工大学教务处年月日《机械设计课程设计》评阅书题目单级蜗轮蜗杆减速器的设计学生姓名学号指导教师评语及成绩指导教师签名：年月日答辩评语及成绩答辩教师签名：年月日教研室意见总成绩：室主任签名：年月日摘要本次课程设计是设计一个单级减速器，根据设计要求确定传动方案，通过比较所给的方案，选择蜗轮蜗杆的传动方案，作为设计方案。
设计过程根据所给输出机的驱动卷筒的圆周力、带速、卷筒直径和传动效率。
确定所选电动机的功率，再确定电动机的转速范围，进而选出所需要的最佳电动机。
计算总传动比并分配各级传动比，计算各轴的转速、转矩和各轴的输入功率。
对传动件的设计，先设计蜗杆，从高速级运动件设计开始，根据功率要求、转速、传动比，及其其他要求，按蜗杆的设计步骤设计，最后确定蜗杆的头数，模数等一系列参数。
本次课程设计我采用的是普通圆柱蜗杆传动，蜗轮蜗杆减速器的优点是，传动比大，传动效率高，传动平稳，降低噪音。
之后设计蜗轮的结构，按《机械设计》所讲的那样设计，接下来对箱体进行大体设计，设计轴的过程中将完成对箱体的总体设计，设计轴主要确定轴的各段轴径及其长度，在此设计过程中完成了对一些附加件的设计包括对轴承的初选，主要是根据轴的轴向及周向定位要求来选定，然后对轴进行强度校核，主要针对危险截面。
这个过程包括一般强度校核和精密校核。
并对轴承进行寿命计算，对键进行校核。
设计过程中主要依据《课程设计》，对一些标准件和其他的一些部件进行选择查取，依据数学公式和经验进行对数据的具体确定。
关键字：减速器，蜗杆，轴，轴承，键目录摘要 (I)1 设计任务 (1)1.1 课程设计的目的 (1)1.2 课程设计要求 (1)1.3 课程设计的数据 (1)2 传动方案拟定 (2)2.1 确定传动方案 (2)2.2 选择单级蜗轮蜗杆减速器 (2)3 电动机的选择 (3)3.1 电动机功率计算 (3)3.2 电动机类型的选择 (3)4 计算传动比及运动和动力参数 (4)4.1 总传动比 (4)4.2 运动参数及动力参数的计算 (4)5 确定蜗轮蜗杆的尺寸 (5)5.1 选择蜗杆传动的类型及材料 (5)5.2 按齿面接触疲劳强度进行设计 (5)5.3 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 (5)5.4 校核齿根弯曲疲劳强度 (6)6 轴的设计计算 (9)6.1 蜗杆轴的设计计算 (9)6.2 蜗轮轴的设计和计算 (10)7 滚动轴承的选择及校核计算 (14)7.1 轴承的选择 (14)7.2 计算轴承的受力 (14)8 键联接的选择及校核计算 (16)8.1 选择键联接的类型和尺寸 (16)8.2 校核键联接的强度 (16)9 联轴器的选择 (18)10 减速器箱体的选择 (19)11 减速器的润滑与密封 (20)11.1 减速器蜗轮蜗杆的传动润滑方式 (20)11.2 减速器轴承润滑方式 (20)11.3 减速器密封装置的选择,通气孔类型 (20)总结 (21)参考文献 (22)1 设计任务1.1 课程设计的目的该课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：（1）综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和拓展所学的知识。
滚动轴承
4．选用向心推力轴承“3”或“7”类，应考虑成对使用。
正装：面对面安装；
反装：背靠背安装。
成对使用原因：向心推力轴承均有接触角，当只有径向载 荷作用时，轴承内部会产生一个派生轴向力S，使得滚动 体、内圈和轴沿轴向移动，造成承受载荷的滚动体数目 减小，因而轴承承载能力减小，因此应采用成对向心推 力轴承，以便平衡派生轴向力，提高轴承承载能力。
§4 滚动轴承的工作情况
4.1 轴承工作时轴承元件上的载荷分布
向心轴承中径向载荷的分布图
轴承元件上的载荷及应力变化图
§5 滚动轴承尺寸的选择
5.1 滚动轴承的失效形式及其基本额定寿命
失效形式：滚动体或内、外圈滚道上的点蚀破坏。 1．疲劳点蚀：安装得当、设计合理、润滑、密封良好，
n>10r/min的轴承主要是疲劳点蚀破坏； 2．塑性变形：不转或转得很慢，n<10r/min，承受较大载荷
注：高速轴承，寿命计算，校验极限转速。
几个重要的概念
1．轴承的寿命：轴承在运转时，其中任一元件出现疲劳点蚀 前所经历的转数（以106r为单位）或工作小时数。
2．基本额定寿命L10 一批相同型号的轴承，在相同运转条件下，其中有10%的轴承
出现疲劳点蚀时，轴承所经历的转数为该批轴承的基本额 定寿命L10. 物理意义：表示轴承达到基本额定寿命时，出现疲劳点蚀的 概率为10%。
径的球轴承，它们的滚动体较小，工作时离心力较小）； ⑤转速高、载荷大，可采用同一支承同时用2个球轴承。
三、调心性能
当轴的中心与支座孔的中心不同心时，或轴因受力变形时， 轴承内圈中心线与外圈中心线会产生偏位角θ，容易造成 滚动体工作不正常，甚至卡住。这时宜采用有一定调心性 能的调心球轴承如“1”类或调心滚子轴承如“2”。
滚筒式输送机的设计 论文 定稿(可编辑)
滚筒式输送机的设计论文定稿（可编辑）滚筒式输送机的设计论文定稿毕业设计(论文)诚信声明本人郑重声明:所呈交的毕业设计(论文)是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。
就我所知,除了文中特别加以标注和致谢的地方外,本设计(论文)中不包含其他人已经发表和撰写的研究成果,也不包含为获得华东交通大学或其他教育机构的学位或证书所使用过的材料。
如在文中涉及抄袭或剽窃行为,本人愿承担由此而造成的一切后果及责任。
本人签名导师签名年月日华东交通大学毕业设计(论文)任务书姓名学号毕业届别 13届专业机械设计制造及其自动化毕业设计(论文)题目滚筒式输送机的设计具体要求:1.主要技术参数:输送机型式:滚筒式工作台面积:1700×1400×960?。
输送速度:最大速度:30m/min。
2.设计工作量(一)、机械系统设计(1)总装配图设计、零部件设计。
(2)参数设计及验算(如伺服电机、滚动轴承、轴等)。
(3)绘制三维零件图、装配图并虚拟动画。
(二)、控制系统设计变速控制系统设计,绘制电路图。
(三)、编制设计说明书,不少于1.5万字。
(分初、终稿2本)。
(四)、翻译一篇有关外文资料,不少于2000实字。
二、进度安排:(1)毕业实习、调查研究、收集有关资料 3周(2)分析课题、阅读资料、确定总体方案 1周(3)总装配图设计、零部件设计3周(4)参数设计及验算 1周(5)绘制三维零件图、装配图 4周(6)控制系统设计1周(7)编写设计说明书 1周(第14周)(8)评阅答辩 2周指导教师签字:吴志强 2012年 12 月 18 日教研室意见教研室主任签字: 年月日题目发出日期 2012.12.18 设计(论文)起止时间备注:华东交通大学毕业设计论文评阅书1姓名学号专业毕业设计论文题目指导教师评语:得分指导教师签字:年月日评阅人评语:得分评阅人签字:年月日华东交通大学毕业设计论文评阅书2姓名学号专业毕业设计论文题目答辩小组评语:等级组长签字:年月日答辩委员会意见:等级答辩委员会主任签字:年月日(学院公章)注:答辩小组根据评阅人的评阅签署意见、初步评定成绩,交答辩委员会审定, 盖学院公章。
滚动轴承寿命校核
70000B(=40°) Fd=1.14Fr
2
Fa1 C0
1005.05 20000
0.0503
Fa 2 C0
605.05 20000
0.0303
由表2进行插值计算，得e1=0.422，e2=0.401。再计算
5、应用
例 设某支撑根据工作条件决定选用深沟球轴承。轴承径向载
荷Fr=5500N，轴向载荷Fa=2700N，轴承转速n=1250r/min,装轴
承处的轴颈直径可在50~60mm范围内选择，运转时有轻微冲击，
预期计算寿命Lh’=5000h。试选择其轴承型号。
解
1. 求比值
Fa Fr
2700 5500
产生派生轴向力的原因：承载区内每个滚动体的反力 都是沿滚动体与套圈接触点的法线方向传递的。
轴承安装不同时，产生的派生轴向力也不同。
工作情况2
派生力的方向总是由轴承宽度中点指向轴承载荷 中心。
S的方向：沿轴线由轴承外圈的宽边→窄边。
轴承所受总载荷的作用线与轴承轴心线的交点 ， 即 为轴承载荷中心（支反力的作用点）。
4、滚动轴承寿命的计算公式
4.1 轴承的载荷-寿命曲线
如右图所示曲线是在
大量试验研究基础上得出
的代号为6208轴承的载荷寿命曲线。其它型号的轴
承也有与上述曲线的函数
规律完全一样的载荷-寿命
曲线。
该曲线公式表示为：
轴承的载荷-寿命曲线
L10
(C P
)(106 转)
式中，L10的单位为106r。 P为当量动载荷（N）。
角接触球轴承及圆锥滚子轴承的派生轴向力的大小取 决于该轴承所受的径向载荷和轴承结构，按下表计算。
§13-4 滚动轴承的寿命计算
一级减速器设计说明书
一级减速器设计说明书课题：一级直齿圆柱齿轮减速器设计学院：机电工程班级：2015机电一体化（机械制造一班）姓名：***学号：*************指导老师：***目录一、设计任务书——————————————————————二、电动机的选择—————————————————————三、传动装置运动和动力参数计算——————————————四、V带的设计——————————————————————五、齿轮传动设计与校核——————————————————六、轴的设计与校核————————————————————七、滚动轴承选择与校核计算————————————————八、键连接选择与校核计算—————————————————九、联轴器选择与校核计算—————————————————十、润滑方式与密封件类型选择———————————————十一、设计小结—————————————————————十二、参考资料—————————————————————一、设计任务说明书1、减速器装配图1张；2、主要零件工作图2张；3、设计计算说明书原始数据：（p10表1-4）1-A输送带的工作拉力;F=2000输送带工作速度：V=1.3m/s滚筒直径：D=180工作条件：连续单向运载，载荷平稳，空载起动，使用期限15年，每年300个工作日，每日工作16小时，两班制工作，运输带速度允许误差为5%传动简图:二、电动机的选择工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流异步电动机。
最常用的电动机为Y系列鼠笼式三相异步交流电动机，其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。
本装置的工作场合属一般情况，无特殊要求。
故采用此系列电动机。
1.电动机功率选择1选择电动机所需的功率:工作机所需输出功率Pw=1000FV故Pw=10008.12000⨯= 3.60 kw工作机实际需要的电动机输入功率Pd=ηwp其中54321ηηηηηη=查表得：1η为联轴器的效率为0.982η 为直齿齿轮的传动效率为0.97 3η 为V 带轮的传动效率为0.96 54.ηη 为滚动轴承的效率为0.99 故输入功率Pd=98.099.099.096.097.098.0 3.60⨯⨯⨯⨯⨯=4.09KW2. 选择电动机的转速 76.4345014.310008.16010060n =⨯⨯⨯=⨯⨯=D V π卷卷 r/min按《机械设计手册》推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围2~5i =减速器，取V 带传动比4~3=带i ，则总传动比合理范围为I总=6~20。
朱明zhubob机械设计基础第7.8.9章轮系习题答案
第七章1．轮系的分类依据是什么？轮系在运转过程中各轮几何轴线在空间的相对位置关系是否变动2．怎样计算定轴轮系的传动比？如何确定从动轮的转向？定轴轮系的传动比等于组成轮系的各对齿轮传动比的连乘积，也等于从动轮齿数的连乘积与主动轮齿数的连乘积之比。
对于首末两轮的轴线相平行的轮系，其转向关系用正、负号表示。
还可用画箭头的方法来确定齿轮的转向3．定轴轮系和周转轮系的区别有哪些?定轴轮系是指在轮系运转过程中，各个齿轮的轴线相对于机架的位置都是固定的。
周转轮系是指在轮系运转过程中，其中至少有1个齿轮轴线的位置不固定，而是绕着其他齿轮的固定轴线回转4．怎样求混合轮系的传动比？分解混合轮系的关键是什么？如何划分？在计算复合轮系时，首要的问题是必须正确地将轮系中的各组成部分加以划分。
而正确划分的关键是要把其中的周转轮系部分找出来。
周转轮系的特点是具有行星轮和行星架，所以要找到轮系中的行星轮，然后找出行星架（行星架往往是由轮系中具有其他功用的构件所兼任）。
每一行星架，连同行星架上的行星轮和行星轮相啮合的太阳轮就组成一个基本的周转轮系，当周转轮系一一找出之后，剩下的便是定轴轮系部分了5．轮系的设计应从哪些方面考虑?考虑机构的外廓尺寸、效率、重量、成本等。
根据工作要求和使用场合合理地设计对应的轮系。
6．如图7-32所示为一蜗杆传动的定轴轮系，已知蜗杆转速n 1 = 750 r/min ，z 1 = 3，z 2 = 60，z 3 = 18，z 4 = 27，z 5 = 20，z 6 = 50。
试用画箭头的方法确定z 6的转向，并计算其转速。
答：齿轮方向向左，n6=75r/min7．如图7-33示为一大传动比的减速器，z 1 = 100，z 2 = 101，z 2 = 100，z 3 = 99。
求：输入件H 对输出件1的传动比i H1。
图7-32 蜗杆传动的定轴轮系 图7-33 减速器 答：100001 H i8．如图7-34所示为卷扬机传动示意图，悬挂重物G 的钢丝绳绕在鼓轮5上，鼓轮5与蜗轮4连接在一起。
滚动轴承
五四 三
组合代号
尺寸系列代号
类宽
型
（ 或
直 径
代
高 ）
系 列
号
度 系
代 号
列
代
号
圆锥滚子轴承（3）
二一
内 径 尺 寸 代 号 20~480mm
例 试说明下列轴承代号的含义：
6 12 06 3 3 15/p6
公差等级代号，0级（普通级） 内径尺寸代号，d=30mm
尺寸系列代号，直径系列2（轻系列） 宽度系列1（正常系列）
外圈 outer ring
轴承装配
与滑动轴承相比滚动轴承的优缺点：
优点： ●摩擦阻力小、起动灵敏、效率高； ●轴向结构紧凑、润滑简单； ●运转精度较高； ●不需要用有色金属； ●标准化程度高，成批生产，成本较低。
缺点： ●抗冲击能力差； ●安装不方便（不是剖分件，常需加热后安装）； ●径向处尺寸大； ●高速运转时振动及噪音较大； ●寿命比液体摩擦滑动轴承低。 ●因滚动轴承不能剖分，位于长轴中间的滚动轴承安装较困难。
9、推力球轴承 （类型代号：5）
单列推力球轴承
特点 套圈与滚动体是分离的。 （单列推力球轴承）有 两个套圈，内径稍小的 “紧圈”装载轴上， 内径稍大的“松圈” 则与轴保持一定的间隙， 并被安放在机座中。 可承受单向的轴向力。 用于转速不高，轴向力 较大的场合。
双列推力球轴承 （类型代号：5）
特点 双列推力球轴承有三个套圈， 其中两个为“松圈”，一个为 “紧圈”，可承受双向轴向力。
是以轴承中点为心的球面，可调心。
适用于多支点和变形较大的传动轴，
以及不能精确对中的支承处。
7、调心滚子轴承 （类型代号：2 ）
特点 能承受较大的径向力和 少量的轴向力。承载能 力大，具有调心性能。
滚动轴承的选择及校核计算
滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承的预计寿命 h L h45568283568=⨯⨯⨯=' 一.蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择采用角接触球轴承，其型号为7212AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2211060⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 2.46=基本额定动载荷kN C r 2.58=极限转速m in /5300max r V =2.寿命计算因为蜗杆所受的轴向力向左N d T F F a t 49021121===N d T F F t a 323222221===N F F F t r r 1507tan 221===α该轴承所受的径向力N F F r r 5.753211== 对于7000AC 型轴承，查P322表13-7轴承派生轴向力r d F F 68.0=12d ae d F F F =+kN F F d a 4.51222=='kN F F F ae d a 4.374421=+=' 又e F F r a =>=68.03.4所以可得出87.0,41.0==Y X当量动载荷N YF XF P a r 6.3566=+=因为是球轴承，所以取指数3ε=轴承寿命计算h P C n L h 50498)57.32.58(14306010)(6010366=⨯⨯=='ε 所以该轴承满足寿命要求。
二.涡轮轴上轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择选择角接触轴承，其型号为7213AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2312065⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 5.52=基本额定动载荷kN C r 5.66=2.计算涡轮轴的径向力N F F F a r V r 75.373160224880221=⨯-⨯= N F F F V r r V r 25.1133122=-=N F F t H r 16161608021== N F F F H r r H r 1616122=-=所以可以得出N F F F H r V r r 7.165821211=+=N F F F H r V r r 8.197322222=+=对于7000AC 型号的轴承r d F F 68.0=N F F r d 9.112768.011==N F F r d 2.134268.022==所以可得N F F F d ae a 2.1832221=+=N F F d a 2.134222== 又68.08.19732.134222==r a F F 所以可以得出0,1==Y X 轴承的当量动载荷N F P r 8.197322==h P C n L h 445726)97.15.66(14306010)(6010363262=⨯⨯== 68.093.08.19732.183211>==r a F F 所以有87.0,41.0==Y X 当量动载荷N YF XF P a r 2274111=+=h P C n L h 291478)(60103161==。
滚动轴承的选择与校核
径向接 触轴承
调心球轴承（1）
成对使用， 圆锥滚子轴承（3） 对称安装
圆柱滚子轴承（N、NN） 轴向接
调心滚子轴承（2） 滚针轴承（NA) 触轴承
推力球轴承（5）
推力圆柱滚子轴承（8）
滚动轴承主要类型及其代号
轴承类型 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 双列深沟球轴承 推力球轴承 深沟球轴承 代号 0 1 2 29 3 4 5 6 轴承类型 角接触球轴承 推力圆柱滚子轴承 推力圆锥滚子轴承 圆柱滚子轴承 滚针轴承 外球面球轴承 直线轴承 代号 7 8 9 N、NN NA U L
一、滚动轴承的主要类型、性能和特点
◆ 按滚动体的形状，滚动轴承分为球轴承和滚子轴承。 ◆ 按接触角的大小和承受载荷的方向，滚动轴承分为两类：
向心轴承和推力轴承。
向心轴承，其公称接触角从0o到45o，又可分为： 径向接触轴承和向心角接触轴承。 接触角α：滚动体与套圈接触处的法线与轴承径向平面之间的 夹角。 α↑，承受轴向力的能力↑。
推力角接触轴承，公称接触角 从45o到90o的推力轴承，主要承 受轴向载荷，但也能承受一定的径向载荷。
推力调心滚子轴承
◆ 按自动调心性能，滚动轴承分为自动调心轴承和非自动调心轴承。
◆ 按结构形式不同，标准滚动轴承有很多类，最常用的有六类: 类型代号 深沟球轴承（6） 向心角接 触轴承
角接触球轴承（7）
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， 优先选用内外圈可分离的轴承（ N、NA、3）。 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 精度高的价格高，滚子轴承比球轴承价格高。
轴承基本知识和选型
P4 0/-7 µm
P3 0/-2,5 µm
公差级别
0/-15 µm
相对精度等级
ABEC ISO 1 3 5 7 9 N 6 5 4 (2) SKF (N) P6 P5 P4 PA9 RHP (N) P6 EP5 EP7 EP9 FAG (N) P6 P5 P4 T9 MM MMX FAFNIR (N) M NTN (N) P6 P5/B5 P4/B7 B9
轴承选型考虑主要因素
• 预定承担的工作负荷 ----- 轴承的寿命对负荷比对转速更为敏感 ，力 求轴承的负荷平稳，避免冲击和振动 研究轴承的实际负荷情况 -----必须校验所选轴承的额定静负荷 -----轴承需要一个防止打滑的最小负荷。 -----考虑设备本身产生的轴向力和径向力，齿轮、 轴等零件的重量 ，有关零部件的应力等 -----对计算负荷的数值进行必要的修正。
轴承选型考虑主要因素
• 极限转速 -----极限转速是轴承的最高允许工作转速 ,所选轴 承的极限转速取比轴承预定的最高工作转速高出 10%为宜。 -----dmn值的10／9倍不应高于所选轴承的极限转 速。 -----极限转速并非一成不变，而是与润滑方式直接 相关。 ----- 极限转速不但要考虑到轴承的类型，有时还 必须考虑到轴承的组成元件、形式设计与工艺因 素等。
(这些稠度等级已被证实可提供充分的启动扭矩及旋转扭矩)
稠化剂类型
• 锂基 = 成本低, 易采购, 工业标准。 • 聚脲基 = 更好的抗热性, 低噪音, 成本高, 和锂基不兼容。 • ―稳定型” 聚脲基 = 具有聚脲基所有的特 性,同时与锂基兼容。
稠度的作用 - NLGI #
• NLGI#较高则产生的启动扭矩较高。 • NLGI#较高则产生的旋转扭矩较低。 在轴承运转初期，油脂被推离出滚动体的运动路径并粘结在 密封件上。坚硬的稠化剂会停留在这一新位置，几乎不对滚 动体的运动产生干涉。柔软一些的稠化剂则会掉下来重新回 到滚动体的运动路径上。 • NLGI#较高，轴承比较不容易漏脂。
(完整word版)机械设计基础课程设计任务书
机械设计基础课程设计任务书设计题目:两级（展开式)圆柱齿轮减速器系别: 机械工程系班级:姓名：学号:指导教师:日期：目录一、设计任务书··二、传动方案分析··三、电机的选择··四、传动比分配··五、运动及动力参数计算··六、带传动的设计··七、齿轮转动的设计··八、轴的结构设计及计算··九、滚动轴承的选择及寿命··十、键的选择及强度计算··十一、联轴器的选择··十二、箱体的结构设计··十三、密封件，润滑剂及润滑方式的选择··十四、设计小结··十五、参考文献··一、设计任务书1、设计题目：设计用于热处理车间零件清洗设备的两级展开式圆柱齿轮减速器注：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8年,两班制工作（16小时/每天）.速度允许误差为5%。
2、原始数据:注:本组按第6组数据进行设计计算3、设计任务：应完成:①30页设计说明书1份②减速器装配图1张（A0/A1）③零件工作图2张4.设计步骤及内容:1。
传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3。
确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5。
齿轮的设计6。
滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8。
箱体结构设计9。
润滑密封设计10。
联轴器设计1。
传动装置总体设计1。
组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度.3。
确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级.其传动方案如下：二、传动方案分析已知：已知输送带工作速度为0。
7m/s，滚筒直径为300mm,输送带主动轴扭矩为900N.m。
轴承的选择校核
1基本概念1.轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。
批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。
2.基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10(r)或L10h(h)表示。
3.基本额定动载荷(C)：基本额定寿命为一百万转(106)时轴承所能承受的恒定载荷。
即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106转而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。
基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。
4.基本额定静载荷(径向C0r，轴向C0a)：是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。
在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr(径向)或Ca(轴向)，满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r(径向)或C0a(轴向)和控制轴承磨损的极限转速N0。
各种轴承性能指标值C、C0、N0等可查有关手册。
2寿命校核计算公式滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图17-6，其曲线方程为PεL10=常数其中P-当量动载荷，N；L10-基本额定寿命，常以106r为单位(当寿命为一百万转时，L10=1)；ε-寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=1、可靠度为90%为依据的。
由此可得当轴承的当量动载荷为P时以转速为单位的基本额定寿命L10为Cε×1=Pε×L10L10=(C/P)ε106r (17.6)若轴承工作转速为n r/min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命h(17.7)应取L10≥Lh＇。
Lh＇为轴承的预期使用寿命。
通常参照机器大修期限的预期使用寿命。
若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命Lh＇，则可按下式求得相应的计算额定动载荷C＇，它与所选用轴承型号的C值必须满足下式要求N(17.8)3当量动载荷在实际工况中，滚动轴承常同时受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时将基本额定动载荷与实际载荷在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。
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)；B、向心角接触轴承：0°<45°，能同时承受径向载荷和单向的轴向载荷(如角接触球轴承及圆锥滚子轴承)。
2、推力轴承：公称接触角：45°<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°<<90°主要承受大的轴向载荷，也能承受不大的径向载荷。
滚动轴承的校核计算及公式备课讲稿
滚动轴承的校核计算及公式滚动轴承的校核计算及公式1 基本概念1．轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。
批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。
2．基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10（r）或L10h（h）表示。
3．基本额定动载荷（C）：基本额定寿命为一百万转（106）时轴承所能承受的恒定载荷。
即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106 转而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。
基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。
4．基本额定静载荷（径向C0r，轴向C0a）：是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。
在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr（径向）或Ca（轴向），满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r（径向）或C0a（轴向）和控制轴承磨损的极限转速N0。
各种轴承性能指标值C、C0、N0等可查有关手册。
2 寿命校核计算公式图17-6滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图17-6，其曲线方程为PεL10=常数其中 P-当量动载荷，N；L10-基本额定寿命，常以106r为单位（当寿命为一百万转时，L10=1）；ε-寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=1、可靠度为90%为依据的。
由此可得当轴承的当量动载荷为P时以转速为单位的基本额定寿命L10为Cε×1=Pε×L10L10=(C/P)ε 106r (17.6)若轴承工作转速为n r/min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命h （17.7）应取L10≥L h'。
L h '为轴承的预期使用寿命。
滚动轴承
与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小、起动灵敏、 效率高、润滑简便和易于互换等优点，所以获得广泛应 用。它的缺点是抗冲击能力较差，高速时出现噪声，工 作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承。
滚动轴承通常按其承受载荷的方向(或接触角)和滚动体的形状 分类。 滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的平面之间的 夹角称为公称接触角，简称接触角。接触角是滚动轴承的一个 主要参数，轴承的受力分析和承载能力等都与接触角有关。接 触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大。
轴承在很大的静载荷或冲击载荷作用下，会使轴承滚道和滚动体接触 处产生永久变形(滚道表面形成变形凹坑)，从而使轴承在运转中产生 剧烈振动和噪声，以致轴承不能正常工作。
(2)永久变形
(3) 磨损
在滚动轴承内部，滚动体与套圈之间，以及保持架与滚 动体或套间之间均存在着滑动，从而引起轴承磨损。在 多尘或密封不好及润滑不良条件下，滚动轴承中易侵入
•按照承受载荷的方向或公称接触角的不同，滚动轴承可分为： 1)向心轴承、主要用于承受径向载荷，其公称接触角α 从0° 到45°；2)推力轴承，主要用于承受轴向载荷，其公称接触角 α 从大于45°到90°(表16-1)。
按照滚动体形状，可分为球轴承和滚子轴承。滚子 又分为圆柱滚子(图16-2a),圆锥滚子(图b)、球面滚子 (图c)和滚针(图a)等。
(2) 前置代号
轴承的前置代号表示成套轴承的分部件，用字母表示。如： L表示可分离轴承的可分离内圈或外圈；K表示轴承的滚动 体与保持架组件等。
(3) 后置代号
轴承的后置代号表示轴承的内部结构、密封、材料、公差、 游隙、配置及其它特性要求，用数字和字母表示。后置代 号共分8组，排列顺序见表16-6。
轴的选择与校核
α----折合系数 Me---当量弯矩
折合系数取值：α= 设计公式： d 3
材 料
0.3 ----转矩不变； 0.6 ----脉动变化； 1 ----频繁正反转。
mm
[σ-1b]
40
Me 0.1[ 1b ]
表14-3 σb
400
轴的许用弯曲应力 [σ+1b] [σ0b]
130 70
碳素钢
500 600
900
1000 400 500
330 100 120
150 50 70
90 30 40
折合系数取值：α= 设计公式： d 3
材 料
0.3 ----转矩不变； 0.6 ----脉动变化； 1 ----频繁正反转。
mm
[σ-1b]
40
Me 0.1[ 1b ]
表14-3 σb
400
轴的许用弯曲应力 [σ+1b] [σ0b] 对称循环状态下的 170 75 许用弯曲应力
F2H
F1F
MaF M
F
F2F M’a
a
M a M aF
2 2 M aV M aH
463 4142 8402 1400 N m
郑大工学院专用
M2F
M 2 M 2 F 927 N m
160~135
135~118
118~107
注: 当作用在轴上的弯矩比传递的转矩小或只传递转矩时,C取较小值; 否则取较大值
郑大工学院专用
对于既传递扭转又传递弯矩的轴，可按上式初步估算轴的直径。
二、 按弯扭合成强度计算 减速器中齿轮轴的受力为典型的弯扭合成。 在完成单级减速器草图设计后，外载荷与支撑 强度条件为： 反力的位置即可确定，从而可进行受力分析。
机械基础-轴承选型步骤及安装方式
深沟球轴承，同时承受 Fa和Fr的轴承，当量动载荷 P应与实际作用的复合外载有
同样的效果，考虑实际机器的惯性、零件的不精确性及其它因素的影响，引入
载荷系数 fp对轴承载荷进行修正即： P= fp （X Fr +Y
轴承载荷系数fp
表1 径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
F表2
）
a
轴承所受的径向载荷
取值
备注
Fa/Fr＞e
1பைடு நூலகம்
0
通过插值法计算
载荷系数fp
1.3
表2
温度系数ft
1
表3
当量动载荷P(N)
280
P=fp(XFr+YFa)
轴向动载荷系数Y
0
任务实施
四、校核轴承
参数
取值
指数ε
3.00
所需基本额定动载荷C
21340.
C≤Cr
5 Cr满足要求
轴承额定动载荷
计算寿命Ls(h)
15989.5
Ls≥Lh
寿命满足要求，可以使用
备注
THANKS
用角接触球轴承替代。
三、分析滚动轴承失效形式
点蚀
磨损
多尘条件下工作的轴承，易产生磨粒磨损
使轴承产生振动和噪音而失效
胶合
润滑不良的高速轴承，易产生粘着撕裂
塑性
变形
转速很低轴承，过大的载荷或冲击载荷导致
四、滚动轴承的设计准则
（一）设计准则
转速较高的轴承：主要失效形式为“点蚀”，需进行寿命计算。
转速极低或摆动的轴承：主要失效形式为塑性变形，需计算静强度。
() = 0
Fr1+Fr2=Fr
滚动轴承的校核计算及公式
旋转轴承的安全系数S０可参考表17-10。若轴承转速较低,对运转精度和摩擦力矩要求不高时，允许有较大的接触应力,可取Ｓ0<1。推力调心滚子轴承，不论是否旋转，均应取S0≥4。
表17－9轴承静载荷安全系数S0（静止或摆动) ﻫ
表１7-10旋转轴承的安全系数Ｓ0ﻫ
Cε×1=Pε×L1０
Ｌ１0=(Ｃ／P)ε１06ｒ(1７．6）
若轴承工作转速为nr/mｉn，可求出以小时数为单位的基本额定寿命
ｈ(17.7）
应取L10≥Lｈ'。Lh'为轴承的预期使用寿命。通常参照机器大修期限的预期使用寿命。
ﻫ若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命Lｈ',则可按下式求得相应的计算额定动载荷Ｃ'，它与所选用轴承型号的C值必须满足下式要求
2.轴承作用力在轴上的作用点ﻫ
轴上支点是在滚动体与滚道接触点法线与轴线交点上，见图１7-８。图中的O,距外端面的距离为a，此值可查手册。ﻫﻫ"７"类轴承O点如图１7－8所示。
图17-8
3.轴向力的计算ﻫﻫ分析角接触轴承所受的轴向载荷要同时考虑由径向力引起的附加轴向力和作用于轴上的其他工作轴向力,根据具体情况由力的平衡关系进行计算。ﻫﻫ图17-9中,FR和FA分别为作用于轴上的径向和轴向载荷,两轴承的径向反力为Fr1及Ｆｒ２,相应产生的附加轴向力则为Fs1和Fs2。作用于轴上的各轴向力如图1７-１０。
滚动轴承的校核计算及公式
———————————————————————————————— 作者：
———————————————————————————————— 日期:
ﻩ
滚动轴承的校核计算及公式
机械设计基础
一级圆柱斜齿轮减速器系部：机电工程系班级：设计者：学号：指导老师：日期：目录设计任务书……………………………………………………一、传动方案拟定 (3)二、电动机的选择 (3)三、计算总传动比及分配各级的传动比 (5)四、运动参数及动力参数的计算 (6)五、传动零件的设计计算 (7)六、轴的设计的计算 (13)七、滚动轴承的选择和校核计算 (24)八、键联接的选择及校核计算 (28)九、联轴器的选择计算 (29)十、参考文献 (30)一、传动方案拟定(1) 工作条件：设备由电动机驱动，要求传动装置结构力求紧凑，两班制连续工作，单向运转，空载起动，工作载荷变化小，使用期限8年(每年按300个工作日计算),运输机卷筒转速容许误差±5%，卷筒效率ηw=0.96。
(2) 原始数据：卷筒阻力矩T=450N/m;卷筒转速=115r/min。
运动简图：二、电动机的选择1、电动机类型和结构形式的选择：选用卧式封闭式Y系列三相异步电动机2、电动机功率的选择(1)卷筒输出功率P W T=450N/m n w=115r/mi n P w=5.4KwKw n T P w w 4.595501154509550=⨯=⨯=由表7.1查得V 带传动、滚动轴承、齿轮传动、联轴器的效率分别为：,99.0,98.0,99.0,96.0====L c z ηηηη则传动总效率η89.096.099.098.099.096.0=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=w L c z v ηηηηηηKw P p w d 1.689.04.5==='η按表7.15查得电动机额定功率为P d 5.7=（3） 电动机转速的选择 卷筒轴工作转速：min /115r n W =按课程设计任务书推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围5~3=a I 。
取V 带传动比4~20=I ，则总传动比合理范围为20~6='aI 。
故电动机转速可选范围为min /2300~690115)20~6(r n I n w a d =⨯=⨯'=。
轴承选型计算
第十章滚动轴承一.主要内容滚动轴承是各类机械中普遍使用的重要支撑标准件，并由专业厂大批量生产。
本章是本课程的重点章节之一，由于滚动轴承的类型，尺寸以及精度等级等已有国家标准，因此，在机械设计中需要解决的问题主要有：（1）根据工作条件合理选择滚动轴承的类型；（2）滚动轴承的承载能力计算；（3）滚动轴承部件的组合设计。
1.滚动轴承类型的选择选择滚动轴承的类型时，首先应熟悉轴承的结构，特点，并与十一章滑动轴承的特点比较，借以区别良种轴承的适用场合。
此外，还应熟悉表征滚动轴承工作性能的三要素，即游隙，接触角，偏位角，以及它们的含义和对轴承工作性能的影响。
还应掌握滚动轴承的分类，特点及代号表示法，以及滚动轴承的选择原则。
按轴承内部结构和所承受的载荷方向不同，滚动轴承可分为三大类：（1 ）向心轴承-- 主要承受径向载荷；（2）向心推力轴承——可同时承受较大的径向及轴向载荷；（3）推力轴承——只能承受轴向载荷；推力向心轴承——可在承受轴向载荷的同时，还可承受较小的径向载荷。
国家标准规定我国生产的滚动轴承分为十个标准类型，其中常用的标准类型有：单列向心轴承（0000系列），双列向心球面球轴承（1000系列），单列向心短圆柱滚子轴承（2000系列），单列向心推力球轴承（6000 系列），单列圆锥滚子（7000系列）和单向推力球轴承（8000系列）。
滚动轴承的代号表示法，是为了便于选择和使用而规定的。
学习时特别是上述几种轴承的代号中段从右数四位数字和精度等级的表示方法要熟悉。
应能根据给出的轴承代号，正确判断出轴承的精度等级，类型，直径系列和内径尺寸，并能指出该轴承的结构，特点及应用场合。
通常在机械设计中，滚动轴承类型的选择，要根据轴承所承受的载荷大小，方向，性质，工作转速的高低，轴颈的偏转情况等要求，并结合不同轴承的类型特点进行。
选择轴承时的参考原则见教科书。
2.滚动轴承的计算根据轴承工作条件确定轴承类型后，需要进行轴承的承载能力计算。
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Fa ：推力球轴承 (5类) (5类 Fr >> Fa Fr 和 Fa F >>F a r Fr、Fa
平稳： 平稳： 球轴承 冲击： 冲击： 滚子轴承
载荷性质
机械设计
(2) 转速和旋转精度 球轴承 极限转速 推力轴承 极限转速 和 旋转精度 比滚子轴承的高
离心力使滚动体与保持架摩擦严重) 低 (离心力使滚动体与保持架摩擦严重)
45 < α < 90
0
0
主要承受
Fa
α
轴向接触轴承 ：滚动体同外圈滚道接触点
也承受较小 F r 只能承受
的法线与垂直于轴承轴心线的平面 之间的夹角
α = 90 0
Fa
α
轴向承载能力 球轴承
按滚动体分类 滚子轴承
机械设计
4. 滚动轴承的代号
前置代号
基本代号
后置代号
用字母表示轴承 的分部件
用字母和数字表示轴承的结构、 用字母和数字表示轴承的结构、 公差及材料的特殊要求等 例如； 例如；
完好 90％ ％
10％ ％
L 10
表示
1 L10 = 10 r
6
对单个轴承而言，能达到此寿命的可靠度为 90% 对单个轴承而言，
2、轴承的寿命计算式
载荷（1） 载荷-寿命曲线
P C P1 P2 1 L1 L2 L 106r
轴承的疲劳曲线
轴承型号 深沟球轴承 6205 6206
d
25 30
D B Cr (KN ) C0 r ( KN )
Fr
1
≤e
Y 0 X
Fa
Fr
≻e
Y
深沟球轴承 60000
0.014 0.028 0.056 0.084 0.11
0.56
2.30 1.99 1.71 1.55 1.45
深沟球轴承径向载荷－－支反力矢量合成 深沟球轴承径向载荷－－支反力矢量合成 －－ 深沟球轴承轴向载荷－－一为外载荷， －－一为外载荷 深沟球轴承轴向载荷－－一为外载荷，一为零
'
60 nL 'h C ' = Pε 10 6 所选轴承的
额定动载荷
C≤ C
3. 轴承的当量动载荷
基本额定动载荷 C 向心轴承 推力轴承 纯径向载荷 纯轴向载荷
机械设计
实际工作中， 实际工作中，轴承同时受 当量动载荷 P 假想载荷
Fa
Fr
复合作用
转化
纯载荷 A
R
载荷系数 在该载荷作用下， 在该载荷作用下，轴承的寿命与实际复合载荷作用相同 的向心轴承： 对只承受Fr 的向心轴承： f P Fr 径向 系数 轴向 系数
C0 基本额定静载荷，轴承的极限静载荷值，亦分 C 0 r 基本额定静载荷，轴承的极限静载荷值， C0a C0 轴承尺寸
机械设计
4. 角接触球轴承和圆锥滚子轴承轴向载荷 F a 的计算 角接触球轴承和圆锥滚子轴承轴向载荷
(1) 派生轴向力 S 由于存在接触角
α
承受径向载荷Fr
作用于滚动体的法向反力
P=
的推力轴承： 对只承受Fa 的推力轴承：f P 同时承受
Fa
Fr
Fa
f 复合载荷的向心轴承： 复合载荷的向心轴承： P
( XFr + YFa )
机械设计
径向载荷系数 X 和轴向载荷系数 Y 的确定
轴承型式 相对轴 向载荷 Faa/Cor① 单列轴承
Fa
判断系 数e 0.19 0.22 0.26 0.28 0.30 X
比分离的高 球轴承 滚子轴承
整体保持架 极限转速 高速、 高速、轻载 低速、重载 低速、 (3) 调心性能
内外圈相对偏转一定角度仍可正常运转 支承刚度差、轴承座孔不同心、 支承刚度差、轴承座孔不同心、多支点 (4) 其它 装拆方便 价格 内外圈分离的轴承 (圆锥滚子轴承 ) 球轴承比滚子轴承低 精度低的价格低 (一般公差等级选 0 级 )
轴向力 > 单个滚动体受载产生的派生轴向力 ——多个滚动体受载的条件
结论： 结论： 角接触轴承及圆锥滚子轴承必须在Fr Fa的联合作 Fr和 1）角接触轴承及圆锥滚子轴承必须在Fr和Fa的联合作 用下工作，或成对使用对称安装。 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
机械设计
Fa > Fr ⋅ tanα
' S2
Fa 2 = S 2 + S = S1 − FA
' 2
FA S1 S2
轴承1放松端，轴向载荷为：
※角接触轴承：同时受 Fr 和 Fa
（1）角接触轴承的派生轴向力S S≈1.25Fr tanα
S
β
α Fa O
S方向——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 ①当只有最下面一个滚动体受载时
Si Qi F
Fr
Ri
S Fa tanα = = = tan β Fr Fr
1. 类型选择
载荷的大小、 (1) 载荷的大小、方向和性质 点接触) 小： 球轴承 (点接触) 载荷大小 线接触) 大： 滚子轴承 (线接触)
Fr ：深沟球轴承
载荷方向
(6类) 圆柱滚子轴承 (6类 推力滚子轴承 (6类 (6类) (5类 6类 (5类) + ( 6类) (7类 角接触球轴承 (7类) (3类 圆锥滚子轴承 (3类)
考虑到温度变化，引入温度系数 f t 考虑到温度变化，
ε =
球轴承
3
10 滚子轴承 3
机械设计
校核轴承寿命
已知 轴承型号 ( 即C ) 计算寿命 外载 P
10 6 f t C ε Lh = ( ) P 60 n
预期寿命
(h)
Lh ≥ L'h
选择轴承型号( 即C )
已知 预期寿命 L'h 所需的额 定动载荷 外载 P
（2）轴向载荷的计算(正装）
向左轴向合力
机械设计
S 2 + F A > S1
合力向左，轴有左移趋势，但轴承1 合力向左，轴有左移趋势，但轴承1外圈 左端已被轴向固定，轴不可能移动， 左端已被轴向固定，轴不可能移动，故此 时轴承1 压紧” 时轴承1被“压紧”，外圈附加轴向力 1′： S1′：
S1 + S1' = S 2 + FA
1 S1′
为简化计算，认 为简化计算， 为支反力作用于 轴承宽度的中点。 轴承宽度的中点。 2
FA S1
轴承1压紧端，轴向载荷为：
Fa1 = S1 + S1' = S 2 + FA
轴承2放松端，轴向载荷为： Fa 2 = S 2
S2
Fa2 = S2
Fa1 = S1+ S1′= S2+ FA
注意：Fa（轴承）、S（由径向力派生）、FA（轴承以 外）、S’（移动趋势附加）
Fr不变时 Fa由最小值 一个滚动体受载） 不变时， 由最小值（ 3）Fr不变时，Fa由最小值（一个滚动体受载）逐渐增 即载荷角增大） 则受载滚动体数↑ 大（即载荷角增大），则受载滚动体数↑ 当 tan β ≈ 1.25 tan α ⇒ Fa = 1.25Fr tan α，下半圈滚动体受载 4）实际工作时，至少达到下半圈滚动体受载，因 实际工作时，至少达到下半圈滚动体受载， 安装3 类轴承不能有较大的轴向窜动量。 此，安装3和7类轴承不能有较大的轴向窜动量。
σH >σH lim
静载荷 σ > σ S
引起塑性变形
控制动载荷 控制静载荷
疲劳寿命计算 静强度校核
机械设计
四、 滚动轴承的疲劳寿命计算
1、 基本额定寿命
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：一批相同轴承在试验条件下，10%的 基本额定寿命：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 轴承发生疲劳点蚀时所达到的寿命 用总转数
※ 深沟球轴承
机械设计
δ
Fr
受纯轴向力： 受纯轴向力：各滚动体均匀受力 受纯径向力： 受纯径向力：最多只有半圈滚动体受载
Q2 Q1 Qmax
全部滚动体个 数
Q2 Q1
对于点接触轴承： 对于点接触轴承：
Q max Q对于线接触轴承：
6 ≈ 4. Fr
z
机械设计
例如； L表示分离轴承 例如； 的可分离套圈
公差等级 标注
2
4
5
6
6X
0 不标
/P2 /P4 /P5
/P6 /P6X
高
/P6X仅用于圆锥滚子轴承 /P6X仅用于圆锥滚子轴承
低
P2与P0价格相差10倍
基本代号
机械设计
6 1 2 0 6
内径代号 内径 组合代号
÷5
代号 0、1 2 、
3
4
直径 特轻 轻 中 重 内径同、 直径系列代号 内径同、外径不同 内外径同、 宽度系列代号 内外径同、宽度不同 类型代号 代号 0 1 2 3~6 宽度 窄 正常 宽 特宽
机械设计
2. 尺寸选择
轴承内径 与轴颈直径相等 载荷很小 直径系列 载荷很大 一般情况 宽度系列 一般选正常系列
代号 直径
0 ，1 特轻
2
3
4 重
轻 中
超轻或特轻系列 重系列 轻或中系列 代号 0 1 2 3~6
宽度 窄 正常 选择轴承 校核计算
宽 特宽
三、滚动轴承的受力分析、计算准则
1. 受力及其失效分析
52 62 15 16 10.8 15.0 17.2 20.8 6.95 10.0 11.2 14.2
机械设计
对一批轴承， 对一批轴承，在不同载荷下作 6305 25 62 17 寿命试验所得曲线30 72 19 6306