滚动轴承的受力分析

滚动轴承的受力分析载荷计算失效和计算准则

滚动轴承的受力分析载荷计算失效和计算准则滚动轴承是一种常用的机械元件，它能够在高速旋转的条件下承受并转移载荷。

在设计和应用滚动轴承时，关键的工作之一是进行受力分析和载荷计算，以确保轴承能够正常工作并减少失效的风险。

本文将从受力分析、载荷计算、失效和计算准则几个方面详细介绍滚动轴承。

一、滚动轴承的受力分析滚动轴承受到的力主要有径向力和轴向力两种。

径向力是垂直于轴线的力，它可以分为径向载荷和径向惯性力两部分。

轴向力是平行于轴线的力，它可以分为轴向载荷和轴向惯性力两部分。

受力分析的目的是确定轴承所受的载荷大小和方向，以便选择适当的轴承型号和设计。

二、滚动轴承的载荷计算载荷计算是根据受力分析的结果，确定轴承承受的载荷大小和方向。

在实际应用中，轴承承受的载荷通常包括静载荷和动载荷两部分。

静载荷是指静止条件下轴承所承受的最大力，动载荷是指旋转条件下轴承所承受的最大力。

根据载荷计算的结果，可以选择适当的轴承并确定其使用寿命。

滚动轴承的失效可以分为疲劳失效和磨损失效两种。

疲劳失效是由于载荷作用下轴承材料的疲劳破裂引起的，磨损失效是由于轴承表面的磨损引起的。

根据滚动轴承的失效机理，制定了一系列的计算准则，用于评估轴承的寿命和失效风险。

常用的滚动轴承计算准则包括基本额定寿命、等效动载荷、寿命调整系数和动接触角等。

基本额定寿命是指在特定载荷下，轴承能够连续工作的寿命。

等效动载荷是指在复杂工况下，将径向载荷和轴向载荷转化成等效的径向载荷。

寿命调整系数则考虑了不同工作条件下的调整因素，用于修正基本额定寿命。

动接触角是指滚动元件与外圈之间的接触角度，它可以影响轴承的刚度和额定寿命。

综上所述，滚动轴承的受力分析、载荷计算、失效和计算准则是设计和应用滚动轴承时的重要内容，它们能够帮助我们选择适当的轴承型号、确保轴承的使用寿命并减少失效的风险。

在实际工程中，我们应该根据具体的工作条件和要求，进行合理的受力分析和载荷计算，并遵循相关计算准则，以确保滚动轴承的安全可靠运行。

机械设计(9.4.1)--滚动轴承内部载荷分布及失效分析

二、失效形式
9-4 滚动轴承内部载荷分布及失效分析一、载荷分布
1. 滚动轴承内部载荷分布
承受不偏心轴向载荷 A
承受径向载荷 R 或轴向 A 和径向 R 联合载荷
各滚动体受力不等
一、载荷分布
9-4 滚动轴承内部载荷分布及失效分析一、载荷分布
1. 滚动轴承内滚动轴承内部载荷分布及失效分析一、载荷分布
1. 滚动轴承内部载荷分布
固定套圈
一、载荷分布
9-4 滚动轴承内部载荷分布及失效分析二、失效形式
1. 失效形式
① 疲劳点蚀
② 塑性变形
二、失效形式
9-4 滚动轴承内部载荷分布及失效分析二、失效形式
1. 失效形式
③ 磨损
④ 套圈断裂
滚道磨损

浙师大滚动轴承实验报告

Fa 2 Fd 2
当时，同前理，被“放松”的轴承 1 只受其本身派生的轴向力 Fd1，即
（11）
Fa1 Fd 1
而被“压紧”的轴承 2 所受的总轴向力为
（12）
Fa 2 Fd 1 Fae
（13）
图 7 接触球轴承和圆锥滚子轴承轴向的分析综上可知，计算角接触球轴承和圆锥滚子轴承所受轴向力的方法可以归结为：先通过派生轴向力及外加轴向载荷的计算与分析，判定被.‘放松”或被“压紧” 的轴承；然后确定被 “放松” 轴承的轴向力仅为其本身派生的轴向力，被 “压紧” 轴承的轴向力则为除去本身派生的轴向力后其余各轴向力的代数和。轴承反力的径向分力在轴心线上的作用点叫轴承的压力中心。图 7 a）b）两种安装方式，对应两种不同的压力中心的位置。但当两轴承支点间的距离不是很小时，常以轴承宽度中点作为支点反力的作用位置，这样计算起来比较方似于滚动体的受载情况，可用图 6 示意地描述。 (三)滚动轴承组合设计计算左、右滚动轴承可轴向移动，均装有轴向载荷传感器，可通过电脑或数显测试并计算单个滚动轴承轴向载荷与总轴向载荷的关系；进行滚动轴承组合设计计算。 1、滚动轴承的当量动载荷滚动轴承的基本额定动载荷是在一定的运转条件下确定的，如载荷条件为：向心轴承仅承受纯径向载荷 Fr，推力轴承仅承受纯轴向载荷 Fa。实际上，轴承在许多应用场合，常常同时承受径向载荷 Fr 和轴向载荷 Fa。因此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷，用 P 表示。这个当量动载荷，对于以承受径向载荷为主的轴承，称为径向当量动载荷，用 Pr 表示；对于以承受轴向载荷为主的轴承，称为轴向当量动载荷，用 Pa 表示。当量动载荷 P（Pr 或 Pa）的一般计算公式为

滚动轴承分析报告

滚动轴承分析报告滚动轴承是一种常见的机械传动元件，广泛应用于各种机械设备中。

本文将对滚动轴承进行分析，并重点讨论其结构、工作原理、性能以及故障分析等方面。

首先，我们来看滚动轴承的结构。

滚动轴承由内圈、外圈、滚动体（包括滚动球、滚动柱或滚子）和保持架（保持滚动体间相对位置的组成部分）等几个部分组成。

内圈和外圈分别用于支撑和定位滚动体，并帮助其在轴向和径向方向上滚动。

滚动轴承的工作原理是通过滚动接触来减少摩擦和阻力，实现旋转运动的传递。

通常情况下，内圈和外圈之间会加入适量润滑剂，这有助于减小接触面的摩擦，并且可以帮助冷却和排除异物。

滚动轴承主要通过滚动体与内外圈的接触来承受主要载荷，同时由于滚动体相对滚动产生滚动摩擦，摩擦力较小，摩擦热相对较少。

因此，滚动轴承适用于高速旋转和承受大载荷的场合。

滚动轴承的性能主要由以下几个方面来衡量：承载能力、转速、摩擦损失和寿命。

承载能力是指轴承能够承受的最大静态和动态载荷，一般通过承载能力参数来表示。

转速是指轴承能够承受的最大转速，一般由润滑条件、结构等因素决定。

摩擦损失是指轴承工作时因摩擦产生的能量损失，会导致额外的热量产生，增加轴承的温度。

寿命是指轴承在规定条件下连续工作的时间，可以通过滚动轴承的额定寿命来评估。

当滚动轴承发生故障时，可以通过故障分析来找到原因并采取相应的解决措施。

常见的滚动轴承故障包括疲劳断裂、过载断裂、润滑不良、过热等。

疲劳断裂是指轴承长时间承受重载导致应力超过材料极限，从而出现裂纹和断裂。

过载断裂是指轴承在短时间内承受超过其承载能力的负载，导致轴承损坏。

润滑不良会导致轴承摩擦增大、温度升高，甚至出现卡滞、转动不灵等现象。

过热是指轴承在工作过程中温度升高过快，可能是由于过载、高速运转、密封不良等原因导致。

根据具体的故障原因，可以选择相应的解决方案，如更换轴承、改善润滑条件、提高密封性能等。

综上所述，滚动轴承是一种重要的机械传动元件，其结构和工作原理决定了其承载能力、转速、摩擦损失和寿命等性能。

中南大学——滚动轴承综合性能测试分析实验报告

滚动轴承综合性能测试分析实验报告一、实验目的（10分）1. 让学生了解在总轴向和径向载荷作用下，滚动轴承径向载荷分布及变化情况，特别是轴向载荷对滚动轴承径向载荷分布的影响；2. 让学生了解滚动轴承元件上的载荷随时间的变化情况，掌握滚动轴承元件上载荷波动特性。

二、实验台型号名称及主要组成（10分） 1. 圆锥滚子轴承：1对； 2. 可移动的滚动轴承座：1对；3. 滚动轴承轴向加载装置、径向加载装置：各一套；4. 滚动轴承径向载荷传感器：精度等级：0.05；量程：5000N ，16个；5. 总径向载荷传感器：量程：10000N ，1个；6. 轴向载荷传感器：量程：10000N ，3个；7. 微型电机：YYJ90-180W N=180W;8. 计算机：1台9. 操作面板。

三、实验数据及曲线打印（40分） 1.静态只加径向载荷2.静态既有径向载荷又有轴向载荷3.动态只加径向载荷四、思考题（40分）1、圆锥滚子轴承受径向载荷后，本实验台为什么就可测出它受有轴向力？（10分提示:从书本内容和实验台相关内容两方面来回答）答：书本内容：圆锥滚子轴承受径向载荷后，由于存在接触角，轴承本身会产生一个轴向力实验台：由于实验台已知接触角，并且有轴向和径向载荷的力传感器，即可以通过受的径向载荷，来计算测出它所受的轴向力。

2、本实验台一对正装的圆锥滚子轴承支撑的轴系受外部轴向载荷后，左右圆锥滚子轴承承受的轴向载荷将怎样变化？（20分提示：先通过派生轴向力及外加轴向载荷的计算与分析，判定被“放松”或被“压紧”的轴承；然后确定被“放松”轴承的轴向力仅为其本身派生的轴向力，被“压紧”轴承的轴向力则为除去本身派生的轴向力后其余轴向力的代数和。

）答：（1）画出本实验台轴向力示意图（F S1表示左轴承内部轴向力，F S2表示右轴承内部轴向力，Fa 表示轴向外载荷方向向左）。

（2）F S2+Fa<F S1 ,则左被放松（被放松，被压紧），右被压紧（被放松，被压紧），则Fa 1= F S1 （用计算式表达），则Fa 2= F S1-Fa （用计算式表达）。

滚动轴承设计

实体保持架：用铜合金、实体保持架：用铜合金、铝合金或酚醛树脂等制与滚动体间的间隙较小，允许轴承有较高转速。成，与滚动体间的间隙较小，允许轴承有较高转速。
第二节滚动轴承的主要类型及选择
一．滚动轴承的结构特性
1．公称接触角．
α角的大小反映了轴承承受轴向载荷的能力。α角越角的大小反映了轴承承受轴向载荷的能力。角越角的大小反映了轴承承受轴向载荷的能力轴承承受轴向载荷的能力越大。大，轴承承受轴向载荷的能力越大。
第二节滚动轴承的主要类型及选择
3、调心轴承（外圈滚道为球面）、调心轴承（（1）调心球轴承）类型代号：1 承载方向：承载方向：可同时承受径向载荷及少量双向轴向载荷极限转速：极限转速：中额定负荷比： 0.6～0.9 额定负荷比：～角偏位能力： ° 角偏位能力：1.5°～3° ° 使用条件：使用条件：刚性小及难以对中的轴类型代号：2 （2）调心滚子轴承承载方向：承载方向：可同时承受径向载荷及少量双向轴向载荷额定负荷比：额定负荷比： 1.8～4 ～极限转速：极限转速：低角偏位能力：角偏位能力： 1.5°～3° ° ° 使用条件：使用条件：其他轴承不能胜任的重负荷
主要区别：主要区别：承受轴向外载荷的能力
第二节滚动轴承的主要类型及选择
三、滚动轴承的性能和特点
◆ 按轴承的结构形式不同分类：按轴承的结构形式不同分类：
在实际应用中，滚动轴承的结构形式有很多。作为标准件的滚动轴承，在在实际应用中，滚动轴承的结构形式有很多。作为标准件的滚动轴承，标准件的滚动轴承国家标准中分为13 13种其中，最为常用的轴承大约有下列６国家标准中分为13种，其中，最为常用的轴承大约有下列６种:
深沟球轴承

机械设计基础--滚动轴承

?
RV2 RH2 Fr
角接触球轴承
RV1 RH1 1,角接触轴承的派生轴向力 Fs O -支反力作用点,即法线与轴线的交点. 向心角接触轴承(角接触球轴承,圆锥滚子轴承)受纯径向载荷作用后,会产生派生轴 FS 向分力 FS . O F 派生轴向力: si ≈ 1.25 Fr tgα 注意 F 的
Fr1 ● 若 FS1 + FA > FS2
Fr2
轴向合力向右,轴有向右移动的趋势,
但外圈被固定, 右轴承被压紧,会产生反力FS2′, 即:Fa1=FS1 (放松端) 使轴向力平衡, 使得 FS 1 + FA = FS 2 + FS 2 ′ FS2 和 FS2′ 都是右轴承所受的力,故: Fa 2 = FS 2 + FS 2 ′ = FS 1 + FA 而左轴承被放松, 故:Fa1 = FS 1
(放松端)
1 FS2′
FS1
2
FA
FS2
● 若 FS2 + FA < FS1, 轴向合力向左,轴有向左移动的趋势, 右轴承被压紧,会产生反力FS 2′, 使轴向力平衡:
FS 1 = FS 2 + FA + FS 2 ′ Fa1 = FS 1
(放松端)
∴
Fa 2 = FS 1 FA(压紧端)
归纳如下: 根据排列方式判明派生轴向力 FS 1,FS2 的方向; 判明轴向合力指向及轴可能移动的方向, 分析哪端轴承被"压紧",哪端轴承被"放松"; "放松"端的轴向载荷等于自身的内部轴向力, "压紧"端的轴向载荷等于除去自身派生轴向力后其它轴向力的代数和. 对于能够承受少量轴向力而α=0 的向心轴承: (如深沟球轴承) 因为:α=0 , FS1=0 ,FS2= 0 所以:Fa=FA 图中: Fa1=0 Fr1 Fa2=FA FA

机械设计基础滚动轴承

较高低
2’~4’ 不允许
能承受较大旳径向。因线性接触，内外圈只允许有小旳相对偏转。除U 构造外，还有内圈无挡边(NU)、外圈单挡边 (NF)、内圈单挡边(NJ)等型式
只能承受径向载荷。承载能力大，径向尺寸特小。一般无保持架，因而滚针间有摩擦，极限转速低。
几点阐明：因为构造不同，各类轴承旳使用性能也不相同，现阐明如下。
设计：潘存云
主要承受径向载荷，
同步也能承受少许
中
轴向载荷。因为外
2˚ ~3˚ 滚道表面是以轴承
中点为中心旳球面，
故能调心。
表16-2 滚动轴承旳主要类型和特征（续）
轴承名称、类型及代号
构造简图承载方向极限转速允许角偏差
主要特征和应用
调心滚子轴承 20230C
设计：潘存云
能承受很大旳径向载荷
前置代号
基本代号共5位
（成套轴承分部件代号
0
）
类
尺寸系列代号
型
宽(高)度直径系列
代系列代号代号
号
后置代号或加
注：
代表字母；
代表数字
1. 前置代号----成套轴承分部件代号。是轴承代号旳基础，有三项 2. 基本代号：表达轴承旳基本类型、构造和尺寸。
类型代号 ----左起第一位，为0（双列角接触球轴承）则省略。
6 2 2 03
轴承内径 d=17 mm 直径系列代号，2(轻)系列宽度系列代号，2(宽)系列深沟球轴承 7 (0) 3 12 AC / P6
公差等级6级公称接触角 α=25˚ 轴承内径 d=12×5=60 mm 直径系列代号，3(中)系列宽度系列代号，0(窄)系列，代号为0，不标出角接触球轴承

滑动轴承动力学

滑动轴承动力学滑动轴承动力学是研究轴承在运动过程中受力和运动规律的学科。

在工程应用中，滑动轴承广泛应用于各种机械设备中，如汽车、飞机、机床等。

本文将从滑动轴承的基本原理、受力分析以及滑动轴承的应用等方面进行探讨。

一、滑动轴承的基本原理滑动轴承是一种基本的机械元件，它由内圈、外圈、滚动体和保持架等部分组成。

当轴承在工作时，内圈和外圈之间通过滚动体形成摩擦力，从而支撑和传递负荷。

滑动轴承的基本原理是利用黏性润滑油或润滑脂，在摩擦表面形成一层薄膜，使内外圈之间的接触变为滑动接触，从而减小摩擦系数和摩擦力。

二、滑动轴承的受力分析滑动轴承在工作时会承受多种力的作用，包括径向力、轴向力和扭矩力等。

其中，径向力是指垂直于轴的力，轴向力是指沿轴方向的力，扭矩力是指作用在轴上的转矩力。

在设计滑动轴承时，需要根据工作条件和受力情况来选择合适的轴承类型和尺寸，以确保轴承能够正常工作并承受所受力。

三、滑动轴承的应用滑动轴承广泛应用于各个领域的机械设备中。

例如，在汽车中，滑动轴承被用于发动机、变速器和转向系统等部位，能够有效减少摩擦和磨损，提高传动效率和寿命。

在飞机上，滑动轴承被用于发动机、舵机和起落架等部位，能够减小重量和空气动力学阻力，提高飞行性能。

在机床上，滑动轴承被用于主轴、导轨和滑块等部位，能够提高加工精度和稳定性。

在滑动轴承的应用过程中，需要注意滑动轴承的润滑和维护。

润滑是保证滑动轴承正常工作的重要因素，可以采用油润滑和脂润滑两种方式。

油润滑适用于高速、高温和高负荷的工况，脂润滑适用于低速、低温和低负荷的工况。

维护是延长滑动轴承使用寿命的关键，包括定期更换润滑剂、清洁轴承和检查轴承的磨损程度等。

四、滑动轴承的发展趋势随着科学技术的不断进步，滑动轴承也在不断发展和改进。

目前，滑动轴承的发展趋势主要包括以下几个方面：1. 高速化：随着机械设备的高速化发展，滑动轴承需要提高自转速度和转速极限，以适应高速运转的要求。

滚动轴承常见的失效形式及原因分析

滚动轴承常见的失效形式及原因分析滚动轴承是一种用于支撑和减少摩擦的常用机械元件。

它们广泛应用于各种机械设备和领域，如汽车、风力发电、机械制造等。

然而，由于工作环境的恶劣条件或长期运行等原因，滚动轴承可能会出现各种故障和失效。

以下是滚动轴承常见的失效形式及其原因分析。

1.疲劳失效：疲劳失效是滚动轴承最常见的失效形式之一、它通常在长时间高速运转或载荷较大的情况下发生。

轴承在不断重复的载荷下产生微小的裂纹，最终导致轴承出现断裂。

这种失效通常与以下原因有关：-动载荷过大：轴承在长时间内承受过大的动载荷，超出了其额定负荷能力。

-轴承安装不当：安装不当会使轴向载荷分布不均匀，导致局部载荷过大。

-润滑不良：缺乏或过多的润滑剂都会导致轴承摩擦增加，使得轴承易于疲劳失效。

2.磨损失效：磨损是轴承常见的失效形式之一、它通常发生在轴承和周围部件之间的摩擦表面上。

常见的磨损形式包括：-磨粒磨损：当粉尘、金属碎屑等进入轴承内部时，会使滚动体、保持架等部件发生磨损。

-粘着磨损：当润滑不良时，摩擦表面出现直接接触，轴承可能会发生粘着磨损。

-磨料磨损：当轴承受污染物质时，如沙尘、水等，会导致轴承表面产生磨料磨损。

3.返现失效：轴承返现是指滚动体和滚道之间的剥离、严重滚道表面损伤或磨擦减小所引起的失效。

返现失效的原因主要有：-轴承清洗不当：清洗过程中使用的溶剂或清洁剂残留在轴承内部，导致润滑性能下降，滚动体容易返现。

-轴承热胀冷缩：当轴承受到温度变化时，轴承和轴承座之间的配合间隙有可能发生变化，导致轴承返现。

-润滑不良：缺乏或过多的润滑剂会导致轴承受到不均匀的载荷分布，容易引起轴承返现。

4.偏磨失效：偏磨是指轴承滚动体在滚道上发生偏磨，导致滚道表面形变或表面破坏。

-不均匀载荷：长期承受不均匀载荷会导致滚动体在滚道上的位置发生偏移，从而引起偏磨失效。

-润滑不良：过多或过少的润滑剂会导致轴承滚动体和滚道之间的摩擦增加，从而引起偏磨。

三排滚柱式大型转盘轴承的受力分析

（１３）
ｃ
＿Ｇｐ
（８）
Ｍ： ×Ｎ。￣Ｉ，Ｌｄｌ＋ ×Ｎ
４结束语
（１４）
按照滚动轴承安全系数ｆ计算公式
鲁ｆ２＝等
（上接第８页）３．２．２磨削速度的选择
．
（９）从而可以对三排滚柱式大型转盘轴承进行安，能推进三排滚柱式大（１ｏ）全校核。希望通过交流型转盘轴承的设计和开发。
ＮＧＭ＝ ×ＫＧ（１２）
按照线接触的转盘轴承承受主要轴向力的滚道上的当量轴向负荷计算公式。
对滚道１
Ｃｄ１＝
对滚道２
＋Ｇｐ
（７）
ＫＨ× 对于滚柱式轴承Ｋ＝１．２６，因此，
矩可达５１００ＫＮ．ｍ，扭矩系数为２．２，采用大扭矩马达驱动。通过８个小齿轮，与轴承的内齿相啮合，从而带动整个刀盘运转。
２盾构机刀盘系统受力分析
运输方式，正越来越受到大型城市的关注。全国３４个人口过百万的城市，约有２Ｏ个城市正
关键词：盾构机；三排滚柱式大型转盘轴承；受力分析
Ｉ前言
时承受轴向力、径向载荷以及倾覆力矩。设计寿命达１．２万小时以上。盾构机主轴的驱动扭
随着近年来城市化程度的加剧，城市交通越来越拥挤。城市地铁作为快速便捷的公共

滚动轴承承载能力计算分析

滚动轴承承载能力计算分析目录1分析基础 (1)1.1理论基础：Hertz弹性体接触理论 (1)1.2实验基础：许用接触应力 (2)2承载分析 (3)2.1曲率计算 (3)2.2轴向承载 (4)2.3径向承载 (6)2.4倾覆承载能力 (10)2.5当量轴向力 (12)3静容量系数f o系数确定 (13)3.1许用接触应力 (13)3.2静容量系数 (14)4算例 (16)4.1基本参数 (16)4.2曲率计算 (16)4.3计算接触应力常数Cp值 (16)4.4计算许用接触应力 (16)4.5计算静容量系数f0值 (17)4.6静容量计算 (17)5简化(统一)计算法 (18)5.1简化公式 (18)5.2不同曲率比时的静容量系数值 (18)6附录 (19)附表1:曲率函数F (p )有关的椭圆积分 (19)附表2:不同球数时的Jr值 (21)1分析基础1.1理论基础：Hertz弹性体接触理论由Hertz推导出的点接触弹性变形和接触应力计算基本公式丄——材料泊松比Q一一使两接触体压紧的法向载荷 (N) 刀P ——接触处主曲率之和K(e) ---- 第一类椭圆完全积分。

(1-1)CT — -------------■ max2 -：2K (e) (1— ~)=1.52K(e)m-QEa(mm)(1-2) (1-3) (1-4)式中a——接触椭圆长半轴b ---- 接触椭圆短半轴(T max— -一最大接触应力S(mm)2 (N/mm)(mm)u、E —与曲率函数F ( p )有关的椭圆积分，取值见附表材料弹性模量(N/mm2)a「I1・2实验基础：许用接触应力Hertz 弹性接触理论不可能包括塑性变形，但在塑性变形区仍然引用Hertz接触理论，并假定塑性变形：b 与滚动体直径D w 有关，即用:-b /D w 来表示塑性变形。

试验证明，在接触条件保持不变的情况下，单位塑性变形 :.b /D w 随着负荷增长的幕级数而增长，随着曲率比的降低而增加，对于点接触，可得出图1所示的实验曲线图：图1-1点接触塑性变形、接触应力常数与许用接触应力间关系上图中的实验曲线符合下列方程式式中[(T max]——最大许用接触应力Cp —接触应力常数S b ——塑性变形量Dw ——滚动体直径根据Cp 值计算点接触接触应力的计算公式如下:(1-6)D w,4 3 1 0pC.(1-5)110150 200 250 3C0 360 400 450 500 550 600 650 700 750 300ODQOODO-nuDQOODOODDO ooc 755025g755025g 75E5025[m 7a5025g75c 7666655554 4 4433332笛亠亘-焉吾一12.1曲率计算如图2-1所示：滚动球直径D w ，回转支承滚道中心直径 D pw ，接触角a 。

机械设计基础--滚动轴承 ppt课件

2. 基本代号：表示轴承的基ppt课本件类型、结构和尺寸。 16
调心球轴承调心滚子轴承圆锥滚子轴承
10000
20000
30000
a)单向 b)双向
推力球轴承 50000
推力圆柱
深沟球轴承角接触球轴承滚子轴承圆柱滚子轴承滚针轴承
60000
70000
80000
N0000 a) NA0000
12
512 低不允许受单向轴向负荷，两
13
513
个圈的内孔不一样大，
14
514
内孔较小的与轴配合，内孔较大的与机座固
定。双向推力球轴承
可以承受双向轴向负
荷，中间圈与轴配合，
22
522
另两个圈为松圈
23
523
低不允许
高速时，由于离心
力大，寿命较低。常
24
524
用于轴向负荷大、转
ppt课件
速不高的场合 7
40
22、28、32及500以上 /内径
230/500 62/22
500 22
ppt课件
21
表16-3 滚动轴承代号的排列顺序
前置代号
基本代号
后置代号或加
（成套轴承分部件代号
）
类
尺寸系列代号
型
宽(高)度直径系列
代
系列代号代号
号
注：
代表字母；
代表数字
3. 后置代号 ---- 用字母（或加数字）表示。
代表数字
内径代号 ---- 基本代号左起第四、五位。
表16-5 轴承的内径代号
内径代号
00 01
02
03
轴承内径尺寸 mm 10

各类滚动轴承轴向载荷分析及计算

各类滚动轴承轴向载荷分析及计算王志云（山东省东营职业学院，山东东营２５７０９１）摘要：总结了滚动轴承设计中其轴向载荷分析需考虑的因素，以及生产中几种常用滚动轴承支撑的轴向载荷分析方法，使得轴承的轴向载荷分析及计算更清晰、明了，内容更全面、系统。

关键词：滚动轴承；支撑形式；安装方式；轴向载荷中图分类号：ＴＨ１３３．３３文献标识码：Ａ文章编号：１００８－８０８３（２００８）０３－００６０－０２在滚动轴承的设计计算中，轴承轴向载荷计算是设计中的关键也是难点，它由轴承类型、支撑形式和安装方式等因素决定，在生产实际中，有关轴承的支撑类型多、形式多，必须对轴系结构进行详细、合理的受力分析，才能正确的进行计算，现就几种常用形式作以分析总结，并进行其轴向载荷的计算，从而为各种形式轴承轴向载荷分析计算提供方法依据。

一、滚动轴承轴向载荷计算中考虑的因素１．轴承类型滚动轴承按不同的分类方式有许多不同的类型，如按滚动体的形状不同有球轴承和滚子轴承，按调心性能不同有调心轴承和非调心轴承等，若按承载情况不同有向心轴承、推力轴承和角接触轴承三大类，向心轴承是指主要或只受径向载荷的轴承，推力轴承是指只受轴向载荷的轴承，角接触轴承是指同时承受径向和轴向载荷的轴承。

２．轴承的支撑形式一般对于两端支撑的情况，有全固式、固游式和全游式三种支撑形式，全固式是指两端都单向固定的支撑，固游式是指一端固定一端游动的支撑，全游式是指两端都游动的支撑。

３．轴承的安装方式对于成对使用的角接触轴承，通常有正装和反装两种安装方式。

轴承外圈窄边相对称为正装，又叫＂面对面＂安装，轴承外圈窄边相背称为反装，又叫＂背靠背＂安装。

二、滚动轴承轴向载荷分析１．向心轴承轴向载荷分析（１）全固式向心轴承轴向载荷分析普通工作温度下的短轴，常用两端都单向固定的形式，如图１所示。

图１１）当外载荷ＦＡ向右时，轴有向右移动的趋势，载荷传到右端轴承内圈上，又通过滚动体传到外圈，由于右端轴承外圈右端被轴承盖固定，使得右端轴承受到向左的支反力Ｆ＇Ａ２而被压紧，而左端轴承处于放松状态。

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。

【精选】滚动轴承的受力分析、载荷计算、失效和计算准则

1.滚动轴承的受力分析滚动轴承在工作中，在通过轴心线的轴向载荷（中心轴向载荷）Fa作用下，可认为各滚动体平均分担载荷，即各滚动体受力相等。

当轴承在纯径向载荷Fr作用下（图6），内圈沿Fr方向移动一距离δ0，上半圈滚动体不承载，下半圈各滚动体由于个接触点上的弹性变形量不同承受不同的载荷，处于Fr作用线最下位置的滚动体承载最大，其值近似为5Fr/Z（点接触轴承）或4.6Fr/Z（线接触轴承），Z为轴承滚动体总数，远离作用线的各滚动体承载逐渐减小。

对于内外圈相对转动的滚动轴承，滚动体的位置是不断变化的，因此，每个滚动体所受的径向载荷是变载荷。

2.滚动轴承的载荷计算（1）滚动轴承的径向载荷计算一般轴承径向载荷Fr作用中心O的位置为轴承宽度中点。

角接触轴承径向载荷作用中心O的位置应为各滚动体的载荷矢量与轴中心线的交点，如图7所示。

角接触球轴承、圆锥滚子轴承载荷中心与轴承外侧端面的距离a可由直接从手册查得。

接触角α及直径D，越大，载荷作用中心距轴承宽度中点越远。

为了简化计算，常假设载荷中心就在轴承宽度中点，但这对于跨距较小的轴，误差较大，不宜随便简化。

图8角接触轴承受径向载荷产生附加轴向力1)滚动轴承的轴向载荷计算当作用于轴系上的轴向工作合力为FA，则轴系中受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=FA，不受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=0。

但角接触轴承的轴向载荷不能这样计算。

角接触轴承受径向载荷Fr时，会产生附加轴向力FS。

图8所示轴承下半圈第i个球受径向力Fri。

由于轴承外圈接触点法线与轴承中心平面有接触角α，通过接触点法线对轴承内圈和轴的法向反力Fi将产生径向分力Fri；和轴向分力FSi。

各球的轴向分力之和即为轴承的附加轴向力FS。

按一半滚动体受力进行分析，有FS ≈ 1.25 Frtan α(1)计算各种角接触轴承附加轴向力的公式可查表5。

表中Fr为轴承的径向载荷；e为判断系数，查表6；Y 为圆锥滚子轴承的轴向动载荷系数，查表7。

滚动轴承振动产生的可能原因及其特征频率

滚动轴承振动产⽣的可能原因及其特征频率通过前⾯的⽂章《滚动轴承的运动学》，我们了解了滚动轴承运转产⽣的特征频率，但实际上，除了这些频率之外，还存在⼀些其他的频率成分。

产⽣这些复杂的振动频率的原因可以分两类：第⼀类为外界激励所引起的，如轴不平衡、不对中、临界转速、结构共振等，这些故障（或缺陷）可以按照它们各⾃的特征频率来处理；第⼆类是由于滚动轴承⾃⾝结构特点以及故障缺陷所引起的。

通常，滚动轴承不会仅受到⼀种激励作⽤，更多是两种激励同时作⽤引起轴承振动，这就使得振动频谱更为错综复杂，对轴承的故障诊断增加难度。

另⼀⽅⾯，除了存在各⾃的特征频率成分及其谐波之外，还会存在相互调制效应，产⽣边频带。

当轴承各元件出现各种故障时，《滚动轴承的运动学》中的轴承频率公式提供了频率成分的理论计算，这些计算是基于这样的假设：当轴承各元件遭遇故障时，会产⽣⼀个理想的脉冲。

对于轴承局部故障，如滑动和点蚀，会产⽣短时尖的冲击，这些冲击将激起结构共振，相应的振动通过外部安装在轴承座上的传感器能测量到。

每次遭遇⼀个局部故障产⽣的冲击，测量到的振动信号将是按指数衰减的正弦振荡。

1载荷引起的振动滚动轴承在运转过程中，如受到通过轴⼼的轴向载荷，可以认为各个滚动体平均分担，即各滚动体受⼒相等。

但在受到径向载荷F r作⽤时，内圈沿径向载荷⽅向会移动⼀段路径δ0，如图1中虚线所⽰，此时上半圈滚动体不受⼒，下半圈的各个滚动体由于接触点上的弹性变形量δi不同⽽承受不同的载荷Q i。

处于F r作⽤线最下端位置的滚动体受⼒Q0最⼤，对应的变形量δ0也最⼤。

下半圈受载荷作⽤的其他各接触点滚动体的法向变形量为δi与径向载荷⽅向处变形量δ0的关系为图1 轴承元件上的受⼒分析各个接触点法向⼒Q i与沿径向载荷⽅向处的法向⼒Q0的关系为因此，在受载荷作⽤的半圈内，各接触点处的受⼒⼤致呈余弦分布状态，并引起相应规律的应⼒变化。

滚动轴承各元件在⼯作时承受变动的接触应⼒，如单颗滚动体受到的接触应⼒从⼩变⼤，然后再变⼩的周期性变化，⽽在不受载荷的半圈内不受接触应⼒作⽤，内圈上的某⼀点的接触应⼒也有类似的规律。

《机械设计基础》第五版滚动轴承

5、工程应用
7.承受冲击载荷能力差。
8.寿命短。 9.振动、噪声大。 10.不宜作成剖分式。
机械设计基础—— 滚动轴承
16-1滚动轴承的基本类型 1、按滚动体形状分 1)球轴承 (1)调心球轴承 2)滚子轴承 (1)调心滚子轴承 (2)推力圆柱滚子轴承 (3)圆锥滚子轴承 (4)圆柱滚子轴承
(2)推力球轴承
根据C值从手册中查取合适大小的轴承
机械设计基础—— 滚动轴承
五、角接触轴承轴向载荷的计算
机械设计基础—— 滚动轴承
16-4滚动轴承的润滑和密封 1、润滑的目的降低摩擦阻力、减轻磨损；同时，润滑还有降低滚动体与座圈滚道的接触应力、散热、吸震、减低噪声和防锈等作用。 2、润滑油润滑
①油浴润滑；②飞溅润滑；③滴油润滑；④油雾润滑；⑤循环冷却油润滑。
当轴承既受径向力Fr又受轴向力Fa时，须将Fr 、Fa与转换为与确定基本额定动载荷的载荷条件一致（纯径向力或轴向力）的等效力，即当量动载荷，用P表示。
计算式：
P XFr YFa
引入载荷性质系数，表7-10
P f P ( XFr YFa )
X、Y—径向系数、轴向系数，与Fa/Fr及参数 e 有关，表7-9。 e—— 轴向载荷影响系数（判别系数），表7-9。
滚动轴承寿命计算公式的推导
当L10=1（106转）时，其对应的载荷为基本额定动载荷C（N）时，
P L10 k 常量
C 1 k 常量

C L10 106 r P

P L10 常量

基本额定动载荷，查《机械零件设计手册》基本额定寿命轴承转速， r/min
Q,H Q,H

滚动轴承受力分析及其进展

1 引言
在滚动轴承设计与应用分析中 , 工程师们常常要回答诸如轴承的承载能力、预期寿命、变形与刚度、振动与噪声、润滑状态、摩擦与温升等问题 , 而这些问题又都与轴承的受力状态密切相关 , 因此轴承受力分析就构成了滚动轴承工程学的基础。滚动轴承力学分析可以分为两个方面 : ( 1) 滚动体与滚道之间的接触问题 ; ( 2) 轴承整体的变形与平衡问题。对于前者 , 早在 100 多年前 , Hertz 就对点接触与线接触这两种典型的弹性接触问题给出了理论解 ,它们分别适用于球轴承与滚子轴承分析 ; 对于后者 ,需要运用 Hertz 理论对轴承中的每个滚动体依次进行计算 ,然后进行综合 ,建立起一组非线性方程组 ,因此只是在本世纪 60 年代以后 , 随着计算机的普及 ,这种分析计算才真正成为现实。
Oi 移至 O′ i , O′ i Oe 的距离为 A ,则 A =
2 2 ( A 0 cosα + ( A 0 sinα φ 0 +δ r i) 0 +δ a)Biblioteka 图6 圆柱滚子轴承计算结果
5. 3 高速轴承分析
当 dm n ( 节圆直径 ×转速) 值超过 1. 0 ×10
6
( mm・ rΠ min) 时 ,滚动体的离心力和陀螺力矩已不
图3 直素线滚子计算结果
4 轴承整体受力分析
在外载荷作用下 , 确定轴承的位移和滚动体载荷分布可按图 4 中的步骤进行。图 4 表明的是一个迭代过程 , 当滚动体合力与外载荷不平衡时 ,需要对位移进行修正 ,然后重复 ( 2) ～ ( 6) 式过程 , 直至平衡为止。而变形几何分析、 Hertz ( 或非 Hertz ) 接触理论、平衡方程求解是整个过程中的三个主要环节。以下分别加以简要说明。

滚动轴承的受力分析