轴系零部件

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轴系零部件
轴是机械设备中的重要零件之一，它的主要功能是直接支承回转零件，如齿轮、车轮和带轮等，以实现回转运动并传递动力,轴要由轴承支承以承受作用在轴上的载荷。

这种起支持作用的零部件称为支承零部件。

而且有很多的轴上零件需要彼此联接，它们的性能互相影响，所以将轴及轴上零部件统称为轴系零部
件。

如图12-1所示减速器的输出轴由
轴1、轴承2、齿轮3、联轴器4、键5等组成。

第一节 滑动轴承
一、概述
轴承是支承轴的部件，根据轴承工作的摩擦性质，可分为滑动轴承和滚动轴承两大类。

一般情况下，滚动摩擦小于滑动摩擦，因此滚动轴承应用很广泛，但滑动轴承具有工作平稳、无噪声、耐冲击、回转精度高和承载能力大等优点，所以在汽轮机、精密机床和重型机械中被广泛地应用。

滑动轴承按摩擦状态可分为：
(1)液体摩擦滑动轴承。

轴承工作时在轴颈和轴承的工作表面之间被一层润滑油膜完全隔开，因而金属工作表面之间无摩擦和磨损。

(2)非液体摩擦滑动轴承。

轴颈和轴承的工作表面之间未形成足够厚的油膜，局部金属直接接触，因而存在着摩擦和磨损。

二、滑动轴承的主要类型和结构
按受载荷方向不同，滑动轴承可分为径向轴承和止推轴承。

(1)径向滑动轴承。

用于承受径向载荷，常用滑动轴承的结构形式及其尺寸已经标准化，应尽量选用标准形式。

图12-2所示为整体式滑动轴承。

还可在机架或箱体上直接制
出轴承孔，如图12-2a)，再装上轴套成为无轴承座的整体式滑动轴承。

整体式滑动轴承
结构简单，制造方便，但轴套磨损后轴承间隙无法调整；装拆时轴或轴承需轴向移动，
图12-1减速器的输出轴
图12-2整体式滑动轴承
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故只适用于低速、轻载和间歇工作的场合。

如小型齿轮油泵、减速箱等。

图12-3所示为剖分式滑动轴承,由上轴瓦1、螺栓2、轴承盖3、轴承座4、下轴瓦5 等组成。

为了提高安装的对心精度，在剖分面上设置有阶梯形止口。

考虑到径向载荷方向的不同，剖分面可以制成水平式（图a ）和斜开式（图b ）两种。

但使用时应保证径向载荷的作用线不超出剖分面垂直中线左右各35°的范围。

剖分式滑动轴承装拆方便，轴瓦磨损后可方便更换及调整间隙，因而应用广泛。

径向滑动轴承还有其他许多类型。

如图12-4所示为调心轴承。

把轴瓦支承面做成球面，使其能自动适应轴线的偏转和变形。

(2)止推滑动轴承。

止推滑动轴承用来承受轴向载荷，如图12-5所示。

按轴颈支承面的形式不同，分为实心式、空心式、环形式三种。

图a ）为实心止推轴颈，当轴旋转时，由于端面上不同半径处的线速度不相等，因而使端面中心部的磨损很小，而边缘的磨损却很大，结果造成轴颈端面中心处应力集中。

实际结构中多数采用空心轴颈（图b ），可使其端面上压力的分布得到明显改善，并有利于储存润滑油；图c ）为单环形推力轴颈；图d ）为多环形推力轴颈，由于支承面积大，故可承受较大的
载荷。

三、轴瓦和轴承衬
(1)轴瓦的结构。

轴瓦是滑动轴承中直接与轴颈接触的重要零件，常用的轴瓦有整体式和剖分式两种。

整体式轴瓦又称轴套，如图12-6所示，用于整体式滑动轴承，剖分式轴瓦用于剖分式滑动轴承（如图12-7所示）。

为了改善轴瓦表
面的摩擦性能，可在轴瓦内表面浇注一层轴承合金等减摩材料（称为轴承衬），厚度为0.5～6 mm 。

为使轴承衬牢固地粘在轴瓦的内表面上，常在轴瓦上预制出各种形式的沟槽，如图12-8所示，图a ）、b ）用于钢制轴瓦，图c ）用于青铜轴瓦。

为使润滑油均布于轴瓦工作表面，在轴瓦的非承载区开设油孔和油槽，如图12-9
所示。

油槽不宜过短，以保证润滑
a ）
b ） 图12-3剖分式滑动轴承
图12-4调心轴承
a)
b)
c) d)
图12-5 止推滑动轴承
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油流到整个轴瓦与轴颈的接触表面。

但是，不得与轴瓦端面开通，以减少端部泄油。

(2)材料。

轴瓦和轴承衬材料直接影响轴承的性能，应根据使用要求，经济性要求 合理选择。

由于滑动轴承的主要失效形式是磨损、胶合，当强度不足时也可能出现疲劳 破坏。

因此，轴瓦和轴承衬材料应具备下述性能：①耐磨、耐腐蚀、抗胶合能力强；② 摩擦系数小；③导热性好；④足够的强度和一定的塑性；⑤良好的跑合性。

常用轴瓦和轴承衬材料的牌号和性能见表12-1所示。

此外还可采用粉末合金（如铁—石墨、青铜—石墨）、非金属材料（如塑料、橡胶和木材等）作轴承材料。

表12-1 常用轴瓦和轴承衬材料的牌号和性能
图12-6整体式轴瓦 图12-7剖分式轴瓦 图12-8轴承衬
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四、滑动轴承的润滑
轴承润滑的主要目的是为了减少摩擦和磨损，以提高轴承的工作能力和使用寿命，同时起冷却、防尘、防锈和吸振作用。

设计滑动轴承时，必须恰当地选择润滑剂和润滑装置。

（一）润滑油及其选择
润滑油的内摩擦系数小，流动性好，是滑动轴承中应用最广的一种润滑剂。

工业用润滑油有合成油和矿物油两类，其中矿物油资源丰富，价格便宜，适用范围广。

润滑油的主要性能指标是粘度，它表示润滑油流动时内部摩擦阻力的大小，是选用润滑油的主要依据，分为：
(1)动力粘度。

定义为长宽高各为1m 的油立方体，上下平面产生1m/s 的相对速度所需的切向力，用η表示，单位Pa ·S （即N ·S/m ²），主要用于流体动力计算。

(2)运动粘度。

定义为液体动力粘度与其同温度下密度的比值，用ν表示，即 ρην=，单位为m ²/s ，常用mm ²/s 。

工业上常用运动粘度作为润滑油的性能指标。

润滑油的牌号是以40o C 时油的运动粘度中心值来划分的。

例如某一牌号L-HL32液压油是指温度在40o C 时运动粘度为28.8～35.2 mm ²/s （中心值为32 mm ²/s ）的液压油。

牌号越大的润滑油，其粘度值也越大，油越稠。

工业上常用润滑油的性质和用途见表12-2所示。

表12-2 工业常用润滑油的性能和用途
图12-9油槽
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（二）润滑脂及其选择
润滑脂又称干油，俗称黄油，是由润滑油、稠化剂等制成的膏状润滑材料。

润滑脂流动性小，不易流失，因此轴承的密封简单，润滑脂需经常补充。

但其内摩擦系数较大， 效率较低，不宜用于高速轴承。

润滑脂的主要性能指标是针入度和滴点。

(1)针入度。

即润滑脂的稠度，将重力为1.5 N 的标准圆锥体放入25℃的润滑脂试样中，经5秒钟后所沉入的深度称为该润滑脂的针入度，以0.1 mm 为单位。

润滑脂按针入度自大至小分为0~9号共10种，号数越大，针入度越小，润滑脂越稠。

常用0~4号。

(2)滴点。

在规定条件下加热，当开始滴下第一滴油时的温度为滴点，滴点决定润滑脂的最高使用温度。

常用润滑脂的性能及用途见表12-3。

表12-3 常用润滑脂的性能及用途
（三）固体润滑剂
常用的固体润滑剂有石墨和二硫化钼等，它们能耐高温和高压，附着力强，化学稳 定性好，适用于高温和重载的场合。

（四）油润滑方式和润滑装置
除正确地选择润滑剂外，还应选择适当的方法和装置，才能获得良好的润滑效果。

下面分别介绍油、脂的润滑方法和装置。

1.手工加油润滑
用油壶或油枪注入设备的油孔、油嘴或油杯中，使油流至需要润滑的部位。

供油方法简单，属于间歇式，适用于轻载、低速和不重要的场合。

2.滴油润滑
滴油润滑用油杯供油，利用油的自重滴流
至摩擦表面，属于连续润滑方式。

常用油杯有以下几种：
图12-10 油杯
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(1)针阀式油杯（图12-10a ）。

当手柄1卧倒时，针阀5因弹簧3推压而堵住底部的油孔，当手柄直立时，针阀被提起使油孔打开，润滑油经油孔自动滴进轴承中。

供油量用螺母2调节针阀的开启高度来控制，用于要求供油可靠的轴承。

(2)油绳式油杯（图12-10b ）。

油绳用棉线或毛线做成，一端浸在油中，利用毛细管作用吸油滴入轴承，油绳滴油自动连续，但供油量少，不易调节。

适于低速轻载轴承。

3.油环润滑
如图12-11所示，在轴
颈上套一油环，油环下部浸在油中，当轴颈旋转时，靠摩擦力带动油环旋转，把油带到轴颈上润滑。

适用于转速为50～3000 r/min 水平
轴放置的轴。

4.飞溅润滑 利用齿轮、曲轴等转动
件，将润滑油由油池溅到轴承中进行润滑。

该方法简单可靠，连续均匀。

但有搅油损失，易使油发热和氧化变质。

适用于转速不高的齿轮传动、蜗杆传动等。

5.压力循环润滑
利用油泵将润滑油经油管输送到各轴承中润滑，它的润滑效果好，油循环使用，但装置复杂，成本高。

适用于高速、重载或变载的重要轴承。

（五）脂润滑
用脂润滑时，一般是在机械装配时就将它填入轴承内，或用黄油杯（图12-12）旋转杯盖可将装在杯体中的润滑脂定期挤入轴承内。

也可用黄油枪向轴承油孔内注射润滑脂。

滑动轴承的润滑方式可根据系数K 来选择。

2PV K ，式中P 为轴承压强（Mpa ），V 为轴颈圆周速度（m/s ）。

当K ≤2时用脂润滑，K ＞2时用油润滑，2＜K ＜16时用针阀油杯润滑，K ＞16～32时采用油环、飞溅或压力润滑，K ≥32时采用压力循环润滑。

五、动压液体摩擦滑动轴承简介
动压液体摩擦滑动轴承也称液体动压轴承，是利用摩擦副表面的相对运动，将液体带进摩擦表面之间，形成压力油膜，将摩擦表面隔开。

如图12-13所示。

两个互相倾斜的平板，在它们之间充满具有一定粘度的液体。

当AB 以速度V 向左移动，而CD 保持静止时，液体在此楔形间隙中作层流流动。

当各流层的速度分布规律为直线时（图中虚线所示），由于进口间隙大于出口间隙，则进口流
量必大于出口流量；但液体是不
可压缩的，因此，
在楔形间隙内 图12-11 油环润滑
图12-13 动压液体摩擦原理图 图12-14 轴承中的油压
图12-12黄油杯
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形成油压，迫使大口的进油速度减小，小口的出油速度增大（图中实线所示），从而使流经各截面的液体流量相等。

同时，楔形油膜产生的内压将与外载荷相平衡。

从上述分析可知，获得动压液体摩擦的基本条件是：①两平面间的间隙必须沿运动方向由大至小形成收敛楔形；②两平面间的相对运动速度必须足够大，以带动润滑油连续进入楔形间隙；③必须连续地向楔形间隙供入适当粘度的润滑油，以形成具有承载能力的压力油膜。

图12-14所示为一轴颈和轴瓦，由于轴瓦的孔径大于轴颈的直径，所以在外载荷F 的作用下也能形成一楔形间隙。

当轴的转速足够高时，就可克服外载荷而形成油膜，把承受载荷F的轴颈抬起，隔开两金属表面达到液体摩擦状态。

在这种状态下工作的轴承，称为动压液体摩擦滑动轴承。

第二节滚动轴承
一、概述
滚动轴承是标准件，由轴承厂大批量生产，因此熟悉标准，正确选用并进行轴承组合设计是学习本节的主要任务。

滚动轴承一般由内圈1、外圈2、滚动体3和保持架4组成，如图12-15所示。

内、外圈分别与轴颈、轴承座孔装配在一起。

当内、外圈相对转动时滚动体即在内外圈的滚道间滚动。

保持架使滚动体分布均匀，减少滚动体的摩擦和磨损。

滚动轴承的内外圈和滚动体一般由轴承钢制造，工作表面经过磨削和抛光，其硬度不低于60HRC。

保持架一般用低碳钢板冲压制成，也可用有色金属和塑料制成。

二、滚动轴承的类型和选择
1.类型
滚动轴承按受载方向分为向心轴承和推力轴承两大类。

向心轴承主要承受径向载荷，推力轴承主要承受轴向载荷。

按滚动体形状，滚动轴承又可分为球轴承与滚子轴承两大类。

轴承的类型代号及特性见表12-4。

滚动轴承的内外圈与滚动体之间存在一定的间隙，如图12-16所示，因此，内外圈可以有相对位移，最大位移量称为轴承游隙。

当轴承的一个座圈固定，则另一座圈沿径向的最大移动量称为径向游隙△r，沿轴向的最大移动量称为轴向游隙△a。

游隙的大小对轴承的寿命、温升和噪声都有很大的影响。

2.滚动轴承的代号
国家标准（GB/T272-93）规定，轴承的类型、尺寸、精度和结构特点，由轴承代号表示。

轴承代号由基本代号、图12-15 滚动轴承的结构
图12-16 滚动轴承的游隙
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前置代号和后置代号三部分构成。

代号一般刻在外圈端面上，排列顺序如下：
(1)前置代号。

在基本代号左侧用字母表示成套轴承的分部件，如L 表示可分离的轴承是分离内圈或外圈，K 表示滚子和保持架组件。

例如LN308，表示(0)3尺寸系列的单列圆柱滚子轴承可分离外圈。

(2)基本代号。

基本代号表示轴承的类型、结构和尺寸。

一般由五个数字或字母加四个数字表示（如下图所示）。

各代号意义见表12-5所示。

）
表12-4 滚动轴承的基本类型及特性
型 代 号
度 系 列
径 系 列
内 径 代 号
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(3)后置代号。

作为补充代号，轴承在结构形状、尺寸公差、技术要求等有改变时，才在基本代号右侧予以添加。

一般用字母（或字母加数字）表示。

后置代号共分八组。

第一组表示内部结构变化，例如角接触球轴承接触角α＝40°时，代号为B；α＝25°时，代号为AC；α＝15°时，代号为C。

第五组为公差等级，按精度由低到高代号依次为：/P0、/P6、/P6x、/P5、/P4、/P2，其中/P0为普通级，可省略不标注。

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表12-5 基本代号
例12-1 说明6208、71210B 、LN312/P5等轴承代号的含义。

解 ①6208 为深沟球轴承，尺寸系列(0)2（宽度系列0，直径系列2），内径40 mm ，精度P0级；②71210B 为角接触球轴承，尺寸系列12（宽度系列1，直径系列2），内径50 mm ，接触角 ＝40°，精度P0级；③LN312/P5为单列圆柱滚子轴承，可分离外圈，尺寸系列(0)3，（宽度系列0，直径系列3），内径60 mm ，精度P5级。

3.滚动轴承的选择
滚动轴承选择的出发点是：
(1)轴承工作载荷的大小、方向及性质。

当载荷较小而平稳、转速较高时，可选用球轴承，反之，宜选用滚子轴承。

当轴承同时承受径向及轴向载荷，若以径向载荷为主时可选用深沟球轴承；轴向载荷比径向载荷大很多时，可选用推力轴承与向心轴承的组合结构；径向载荷和轴向载荷均较大时可选用向心角接触轴承。

(2)对轴承的特殊要求。

跨距较大或难以保证两轴承孔同轴度的轴及多支点轴，宜选用调心轴承。

为便于安装、拆卸和调整轴承游隙，宜选用内外圈可分离的圆锥滚子轴承。

(3）经济性。

一般球轴承比滚子轴承价廉；有特殊结构的轴承比普通结构的轴承贵。

同型号的轴承，精度越高，价格也越高，一般机械传动宜选用普通级（P0）精度。

三、滚动轴承的受载情况和失效形式
(1)一般转速时，若轴承只承受径向载荷F r 作用，由于各元件的弹性变形，轴承上半圈的滚动体将不受力，而下半圈各滚动体受力的大小则与其所处的位置有关。

故轴承运转时，轴承套圈滚道和滚动体受变应力作用（图12-17），滚动轴承的主要失效形式是疲劳点蚀。

为防止疲劳点蚀现象的发生，滚动轴承应按额定动载荷进行寿命计
算。

(2)转速较低的滚动轴承，可能因过大的静载荷或冲
击载荷，使套圈滚道与滚动体接触处产生过大的塑性变形。

因此，低速重载的滚动轴承
图12-17 滚动轴承受载情况
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应进行静强度计算。

(3)高速转动的轴承，可能因润滑不良等原因引起磨损甚至胶合。

因此，除进行寿命 计算外，还要校核极限转速。

四、滚动轴承的寿命计算 1.轴承寿命
轴承中任一滚动体或内、外圈滚道上出现疲劳点蚀的总转数或在一定转速下的工作时数，称为轴承寿命。

一批相同型号尺寸的轴承，因材料、热处理、加工工艺等差异，即使在完全相同的条件下运转，其寿命也差异很大，最长寿命和最短寿命可能差几倍。

滚动轴承的疲劳寿命是相当离散的。

因此，计算轴承寿命时应与一定的破坏率（可靠度）相联系。

一般用10%破坏率的轴承寿命作为轴承的基本额定寿命，用L 表示，单位为106 r （106转）。

2.轴承寿命计算
滚动轴承的基本额定寿命L 与承受的载荷P 有关，载荷越大，轴承中产生的接触应力也越大，因而发生疲劳点蚀破坏前所能经受的应力变化次数就越少，即轴承的寿命越短。

图12-18所示为试验得出的载荷P 与寿命L 的关系曲线，也称为轴承的疲劳曲线。

该曲线可用方程P ε
L =常数表示。

标准规定，基本额定寿命L =1（106 r ）时，轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用C 表示，单位为N 。

C 值可由轴承标准中查出，于是有=⨯=1εεC L P 常数，即
L =（C / P ）ε
106 r （12-1） 实际计算时常用小时（h ）表示寿命（L h ）。

将上式整理后可得 ε
ε
h P C n P C n L ⎪⎭
⎫ ⎝⎛=⎪⎭⎫ ⎝⎛=1666760106 (h) （12-2） 式中：P 为当量动载荷（N ）；ε为寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3；n 为轴承转速（r/min ）。

若已知当量动载荷P 和转速n ，工作使用寿命L h ＇，则由式（12-2）可求出待选轴承所需的额定动载荷C ＇，从而选择轴承并使轴承的额定动载荷C ≥C ＇。

轴承工作寿命L h ＇的推荐值见表12-6。

表12-6 滚动轴承预期寿命推荐值
图12-18 滚动轴承的P -L 曲线
162
3.当量动载荷P的计算
滚动轴承的基本额定动载荷C是在特定试验条件下得出的，就受载条件来说，向心轴承是承受纯径向载荷；推力轴承是承受纯轴向载荷。

而在实际工作中，作用在轴承上的实际载荷往往与试验条件不一样，必须将实际载荷折算成与上述条件相同的载荷，在此载荷作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同，这种折算后的载荷是假定的载荷，称为当量动载荷，用P表示。

计算式为
P=K P（xF r+yF a）（12-3）式中：F r为轴承所承受的径向载荷（N）；F a为轴承所承受的轴向载荷（N）；x、y分别为径向载荷系数和轴向载荷系数，见表12-7；K p为载荷系数，见表12-8。

表12-8 载荷系数K
163
例12-2 已知一齿轮轴的转速n =2800 r/min ，轴承上的径向载荷F r =5000N ，轴向载荷F a =2600N ，工作平稳无冲击。

轴颈直径d =65mm ，要求轴承寿命L h =5000h 。

试选择轴承型号。

解: 由于轴承所受载荷F r >F a ，故初定轴承类型为深沟球轴承，再用试算法确定轴承型号。

试选深沟球轴承，型号为6413。

由附表12-1查得C =118000 N ，C or =78500 N 。

1）F a /C or = 2600 / 78500=0.033 查表12-7知0.033落在0.028 ~ 0.056之间
用插值法算得 23.0)028.0033.0(028
.0056.022.026.022.0=-⨯--+=e
2）F a /F r =2600 / 5000=0.52 > e
3）查表12-7得：x = 0.56，y 落在1.99 ~ 1.71之间，用插值法算得 y= 1.94 4）查表12-8得：K p =1.0
5）当量动载荷 P =K p （xF r +yF a ）=1×（0.56×5000+1.94×2600）=7844 N 6）计算额定动载荷由式（12-2）得：
C ＇=7401116667
2800500078441666733=⨯⋅=⨯⋅n L P h N
6413轴承的C = 118000 N 大于计算所需的C ＇= 74011 N ，故所选轴承合用。

4.向心角接触轴承轴向载荷F a 的计算
角接触轴承和圆锥滚子轴承在受径向载荷F r 作用时，由于结构的特点，将在轴承内派生出一内部轴向力F s ，方向由轴承外圈的宽边指向窄边。

如图12-19所示，其大小可按表12-9中所列公式计算。

为保证正常工作，角接触轴承一般应成对使用，图12-20所示两种安装方式，图a)为两外圈窄边相对，称正安装，可使两支反力作用点靠近，缩短轴的跨距；图b)为窄边相背，称反安装，使轴的跨距加长。

在计算角接触轴承的轴向载荷时，要根据所有作用在轴上的轴向外载荷F k 和内部轴向力F s 之间的平衡关系，按下述两种情况（图12-20a ）分析计算两轴承的轴向载荷F a1和F a2。

a) b) 图12-19派生轴向力 图12-20 角接触轴承轴向力分析
164
表12-9 角接触轴承的内部轴向力F
s2k s1
盖的轴向约束，故使右端轴承被“压紧”，而左端被“放松”，右轴承的外圈上必有平衡力F s1＇。

列出平衡方程
F s2＋F k＝F s1+F s1＇故F s1＇＝（F s2＋F k）－F s1
由此得出两轴承上的轴向载荷分别为
F a1＝F s1+F s1＇＝F s2＋F k F a2＝F s2
(2)若F s2＋F k＜F s1时，轴有向左移动的趋势，左端轴承被“压紧”，其外圈上必有平衡力F s2＇，而右端被“放松”，列出平衡方程
F s2＋F s2＇＋F k＝F s1即F s2＇＝F s1－F s2－F k
由此得两轴承上的轴向载荷分别为
F a1＝F s1F a2= F s2＋F s2＇=F s1－F k
根据上述分析结果，可将向心角接触轴承轴向载荷的计算方法归纳如下：
①根据轴承上全部轴向外力及内部轴向力的合力方向，判明哪端轴承被“压紧”，哪端轴承被“放松”。

②“放松”端轴承的轴向载荷，等于它本身的内部轴向力；“压紧”端轴承的轴向载荷等于除其本身内部轴向力以外的其它所有轴向力的代数和。

5.滚动轴承的静强度计算
对于转速很低（n≤10r/min）或缓慢转动的轴承，由于接触应力的循环次数很少，不易出现疲劳点蚀，其主要失效形式是塑性变形，设计时必须进行静强度计算。

对非低速转动的轴承，若承受的载荷变化太大时，在按寿命计算选择出轴承型号后，还应按静载荷能力进行验算。

静强度计算公式为
C o≥S o P o（12-4）式中：C o——基本额定静载荷（N）；S o——安全系数（表12-10）；P o——当量静载荷（N）为承受最大载荷的滚动体及内、外圈滚道的接触应力等于某一定值时的假想静载荷。

向心轴承指径向额定静载荷；推力轴承指轴向额定静载荷，可从轴承手册中查得。

当量静载荷是一个假想的载荷，轴承在此载荷作用下所产生的永久变形量与实际载荷作用下的相同。

其计算公式为
P o=X o F r＋Y o F a（12-5）若计算出P o<F r，则应取P o=F r，式中X o为径向静载荷系数，Y o为轴向静载荷系数，见表12-11。

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表12-11 径向静载荷系数X
和轴向静载荷系数Y 例12-3 某工程机械传动中轴承组合形式如图所示。

已知：轴向力F k =2000 N ，径向力F r 1=4000 N ，F r 2=5000 N ，转速n =1500 r/min 。

中等冲击，工作温度低于100℃，要求轴承使用寿命L h =5000 h 。

问30310轴承是否适用。

解: 1)计算轴承所受轴向载荷F a 。

查附表12-3得
30310轴承 C =130000N ；y =1.7，e =0.35 查表12-9得 F s 1＝F r 1/2Y ＝4000 /（2×1.7）＝1176.5 N
F S2＝F r 2/2Y ＝5000 /（2×1.7）＝1470.6 N
F s2+F k ＝1470.6+2000＝3470.6 N ＞F s 1
可知轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”，故
F a1＝F s2+F k ＝1470.6+2000＝3470.6 N ； F a 2＝F s2＝1470.6 N
2)计算当量动载荷P
轴承1：F a1 / F r 1＝3470.6 / 4000＝0.8677 ＞e ；查表12-7得x ＝0.4，由载荷中等冲击，查表12-8得K p ＝1.6，
P 1＝K p （xF
r 1＋yF a 1）＝1.6×0.4×4000＋1.7×3470.6）＝12000 N
轴承2：F a2/F r 2＝1470.6 / 5000＝0.294 ＜e ；查表12-7得x ＝1、y ＝0，故
P 2＝K p （xF r 2＋yF a2）＝1.6×（1×5000＋0×1470.6）＝8000 N
3)验算基本额定动载荷C
按公式（12-2）得所需的基本额定动载荷C ＇＝P ×ε6
1060h
L n ⨯，因P 1＞P 2，所以
按P 1计算：C ＇＝12000×
7501410
5000
1500603
106
=⨯⨯N ＜C=130000N 所以采用一对30310圆锥滚子轴承寿命是足够的。

第三节 键联接和销联接
键联接主要用于轴上零件的周向固定并传递转矩；有些兼作轴上零件的轴向固定；还有的对沿轴向移动的零件起导向作用。

一、键联接的类型、特点和应用
键是标准件，按结构特点及工作原理，键联接可分为平键联接、半圆键联接和楔键联接等。

例12-3图
166
1.平键联接 如图12-21所示，键的两侧面为工作表面，靠键与键槽间的挤压力传递扭矩。

平键联接由于结构简单、装拆方便、对中较好，广泛用于传动精度要求较高的场合。

按用途将平键分为如下三种：
(1)普通平键。

如图12-21所示，按结构分为圆头（A 型）、平头（B 型）和单圆头（C 型）三种。

A 型键定位好，应用广泛。

C 型键用于轴端。

A 、C 型键的轴上键槽用立铣刀加工，端部应力集中较大。

B 型键的轴上键槽用盘铣刀加工，轴上应力集中较小，但键在键槽中的轴向固定不好，故尺寸较大的键要用紧定螺钉压紧。

(2)导向平键。

导向平键（图12-22）是加长的普通平键，有圆头（A 型）和方头（B 型）两种。

导向平键用螺钉固定在轴上，轮毂可沿键作轴向移动。

为拆卸方便，在键的中部制有起键用的螺孔。

当轴上零件移动距离较大时，可用滑键联接（图12-23）。

滑键固定在轮毂上，轮毂带着滑键在轴上键槽中作轴向移动，固需要在轴上加工长键槽。

2.半圆键联接
如图12-24所示，键的底面为半圆形。

工作时靠两侧面传递转矩，键在槽中能绕几何中心摆动，以适应轮毂上键槽的斜度。

但轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，主要用于轻载时锥形轴头与轮毂的联接。

3.楔键联接
如图12-25所示，楔键的上下面为工作面，分别与轮毂和轴上键槽底面紧贴。

键的上 表面与轮毂键槽底面均有1:100的斜度，装配时需把键打紧，使键楔紧在轴和毂之间，靠
图12-21 平键联接
图12-22 导向平键联接
图12-23 滑键联接 图12-24 半圆键联接。