2012第十六章 滚动轴承

同型号轴承：离散性大、寿命相差数十倍。
一批轴承：服从一定的概率分布规律。 计算时，若按 最低寿命：过于保守 最长寿命：不安全
∴ 采用基本额定寿命。
2、基本额定寿命：一批相同轴承在同样工作条件下运转， 其中10%的轴承发生疲劳点蚀前运 转的总转数（L），或一定工作转速 可靠度R=90% 下工作的小时数（Lh）。 Lh的物理意义： 1）对一批轴承而言：指90%轴承能达到或超过的寿命。
式中：X—径向动载系数，Fr对寿命影响效应的大小； 向心轴承：P=Fr；推力轴承：P=Fa
Y—轴向动载系数， Fa对寿命影响效应的大小；
由表18.7知，X、Y受e——轴向载荷“判断系数”影响
由 Fa Cor 确定
Fa e 时，Fa较小，忽略不计，取X=1、Y=0； ※ 1）当 Fr
Fa e 时，需计入Fa影响，X＜1，Y＞0，查手册 2）当 Fr
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。
为外圈窄边相对安装（正装） “面对面”
两外圈宽边相对安装（反装） “背靠背”
（1）若 Fs1 FA Fs 2
Fs1 FA
合力→右：轴有右移趋势
Fs2 F’s2
右端轴承 “压紧”
左端轴承 “放松”
设计选择式： C P

球轴承：ε=3 滚子轴承：ε=10/3
n C Lh 16670
深沟球轴承：无Fs，∴FA由压紧端承受，
即：Fa压紧=FA， Fa放松=0
FA
FR
§16-4
一、滚动轴承的润滑

滚动轴承的润滑和密封
润滑的主要目的是减小摩擦与减轻磨损。滚动接触部位如能形成油膜，还有 吸收振动、降低工作温度和噪声等作用。
阻止轴右移：F’s2
Fa 2 Fs 2 Fs2 FS1 FA “压紧”
平衡Fs 2 Fs2 FS1 FA 所以Fs2 FS1 FA Fs 2
Fa1 Fs1
“放松”
（2）FS1 FA Fs 2 F’s1 Fs1
合力→左：轴有左移趋势
FA Fs2
合力指向端为“放松端” 总结： 1）根据轴承安装方式和 FA 、 Fs1、Fs2合力指向，判 定“压紧端”和“放松端”。
2）放松端：Fa等于本身Fs。 3）压紧端：Fa等于除本身Fs外，其它轴向力的代数和。
ຫໍສະໝຸດ Baidu
轴上共受三个轴向力：Fs1、Fs2 和外部轴向力 FA。 滚动轴承的寿命计 算已知三个轴向力的大小和方向 5 时，可按下列方法计算轴承的轴 1 向载荷 Fa。 就某一个轴承而言方法二： 1）按代数值计算另一轴承 的内部轴向力与外部轴向力FA的合 力； 2）比较自身的内部轴向力与 该合力的大小，较大者为该轴承
dn大或喷雾润滑——低粘度油，搅油损失小、冷却好。 二、滚动轴承的密封 目的：1. 防止润滑剂从轴承中流失； 2. 防止灰尘、水分浸入。
滚动轴承密封方法的选择与润滑的种类、工作环境、温度、
密封表面的圆周速度有关。密封方法可分两大类：接触式 密封和非接触式密封。它们的密封型式、适用范围和性能， 可参阅表16-14。
适用场合： 脂或油润滑，轴颈圆周速度v<10~15m/s， 工作温度: -40~100℃
2、非接触式密封：靠轴与端盖之间的细小环形间隙密封，间隙愈小愈长，效
果愈好，间隙取0.10.3mm。
=0.1~0.3mm

(a) 适用场合：
隙缝封圈
(b)
脂润滑，要求环境干燥清洁。
将旋转件与静止件之间的间隙做成迷宫形式，并在间隙中充填润滑脂以加强密 封效果。分为径向和轴向两种结构。

C L 106 r P



工程中常用小时数表示寿命：
10 ftC 16670 ftC Lh n—轴承转速r/min 60 n fpP n fpP
6


※注意：Lh与n有关，L与n无关。 设计时，应： Lh
目的：1. ↓摩擦阻力、↓磨损； 2. 吸振、冷却、防锈、密封等。 方式：
高速— 油润滑
低速— 脂润滑 高温、真空— 固体润滑 由速度因数dn查图16-11

一般情况下，滚动轴承采用润滑脂润滑，但在轴承附近已经具有润滑 油源时，也可采用润滑油润滑。具体选择可按速度因数 dn 值来定。 dn值间接地反映了轴颈的圆周速度 ，当dn<(1.5~2)×105 mm· r/min时， 一般滚动轴承可采用润滑脂润滑，超过这一范围宜采用润滑油润滑。 脂润滑因润滑脂不易流失，故便于密封和维护，且一次充填润滑脂可 运转较长时间。 油润滑的优点是比脂润滑摩擦阻力小，
Fs
1
FR
2
Fs
2
Fr1
FA
正装 详细分析
Fr2
的轴向载荷。
Fa1 max Fs1 , Fs 2 FA
即：
Fa 2 max Fs 2 , Fs1 FA
（FA 与Fs2同向取“+”；反向取 “－”） （FA与Fs1同向取“+”；反向取 “－”）
= 某齿轮减速器的中间轴，由一对型号为 30210轴承布置如图所示，
曲路密封
轴承装置的设计
毡圈密封
毡圈密封
唇形密封圈
轴承装置的设计
§16-5

滚动轴承的组合设计
为保证轴承在机器中正常工作，除合理选择轴承类型、尺寸外，还应
正确进行轴承的组合设计，处理好轴承与其周围零件之间的关系。也 就是要解决轴承的轴向位置固定、轴承与其他零件的配合、间隙调整、
当量静载荷P0 当轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时，应将实际载荷 转化成假想的当量静载荷，在该载荷作用下，滚动体 与滚道上的接触应力与实际载荷作用相同。 P0＝X0 FR＋Y0 FA X0为径向载荷系数,Y0为轴向载荷系数

• 静强度条件
C0 P0
≥S0
S0为静强度安全因数
滚动轴承的极限转速

极限转速nlim 是滚动轴承允许的最高转速，它与轴承类型 、尺寸等多种因素有关，有其适用条件。实际工作条件与 极限转速的适用条件不一致时，应对极限转速进行修正。 实际工作条件下轴承允许的最高转速nmax为 nmax＝f1 f2 nlim f1为载荷因数；f2为载荷分布因数
考虑机器冲击振动，P的公式为：
P fp( XFr YFa ) fp——冲击载荷系数（表16-10）
三、基本额定寿命
6 L 10 r 。P C 时，L10 ? P C 已知： 时， 10
P L const
P—L曲线 球轴承：ε=3 ※ε— 寿命指数 滚子轴承：ε=10/3 ∴ C 1 P L
已知两轴承所受径向载荷 F =13600N， Fr 2 =22100N r1
FA1 =3000N、
=8000N，
=
Fr /(2Y ),Y 1.7
Fr ≤0.35时，X=1，Y=0）
时，X=0.4，Y＝1.7， Fa
求：两轴承当量动载荷
P1
P2
方法一：
方法二：
Fa1 max Fs1 , Fs 2 FA max 4000,6500 (8000 3000) 4000 N Fa 2 max Fs 2 , Fs1 FA max 6500, (4000 (8000 3000) 9000 N
2）对一个具体轴承而言：该轴承能达到或超过该寿命
的概率为90%。 3）当可靠度不为90%时，对Lh进行修正：
Ln a1 L10
可靠性寿命修正系数 参考其他教材(自学)
L=106r时，轴承所能承受的最大 3、基本额定动载荷C： 恒定载荷。 即：在C作用下，轴承工作106r而不点蚀失效的R=90% Cr：径向基本额定动载荷 C 对向心轴承（6、N）：Cr—纯径向载荷 对角接触轴承（3、7）：Cr—载荷的径向分量 Ca：轴向基本额定动载荷：5类 Ca—纯轴向载荷 说明：1）C由试验得出，查手册； 2）C↑— 轴承抗疲劳承载能力↑；同类不同型号 轴承，C不同。 3）设计时需满足：一定工况下的轴承所需的C′≤C
=0.1~0.2mm
=1.5~2mm

图b为轴向曲路，因考虑 到轴受热后会变长，间隙 取 =1.5~2 mm。
(a)
曲路（迷宫式）密封
(b)
适用场合：脂润滑或油润滑，密封效果可靠。
3、组合式密封
组合密封 适用场合：适用于脂润滑或油润滑，密封效果可靠。
毡圈密封
唇形密封圈
轴承装置的设计
轴承装置的设计 隙缝密封
分类：接触式— 线速度较低时用
毡圈密封，脂润滑v＜5m/s 密封圈密封，油润滑v＜4~12m/s
非接触式——不受速度限制
注意结构图
静止件与运动件不能直接接触，轴与端盖间应有间隙。
1、接触式密封：
防漏油
防灰尘
毡圈密封
(a)
(b)
唇形密封圈
适用场合： 脂润滑，要求环境清洁，轴颈圆周速度 v<4~5 m/s，工作温度不超过90℃
左端“压紧”
右端“放松”
阻止轴左移：F’s1
Fa1 Fs1 Fs1 Fs 2 FA “压紧”
平衡Fs1 Fs1 FA Fs 2 所以Fs1 Fs 2 （Fs1 FA）
Fa 2 Fs 2
“放松”
正安装：合力指向端为“压紧端”
• 反安装时：“○”型
反安装：
则Fa1＝max{400,150}=400N 同理可得:
Fa2＝900N
五、滚动轴承的静载荷计算
滚动轴承的静载荷是指轴承内外圈之间相对转速为零
或接近为零时作用在轴承上的载荷。为了限制滚动轴 承在过载或冲击载荷下产生的永久变形，有时还需按 静载荷进行校核。其计算方法可参阅有关机械设计手 册。
滚动轴承的静强度计算
如果轴承的最高转速nmax不能满足使用要求， 可采取一些措施，提高极限转速，

思考题： 有型号为N2210的滚动轴承，其额定动载荷为 C=42000N。设该轴承在温常下工作，转速小于极 限转速，载荷平稳，预期寿命为一百万转，问该 轴承承载能承受多大的载荷？
小结 一、基本额定动载荷和基本额定寿命 1、轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳点蚀前运转的 总转数或一定转速下的工作小时数。
Lh
用于校核寿命
——轴承预期使用寿命 Lh
，P，求得 C P 若已知Lh
n （N） Lh 16670
查手册，选型号，使 C C
用于设计选型
角接触滚动轴承寿命计算小结： 1、求支反力（力平衡、力矩平衡）Fr1、Fr2； Fa Fr Fs 2、求附加轴向力Fs1、Fs2(对3类： Y取 e 时值) Fr 2Y 3、根据轴承安装方式及合力的指向判定“压紧”、 “放松”端，求出Fa1、Fa2；


并能散热，主要用于高速或工作温度较高的轴承。
如图16-11所示，润滑油的粘度可按轴承的速
度因数dn和工作温度t来确定。油量不宜过多，
如果采用浸油润滑，则油面高度应不超过最 低滚动体的中心，以免产生过大的搅油损耗 和热量。高速轴承通常采用喷油或喷雾方法
润滑。
脂润滑：装填量＜轴承空间的1/3~1/2,否则,摩擦发热↑ 润滑剂：取决于速度、载荷、温度等。 载荷大、工作温度高时——高粘度油，易形成油膜；
Fa1 e ？：是— X、Y查表，否— X=1、Y=0 4、根据 Fr1
Fa 2 e ？：是— X、Y查表，否— X=1、Y=0 Fr 2
P ， P2 ( XFr 2 YFa 2 ) 1 ( XF r1 YF a1 )
取 P max(P 1, P 2)
5、校核式： 16670 ftC Lh Lh n fpP
滚动轴承的寿命计算
例:下图为二级齿轮减速器中间轴的受 力简图。已知内部轴向力Fs1＝400N，Fs2＝650N，外部 轴向力Fx1＝300N，Fx2＝800N，试分析两个圆锥滚子轴 承的轴向载荷。 解:
Fs1 400N Fs 2 Fx1 Fx 2 (650 300 800) N 150N
材质、工作温度、零件硬度变化：对C修正 CT f t C CH f H C
温度系数 二、当量动载荷 实际工作时，轴承可能同时受Fa、Fr 为了与C在相同条件下比较 硬度系数
转化
将Fr、Fa转化为与C性质相同的载荷——当量动载荷P
P X Fr Y Fa —将Fr、Fa折合为Cr或Ca