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滚动轴承校核

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    标    签:轴承校核

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    提出了滚动轴承选择与寿命校核计算方法,便于合理选用轴承

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    §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。   按自动调心性能,轴承可分为自动调心轴承和非自动调心轴承。 滚子轴承的类型很多,现将最常用的几种滚动轴承的性能和特点作一简要介绍,其他的见表9-1中。 1、圆锥滚子轴承(图9-3a)   能承受较大的径向载荷和单向的轴向载荷,极限转速较低。 内外圈可分离,故轴承游隙可在安装时调整,通常成对使用,对称安装。适用于转速不太高、轴的刚性较好的场合。 轴承类型 结构简图、 承载方向 类型代号 尺寸系列代号 组合代号 特性 双列角接触球轴承 (0) (0) 32 33 32 33  同时能承受径向载荷和双向的轴向载荷、它比角接触球轴承具有较大的承载能力, 调心球轴承 1 (1) 1 (1) (0)2 22 (0)3 23 12 22 13 23  主要承受径向载荷,也可同时承受少量的双向轴向载荷。外圈滚道为球面,具有自动调心性能。 内外圈轴线相对偏斜允许 2°~3°,适用于多支轴,弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承。 调心滚子轴承 2 2 2 2 2 2 2 2 13 22 23 30 31 32 40 41 213 222 223 230 231 232 240 241  用于承受径向载荷,其承载能力比调心球轴承约大一倍,也能承受少量的双向轴向载荷。外圈滚道为球面,具有调心性能,内外圈轴线相对偏斜允许0.5°~2°,适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承 推力调心滚子轴承 2 2 2 92 93 94 292 293 294  可以承受很大的轴向载荷和一定的径向载荷。滚子为鼓形,外圈滚道为球面,能自动调心,允许轴线偏斜 2°~3°,转速可比推力球轴承高,常用于水轮机轴和起重机转盘等 圆锥滚子轴承 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 02 03 13 20 22 23 29 30 31 32 302 303 313 320 322 323 329 330 331 332  能承受较大的径向载荷和单向的轴向载荷,极限转速较低。  内外圈可分离,故轴承游隙可在安装时调整,通常成对使用,对称安装。  适用于转速不太高、轴的刚性较好场合。 双列深沟球轴承 4 4 (2)2 (2)3 42 43  主要承受径向载荷,也能承受一定的双向轴向载荷  它比深沟球轴承具有较大承载能力 推力球轴承 单向 5 5 5 5 11 12 13 14 511 512 513 514  推力球轴承的套圈与滚动体多半是可分离的。单向推力球轴承只能承受单向轴向载荷,两个圈的内孔不一样大,内径较小的是紧圈与轴配合,内孔较大的是松圈,与机座固定在一起。极限转速较低,适用于轴向力大而 转速较低的埸合。 双向 5 5 5 22 23 24 522 523 524  双向推力轴承可承受双向轴向载荷,中间圈为紧圈,与轴配合,另两圈为松圈。  高速时,由于离心力大,球与保持架因摩擦而发热严重,寿命较低。  常用于轴向载荷大、转速不高处。 深沟球轴承 6 6 6 6 16 6 6 6 6 17 37 18 19 (0)0 (1)0 (0)2 (0)3 (0)4 617 637 618 619 160 60 62 63 64  主要承受径向载荷,也可同时承受少量双向轴向载荷,工作时内外圈轴线允许偏斜8′~16′。 摩擦阻力小,极限转速高,结构简单,价格便宜,应用最广泛。但承受冲击负荷能力较差。适用于高速场合,在高速时,可能来代替推力球轴承。 角接触球轴承 7 7 7 7 19 (1)0 (0)2 (0)3 (0)4 719 70 72 73 74  能同时承受径向载荷与单向的轴向载荷,公称接触角α有15°、25°、40°三种。α越大,轴向承载能力也越大。通常成对使用,对称安装。极限转速较高。  适用于转速较高、 同时承受径向和轴向载荷的场合。 推力圆柱滚子轴承 8 8 11 12 811 812  能承受很大的单向轴向载荷,但不能承受径向载荷,它比推力球轴承承载能力要大;套圈也分紧圈和松圈。其极限转速很低,故适用于低速重载的场合。 圆柱滚子轴承 外圈无挡力圆柱滚子轴承 N N N N N N 10 (0)2 22 (0)3 23 (0)4 N10 N2 N22 N3 N23 N4  只能承受径向载荷,不能承受轴向载荷。承受载荷能力比同尺寸的球轴承大,尤其是承受冲击载荷能力大,极限转速较高。 双列圆柱滚子轴承 NN 30 NN30  对轴的偏斜敏感,允许外圈与内圈的偏斜度较小(2′~4′),故只能用于刚性较大的轴上,并要求支承座孔很好地对中。双列圆柱滚子轴承比单列轴承承受载荷的能力更高。 滚针轴承 NA NA NA 48 49 69 NA48 NA49 NA69  这类轴承采用数量较多的滚针作滚动体,一般没有保持架。径向结构紧凑,且径向承受载荷能力很大,价格低廉。缺点是不能承受轴向负荷,滚针间有摩擦,旋转精度及极限转速低,工作时不允许内、外圈轴线有偏斜。常用于转速较低而径向尺寸受限制的场合。 四点接触球轴承 QJ QJ (0)2 (0)3 QJ2 QJ3  它是双半内圈单列向心推力球轴承,能承受径向载荷及任一方向的轴向载荷。球和滚道四点接触,与其他球轴承比较,当径向游隙相同时轴向游隙较小。   图9-3a 圆锥滚子轴承   2、深沟球轴承(图9-3b)   图9-3b 深沟球轴承   主要承受径向载荷,也可同时承受少量双向轴向载荷,工作时内外圈轴线允许偏斜8′~16′。摩擦阻力小,极限转速高,结构简单,价格便宜,应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差。适用于高速场合,在高速时,可能来代替推力球轴承。 3、推力球轴承(图9-3c、d)   推力球轴承的套圈与滚动体多半是可分离的。有单向和双向之分。   单向推力球轴承只能承受单向轴向载荷,两个套圈的内孔不一样大,内径较小的是紧圈,与轴配合,内孔较大的是松圈,与机座固定在一起。极限转速较低,适用于轴向力大而转速较低的场合。   双向推力球轴承可承受双向轴向载荷,中间套圈为紧圈,与轴配合,另两套圈为松圈。高速时,由于离心力大,球与保持架因摩擦而发热严重,寿命较低。常用于轴向载荷大、转速不高处。   图9-3c 单向推力球轴承   图9-3d 双向推力球轴承 4、圆柱滚子轴承(图9-3e)   只能承受径向载荷,不能承受轴向载荷。承受载荷能力比同尺寸的球轴承大,尤其是承受冲击载荷能力强,极限转速较高。   图9-3e 圆柱滚子轴承   5、调心球轴承(图9-3f)   用于承受径向载荷,也能承受少量的双向轴向载荷。外圈滚道为球面,具有调心性能,内外圈轴线相对偏斜允许0.5°~2°,适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承。   图9-3f 调心球轴承 6、滚针轴承(图9-3g、h)   这类轴承采用数量较多的滚针作滚动体,一般没有保持架。径向结构紧凑,且径向承载能力很强,价格低廉。缺点是不能承受轴向载荷,滚针间有摩擦,旋转精度及极限转速低,工作时不允许内、外圈轴线有偏斜。常用于转速较低而径向尺寸受限制的场合。   图9-3g 滚针轴承 图9-3h 滚针 6、推力调心滚子轴承(图9-3i)   可以承受很大的轴向载荷和一定的径向载荷。滚子为鼓形,外圈滚道为球面,能自动调心,允许轴线偏斜 2°~3°,转速可比推力球轴承高,常用于水轮机轴和起重机转盘等。   图9-3i 推力调心滚子轴承   7、角接触球轴承(图9-3j)   能同时承受径向载荷与单向的轴向载荷,公称接触角α有15°、25°、40°三种。α越大,轴向承载能力也越大。通常成对使用,对称安装。极限转速较高。适用于转速较高、 同时承受径向和轴向载荷的场合。   图9-3j 角接触球轴承 二、滚动轴承的代号   滚动轴承代号由基本代号、前置代号和后置代号组成,用字母和数字等表示。轴承代号的构成见表9-2。 表9-2 滚动轴承代号的组成 前置代号 基本代号① 后置代号 成 套 轴 承 分 部 件 五 四 三 二 一 内 部 结 构 密 封 与 防 尘 套 圈 变 型 保 持 架 及 其 材 料 轴 承 材 料 公 差 等 级 游 隙 ② 配 置 其 他 类 型 代 号 尺寸系列代号 内径代号 宽 度 或 高 度 系 列 代 号 直 径 系 列 代 号   注:①、基本代号下面的一至五表示代号自右向左的位置序数;      ②、配置代号如:/DB表示两轴承背对背安装(图9-8b),/DF表示两轴承面对面安装(图9-8a)。   1、基本代号   由轴承内径代号和组合代号组成(组合代号由轴承类型代号和尺寸系列代号组成),用来表明轴承的内径、直径系列、宽度系列(或高度系列)和类型,一般用五位数字或数字和英文字母表示,现分述如下:   (1)轴承内径用基本代号右起第一、二位数字表示,如表9-3。 表9-3 滚动轴承的内径代号 内径尺寸/mm 代号表示 举例 第二位 第一位 代号 内径尺寸/mm 10 12 15 17 0 0 1 2 3 深沟球轴承 6200 10 20~480(5的倍数)* 内径/5的商** 调心滚子轴承 23208 40 22、28、32及500以上 /内径*** 调心滚子轴承230/500 深沟球轴承 62/22 500 22   注:1、*内径为22、28、32mm的除外;轴承内径小于10mm的轴承代号见轴承手册。     2、**公称内径除以5的商数。商数为个位数时,需在商数左边加"0";     3、***用公称内径(mm)直接表示,但在与尺寸系列之间用"/"分开 (2)轴承的直径系列(即结构相同、内径相同的轴承在外径和宽度方面的变化系列)用基本代号右起第三位数字表示,见表9-2。   (3)轴承的宽度系列(即结构、内径和直径系列都相同的轴承,在宽(或高)度方面的变化系列)用基本代号右起第四位数字表示。当宽度系列为0系列(窄系列)时,或宽度系列为1系列(正常系列)时,对多数轴承在代号中可不标出宽度系列代号0(或1),但对于调心滚子轴承(2类),圆锥滚子轴承(3类)和推力球轴承(5类),宽度系列(或高度系列)代号0或1应标出。   直径系列代号和宽度系列代号统称为尺寸系列代号。见表9-4。 表9-4 轴承尺寸系列代号表示法 直径系列代号 向心轴承 推力轴承 宽度系列代号 高度系列代号 窄0 正常1 宽2 特宽3 特宽4 特宽5 特宽6 特低7 低9 正常1 正常2 超特轻7 超轻8 超轻9 特轻0 特轻1 轻2 中3 重4 - 08 09 00 01 02 03 04 17 18 19 10 11 12 13 - - 28 29 20 21 22 23 24 37 38 39 30 31 32 33 - - 48 49 40 41 42 - - - 58 59 50 51 52 - - - 68 69 60 61 62 63 - - - - 70 71 72 73 74 - - - 90 91 92 93 94 - - - 10 11 12 13 14 - - - - - 22 23 24   (4)轴承类型代号用基本代号右起第五位数字表示(对圆柱滚子轴承和滚针轴承等类型代号用字母表示),其表示方法见表9-1。   2、前置代号   用于表示轴承的分部件,用字母表示。如用L表示分离轴承的可分离套圈;K表示轴承的滚动体与保持架组件等等。例如 LNU 207,K81107。   3、后置代号   是用字母和数字等表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求等等,后置代号的内容很多,下面介绍几个常用的代号。   内部结构代号是表示同一类型轴承的不同内部结构,用字母紧跟着基本代号表示。如:接触角为15°,25°和40°的角接触球轴承分别用C,AC和B表示内部结构的不同。   轴承的公差等级分为2级、4级、5级、6级、6x级和0级,共6个级别,依次由高级到低级,其代号分别为/P2、/P4、/P5、/P6、/P6x和P0。公差等级中,6x级仅适用于圆锥滚子轴承,0级为普通级,在轴承代号中不标出。   常用的轴承径向游隙系列分为1组、2组、0组、3组、4组和5组,共6个组别,径向游隙依次由小到大。0组游隙是常用的游隙组别,在轴承代号中不标出,其余的游隙组别在轴承代号中分别用/C1、/C2、/C3、/C4、/C5表示。   实际应用的滚动轴承类型是很多的,相应的轴承代号也是比较复杂的。关于滚动轴承详细的代号方法可查阅GB/T272-93。 §9-3 滚动轴承的选择   由于滚动轴承多为已标准化的外购件,因而,在机械设计中,设计滚动轴承部件时,只需:   1、正确选择出能满足约束条件的滚动轴承,包括:合理选择轴承和校核所选出的轴承是否能满足强度、转速、经济等方面的约束;   2、进行滚动轴承部件的组合设计   滚动轴承的选择包括:合理选择轴承的类型、尺寸系列、内径以及诸如公差等级、特殊结构等。   一、类型选择   选用滚动轴承时,首先是选择滚动轴承的类型。选择轴承的类型,应考虑轴承的工作条件、各类轴承的特点、价格等因素。和一般的零件设计一样,轴承类型选择的方案也不是唯一的,可以有多种选择方案,选择时,应首先提出多种可行方案,经深入分析比较后,再决定选用一种较优的轴承类型。一般,选择滚动轴承时应考虑的问题主要有:   1、轴承所受载荷的大小、方向和性质。这是选择轴承类型的主要依据。   (1)载荷的大小与性质   通常,由于球轴承主要元件间的接触是点接触,适合于中小载荷及载荷波动较小的场合工作;滚子轴承主要元件间的接触是线接触,宜用于承受较大的载荷;   (2)载荷方向   若轴承承受纯轴向载荷,一般选用推力轴承;若所承受的纯轴向载荷较小,可选用推力球轴承;若所承受的纯轴向载荷较大,可选用推力滚子轴承;若轴承承受纯径向载荷, 一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承;当轴承在承受径向载荷的同时,还承受不大的轴向载荷时,可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承,当轴向载荷较大时,可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承,或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构,分别承担径向载荷和轴向载荷。   2、轴承的转速   通常,转速较高,载荷较小或要求旋转精度较高时,宜选用球轴承;转速较低,载荷较大或有冲击载荷时,宜选用滚子轴承。   推力轴承的极限转速很低。工作转速较高时,若轴向载荷不很大,可采用角接触球轴承承受轴向载荷。   3、轴承的调心性能   当轴的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时,或因轴受力弯曲或倾斜时,会造成轴承的内、外圈轴线发生偏斜。这时,应采用有一定调心性能的调心球轴承或调心滚子轴承。   对于支点跨距大、轴的弯曲变形大或多支点轴,也可考虑选用调心轴承。   圆柱滚子轴承,滚针轴承以及圆锥滚子轴承对角度偏差敏感,宜用于轴承与座孔能保证同心、轴的刚度较高的地方。   值得注意的是,各类轴承内圈轴线相对外圈轴线的倾斜角度是有限制的,超过限制角度,会使轴承寿命降低。   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,应优先选用内外圈可分离的轴承(如圆柱滚子轴承,滚针轴承、圆锥滚子轴承等)。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、经济性要求   一般,深沟球轴承价格最低,滚子轴承比球轴承价格高。轴承精度愈高,则价格愈高。选择轴承时,必须详细了解各类轴承的价格,在满足使用要求的前提下,尽可能的降低成本。   二、尺寸系列、内径等的选择   尺寸系列包括直径系列和宽(高)度系列。选择轴承的尺寸系列时,主要考虑轴承承受载荷的大小,此外,也要考虑结构的要求。就直径系列而言,载荷很小时,一般可以选择超轻或特轻系列;载荷很大时,可考虑选择重系列;一般情况下,可先选用轻系列或中系列,待校核后再根据具体情况进行调整。对于宽度系,一般情况下可选用正常系列,若结构上有特殊要求时,可根据具体情况选用其它系列。   轴承内径的大小与轴颈直径有关,一般可根据轴颈直径初步确定。   公差等级,若无特殊要求,一般选用0级,若有特殊要求,可根据具体情况选用不同的公差等级。   由于设计问题的复杂性,轴承的选择不应指望一次成功,必须在选择、校核乃至结构设计的全过程中,反复分析、比较和修改,才能选择出符合设计要求的较好的 §9-4 滚动轴承的工作情况及设计约束   所选出的轴承,是否能满足设计约束,是不是最优的选择方案,还需要作进一步的检验(或称校核)。为此,必须了解轴承工作时其有关元件所受的载荷和应力的情况和应满足的设计约束。这是进行校核时应首先考虑的问题。   一、滚动轴承工作时轴承元件上的载荷分布 图9-4 向心轴承中径向载荷的分布   外载荷作用于轴承上是通过滚动体由一个套圈传递给另一个套圈的。   滚动轴承的载荷分布(图9-4)与各个滚动体在接触处的弹性变形有关。如图9-5所示,轴承承受载荷时,滚动体沿接触角的方向传力,其中,径向分力与之间形成夹角(载荷角)。当不超过某一定值时,只有部分滚道承受载荷,每个滚动体所承受载荷的大小,取决于接触处的弹性变形。根据赫兹公式,得   点接触(例如各种球轴承)时的载荷分布为              线接触(例如单列圆锥滚子轴承)时的载荷分布为            图9-5 单列角接触球轴承的载荷分布   式中:为在位置处的滚动体载荷;      为最大滚动体载荷;      为在位置处的滚动体位移;      为最大位移,如图9-4所示。   根据滚动体受力与外载荷平衡的条件,可求得到与径向力及轴向力之间的关系。若所考察的轴承为半周承受载荷,可求得   点接触时:               线接触时:             式中:Z为全部滚动体数目。 轴承方案。 二、轴承工作时元件上载荷及应力的变化   对于工作时旋转的内圈上任一点a(图9-4),在承受载荷区内,每次与滚动体接触就受载荷一次,因此旋转内圈上a点的载荷及应力是周期性变化的。如图9-6a所示。   对于固定的外圈,各点所受载荷随位置不同而大小不同,对位于承受载荷区内的任一点b(图9-4),当每一个滚动体滚过便受载荷一次,而所受载荷的最大值是不变的,承受稳定的脉动载荷。如图9-6b所示。   滚动体工作时,有自转又有公转,因而,其上任一点所受的载荷和应力也是变化的,其变化规律与内圈相似,只是变化频率增加,如图9-6c所示。   综上所述,滚动轴承各元件上所受的应力,都是按脉动循环变化的接触应力。 图9-6 滚动轴承各元件中应力变化情况   三、滚动轴承失效形式和设计约束   滚动轴承常见的失效形式主要有:   1、疲劳点蚀   实践证明,有适当的润滑和密封,安装和维护条件正常时,绝大多数轴承由于滚动体沿着套圈滚动,在相互接触的物体表层内产生变化的接触应力,经过一定次数循环后,此应力就导致表层下不深处形成的微观裂缝。微观裂缝被渗入其中的润滑油挤裂而引起点蚀。   2、塑性变形   在过大的静载荷和冲击载荷作用下,滚动体或套圈滚道上出现不均匀的塑性变形凹坑。这种情况多发生在转速极低或摆动的轴承。   3、磨粒磨损、粘着磨损   滚动轴承在密封不可靠以及多尘的运转条件下工作时,易发生磨粒磨损。通常在滚动体与套圈之间,特别是滚动体与保持架之间有滑动摩擦,如果润滑不好,发热严重时,可能使滚动体回火,甚至产生胶合磨损。转速越高、磨损越严重。   另外由于不正常的安装、拆卸及操作也会引起轴承元件破裂等损坏,这是应该避免的。   校核时需要满足的设计约束主要是避免轴承失效,以保证轴承能在规定的期限内正常工作。一般,轴承在不同工况下其主要失效形式不同。对于中速运转的轴承,其主要失效形式是疲劳点蚀,设计约束是保证轴承具有足够的疲劳寿命,应按疲劳寿命进行校核计算;对于高速轴承,由于发热大,常产生过度磨损和烧伤,设计约束除保证轴承具有足够的疲劳寿命之外,还应限制其转速不超过极限值,即除进行寿命计算外,还要校核其极限转速;对于不转动或转速极低的轴承,其主要的失效形式是产生过大的塑性变形,设计约束是要防止产生过大的塑性变形,需要进行静强度的校核计算。   此外,轴承组合结构的设计要合理,要保证充分的润滑和可靠的密封,这对提高轴承的寿命和保证正常工作是非常重要的。 §9-5 滚动轴承的校核计算   (一)滚动轴承疲劳寿命的校核计算   一、基本额定寿命和基本额定动载荷   所谓轴承寿命,对于单个滚动轴承来说,是指其中一个套圈或滚动体材料首次出现疲劳点蚀之前,一套圈相对于另一套圈所能运转的转数。   由于对同一批轴承(结构、尺寸、材料、热处理以及加工等完全相同),在完全相同的工作条件下进行寿命实验,滚动轴承的疲劳寿命是相当离散的,所以只能用基本额定寿命作为选择轴承的标准。   基本额定寿命:是指一批相同的轴承,在相同条件下运转,其中90%的轴承在发生疲劳点蚀以前能运转的总转数(以转为单位)或在一定转速下所能运转的总工作小时数。   基本额定动载荷C:当轴承的基本额定寿命为转时,轴承所能承受的载荷值。   基本额定动载荷,对向心轴承,指的是纯径向载荷,并称为径向基本额定动载荷,用表示;对推力轴承,指的是纯轴向载荷,并称为轴向基本额定动载荷,用表示;对角接触球轴承或圆锥滚子轴承,指的是使套圈间只产生纯径向位移的载荷的径向分量。   不同型号的轴承有不同的基本额定动载荷值,它表征了不同型号轴承承载能力的大小。   二、滚动轴承疲劳寿命计算的基本公式 图9-7 轴承的载荷-寿命曲线   图9-7是轴承的载荷-寿命曲线,它表示了载荷P与基本额定寿命之间的关系。此曲线用公式表示为:                 (转)             (9-1)   式中:P 为当量动载荷(N);       ε 为寿命指数,对于球轴承 ε =3;对于滚子轴承 ε =10/3。   实际计算时,常用小时数表示轴承寿命为:             (h)                 (9-2)   式中:n为代表轴承的转速(r/min)。   温度的变化通常会对轴承元件材料产生影响,轴承硬度将要降低,承载能力下降。所以需引入温度系数 ft (见表9-5),对寿命计算公式进行修正:               (转)              (9-3)              (h)                (9-4) 表9-5 温度系数 ft 轴承工作温度(℃) ≤120 125 150 175 200 225 250 300 350 温度系数ft 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.6 0.5   疲劳寿命校核计算应满足的约束条件为           '   式中:' 为轴承预期计算寿命,列于表9-6,可供参考。   如果当量动载荷P和转速n已知,预期计算寿命' 也已被选定,则可从公式(9-5)中计算出轴承应具有的基本额定动载荷' 值,从而可根据' 值选用所需轴承的型号:                              (9-5) 表9-6 推荐的轴承预期计算寿命 机器类型 预期计算寿命 (h) 不经常使用的仪器或设备,如闸门开闭装置等 300~3000 短期或间断使用的机械,中断使用不致引起严重后果,如手动机械等 3000~8000 间断使用的机械,中断使用后果严重,如发动机辅助设计、流水作业线自动传送装置、长降机、车间吊车、不常使用的机床等 8000~12000 每日8小时工作的机械(利用率较高),如一般的齿轮传动、某些固定电动机等 12000~20000 每日8小时工作的机械(利用率不高),如金属切削机床、连续使用的起重机、木材加工机械、印刷机械等 20000~30000 24小时连续工作的机械,如矿山升降机、纺织机械、泵、电机等 40000~60000 24小时连续工作的机械,中断使用后果严重。如纤维生产或造纸设备、发电站主电机、矿井水泵、船舶浆轴等 100000~200000  三、滚动轴承的当量动载荷   滚动轴承的基本额定动载荷对于向心轴承,是指内圈旋转、外圈静止时的径向载荷,对向心推力轴承,是使滚道半圈受载的载荷的径向分量。对于推力轴承,基本额定动载荷是中心轴向载荷。因此,必须将工作中的实际载荷换算为与基本额定动载荷条件相同的当量动载后才能进行计算。换算后的当量动载荷是一个假想的载荷,用符号表示。在当量动载荷作用下的轴承寿命与工作中的实际载荷作用下的寿命相等。 在不变的径向和轴向载荷作用下,当量动载荷的计算公式是:                                (9-6a)   式中:为轴承所受的径向载荷(N),即轴承实际载荷的径向分量;      为轴承所受的轴向载荷(N),即轴承实际载荷的轴向分量;      为径向载荷系数,将实际径向载荷转化为当量动载荷的修正系数,见表9-7;      为轴向载荷系数,将实际轴向载荷转化为当量动载荷的修正系数,见表9-7。 表9-7 当量动载荷的X、Y系数 轴 承 类 型 相对轴向载荷 判断系数e 名 称 代 号 X Y X Y 双列角接触球轴承 00000 ─ ─ 1 0.78 0.63 1.24 0.8 调心球轴承 10000 ─ ─ 1 (Y1) 0.65 (Y2) (e) 调心滚子轴承 20000 ─ ─ 1 (Y1) 0.67 (Y2) (e) 推力调心滚子轴承 29000 ─ ─ 1 1.2 1 1.2 ─ 圆锥滚子轴承 30000 ─ ─ 1 0 0.4 (Y) (e) 双列圆锥滚子轴承 350000 ─ ─ 1 (Y1) 0.67 (Y2) (e) 深沟球轴承 60000 0.172 0.345 0.689 1.030 1.380 2.070 3.450 5.170 6.890 ─ 1 0 0.56 2.30 1.99 1.71 1.55 1.45 1.31 1.15 1.04 1.00 0.19 0.22 0.26 0.28 0.30 0.34 0.38 0.42 0.44 角 接 触 球 轴承 70000C α=15° ─ 0.015 0.029 0.058 0.087 0.120 0.170 0.290 0.440 0.580 1 0 0.44 1.47 1.40 1.30 1.23 1.19 1.12 1.02 1.00 1.00 0.38 0.40 0.43 0.46 0.47 0.50 0.55 0.56 0.56 70000AC α=25° ─ ─ 1 0 0.41 0.87 0.68 70000B α=40° ─ ─ 1 0 0.35 0.57 1.14     注:1) f 与轴承零件的几何尺寸、制造精度及材料性质相关的系数     2)C0是轴承基本额定静载荷;α是接触角。     3)表中括号内的系数Y、Y1、Y2 和 e 的详值应查轴承手册,对不同型号的轴承,有不同的值。     4)深沟球轴承的X、Y 值仅适用于0组游隙的轴承,对应其它轴承组的X、Y 值可查轴承手册。     5)对于深沟球轴承,先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的 e 值,然后再得出相应的X、Y 值。      对于表中为列出的Fa/C0值,可按线性插值法求出相应的 e、X、Y 值。     6)两套相同的角接触球轴承可在同一支点上“背对背”、“面对面”或“串联”安装作为一个整体使用,      这种轴承可由生产厂选配组合成套提供,其基本额定动载荷及X、Y 系数可查轴承手册。   对于只能承受纯径向载荷的向心圆柱滚子轴承、滚针轴承、螺旋滚子轴承:           =                        (9-6b)   对于只能承受纯轴向载荷的推力轴承:           =                        (9-6c)   根据轴承的实际工作情况,还需引入载荷系数(表9-8)对其进行修正,修正后的当量动载荷应按下面的公式进行计算:           =(+)                 (9-7a)           =                       (9-7b)           =                       (9-7c) 表9-8 载荷系数 f p 载荷性质 f p 举例 无冲击或轻微冲击 1.0~1.2 电机、汽轮机、通风机、水泵等 中等冲击或中等惯性力 1.2~1.8 车辆、动力机械、起重机、造纸机、冶金机械、选矿机、卷扬机、机床等 强大冲击 1.8~3.0 破碎机、轧钢机、钻探机、振动筛等   在表9-7中,e为轴向载荷影响系数或称判别系数:   当时,表示轴向载荷的影响较大,计算当量动载荷时必须考虑的作用,此时:          =(+)   当时,表示轴向载荷的影响较小,计算当量动载荷时可忽略,此时:          =   注意:   1、在式9-7中,是轴承所受的径向载荷,通常为轴承水平面径向支反力与垂直面径向支反力的矢量和;   2、对于深沟球轴承,其轴向载荷由外界作用在轴上的轴向力决定,所指向的轴承,其所承受的轴向力为外界作用在轴上的轴向力(=),另一轴承所承受的轴向力为零;对于角接触球轴承和圆锥滚子轴承,其轴向力由外界的总轴向作用力与各轴承因径向载荷产生的派生轴向力S之间的平衡条件得出 四、角接触球轴承与圆锥滚子轴承的轴向载荷的计算。   角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受纯径向载荷时,要产生派生的轴向力,图9-7所示为两种不同安装方式时,由纯径向载荷产生派生轴向力的情况。其中:   a)为正装(或称为"面对面"安装,这种安装方式可以使支点中心靠近)(图9-8a);   b)为反装(或称"背靠背"安装,支点中心距离加长)(图9-8b)。   安装方式不同时,所产生的派生轴向力的方向也不同,但其方向总是由轴承宽度中点指向载荷中心的。 (a) 正装 (b) 反装 图9-8 角接触球轴承轴向载荷分析   角接触球轴承及圆锥滚子轴承的派生轴向力的大小按表9-9计算。但计算支反力时,若两轴承支点间的距离不是很小,为简便起见,可以轴承宽度中点作为支反力的作用点,这样处理,误差不大。 表9-9 约有半数滚动体接触时派生轴向力S 的计算公式 圆锥滚子轴承 角接触球轴承 70000C(=15°) 70000AC( =25°) 70000B( =40°) S=Fr/(2Y)① S=0.5Fr S=0.7Fr S=1.1Fr   注:① Y 是对应于表9-7中Fa/Fr>e时的Y 值。  图9-9所示为一成对安装的向心角接触轴承(可以是角接触球轴承或圆锥滚子轴承),及分别为作用于轴上的径向外载荷及轴向外载荷。两轴承所受的径向载荷为及,相应的派生轴向力为及。 图9-9 向心角接触轴承的轴向载荷   取轴和轴承内圈为分离体,当轴处于平衡状态时,应满足:           +=       如果+>,如图9-10所示,则轴有右移的趋势,此时右边轴承Ⅱ被"压紧",左边轴承Ⅰ被"放松"。但实际上轴并没有移动。因此,根据力的平衡关系,作用在轴承Ⅱ的外圈上的力应是+',且有:           +=+'   故               ' =+- 图9-10 轴向力示意图(S1+FA>S2时)   作用在轴承Ⅱ上的总的轴向力为:           =+' = +               (9-8a)   作用在轴承Ⅰ上的轴向力为(即轴承1只受其自身的派生轴向力):           =                        (9-8b)   如果+<(见图9-11)。此时轴有左移的趋势,轴承Ⅰ被"压紧",轴承Ⅱ被"放松",为了保持轴的平衡,在轴承Ⅰ的外圈上必有一个平衡力' 作用,作与上述同样的分析,得作用在轴承Ⅰ及轴承Ⅱ上的轴向力分别为: 图9-11 轴向力示意图(S1+FA0.1C)下工作时,接触应力将增大;向心轴承受轴向力作用时,将使受载滚动体增加,增大轴承接触表面间的摩擦,使润滑态变坏。这时,要用负荷系数 f1 和负荷分布系数 f2 对手册中的极限转速值进行修正。这样,滚动轴承极限转速的约束条件为:        ≤ f1f2   式中:f1、f2的值可从图9-12中查得。 (a) 载荷系数 (b) 载荷分配系数 图9-12 载荷系数和载荷分配系数  (三)静强度校核   由于不转动或转速极低的轴承,其主要的失效形式是产生过大的塑性变形,因此,静强度的校核的目的是要防止轴承元件产生过大的塑性变形。其约束强度条件为         或   式中:   S0为轴承静强度安全系数,其值见表9-10;   为径向额定静载荷。它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处,引起与下列计算接触应力相当的径向静载荷:对调心球轴承为4600MPa;对所有其它的向心球轴承为4200MPa;对所有向心滚子轴承为4000MPa。对单列角接触球轴承,其径向额定静载荷是指使轴承套圈间仅产生相对纯径向位移的载荷的径向分量。   为轴向额定静载荷。它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处,引起与下列计算接触应力相当的中心轴向静载荷:对推力球轴承为4200MPa;对所有推力滚子轴承为4000MPa。   为径向当量静载荷。它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处,引起与实际载荷条件下相同接触应力的径向静载荷。   为轴向当量静载荷。它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处,引起与实际载荷条件下相同接触应力的轴向静载荷。   、 可从有关设计手册中查到。、可分别按下面的公式进行计算。   (1)对深沟球轴承、角接触球轴承、调心球轴承:               (取上两式计算值较大者)   (2)向心球轴承和0°的向心滚子轴承:          0°;;   (取上两式计算值较大者)       =0°(且仅承受径向载荷的向心滚子轴承);   (3)=90°的推力轴承:         =   (4)90°的推力轴承:         =2.3tg+   对于双向轴承,此公式适用于径向载荷与轴向载荷之比为任意值的情况。对于单向轴承,当/≤0.44ctg时,该公式是可靠的。当/大至0.67ctg时,该公式仍可给出满意的值。   式中:和分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数,其值见表9-11。      为轴承径向载荷即轴承实际载荷的径向分量(N);      为轴承轴向载荷即轴承实际载荷的轴向分量(N);       为接触角。 表9-10 静载荷安全系数 轴承使用性况 使用要求、负荷性质及使用场合 旋转轴承 对旋转精度和平稳性要求较高,或受强大冲击负荷 一般情况 对旋转精度和平稳性要求较低,没有冲击或振动 1.2~2.5 0.8~1.2 0.5~0.8 在工作载荷下基本不 旋转或摆动轴承 水坝门装置 吊桥 附加动载荷较小的大型起重机吊钩 附加动载荷很大的小型装卸起重机吊钩 ≥1.0 ≥1.5 ≥1.0 ≥1.6 各种使用场合下的推力调心滚子轴承 ≥2 表9-11 系数和的值 轴承类型 单列向心球轴承 双列向心球轴承 0°的向心滚子轴承 ② ①② ① 深沟球轴承 0.6 0.5 0.6 0.5 0.5 1 0.22ctg 0.44ctg 角接触球轴承a(°) 15 20 25 30 35 40 45 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.46 0.42 0.38 0.33 0.29 0.26 0.22 1 1 1 1 1 1 1 0.92 0.84 0.76 0.66 0.58 0.52 0.44 圆锥滚子轴承 0.5 0.22ctg 1 0.44ctg 调心球轴承(0°) 0.5 0.22ctg 1 0.44ctg   注:   ①对于两套相同的单列深沟球轴承以"背对背"或“面对面”安装(成对安装)在同一轴上作为一个支承整体运转情况下,计算其径向当量静载荷时用双列轴承的和值,以和为作用在该支承上的总载荷。   ②对于中间接触的值,用线性内插法求得。 例 题   例9-1 如下图所示,轴上正装一对圆锥滚子轴承,型号为30305,已知两轴承的径向载荷分别为R1=2500N,R2=5000N,外加轴向力FA=2000N,该轴承在常温下工作,预期工作寿命为 ' =2000小时,载荷系数fp=1.5,转速n=1000 r/min。试校核该对轴承是否满足寿命要求。 轴承部件受载示意图   解:   在本例中,轴承的径向载荷Fr用R 表示,轴向载荷Fa用A 表示。   查轴承手册得30305型轴承基本额定动载荷Cr=44800N,e=0.30,Y = 2。   1、计算两轴承的派生轴向力S   由表9-9查得,圆锥滚子轴承的派生轴向力为S=R/(2Y),则  ,方向向右 ,方向向左   2、计算两轴承的轴向载荷A1、A2     S2+FA=1250+2000 = 3250 N,     ∵ S2+FA> S1     ∴ 轴承Ⅰ被"压紧",轴承Ⅱ被"放松",故     A1=S2+FA=3250 N     A2=S2=1250 N         3、计算两轴承的当量动载荷P   轴承Ⅰ的当量动载荷P1:          查表9-7得X1 = 0.4,Y1 = 2          轴承Ⅱ的当量动载荷P2:          查表9-7得X2 = 1,Y2 = 0          4、验算两轴承的寿命   由于轴承是在正常温度下工作,t <120℃,查表9-5得 ft =1;   滚子轴承的e=10/3,则轴承I的寿命            轴承Ⅱ的寿命            由此可见,轴承Ⅰ不满足寿命要求,而轴承Ⅱ满足要求。 §9-6 支承部件的结构设计   一、滚动轴承支承部件的功能要求   支承部件的主要功能是对轴系回转零件起支承作用,并承受径向和轴向作用力,保证轴系部件在工作中能正常地传递轴向力以防止轴系发生轴向窜动而改变工作位置。为满足功能要求,必须对滚动轴承支承部件进行轴向固定。 (a) 深沟球轴承 (b) 角接触球轴承组合 图9-13 滚动轴承的两端固定   图9-13所示为两端固定方法,每个支点的外侧各有一个顶住轴承外圈的轴承盖,它通过螺钉与机座联接,每个轴承盖限制轴系一个方向的轴向位移,合起来就限制了轴的双向位移。轴向力的力流路线是通过轴肩、内圈、外圈及轴承盖来实现的。图(a)为采用深沟轴承的结构,只能承受少量的轴向力;图(b)为采用角接触轴承的结构,可承受较大轴向力。这种支承形式属功能集中型,每个轴承均承受径向力、轴向力的复合作用,简化了支承结构。   对于作用力较大的支承,为保证轴承工作能力的充分发挥及有利于轴承的寿命计算,应根据结构设计准则采取任务合理分配的支承形式。如图9-14所示,左端支点由一个深沟球轴承和两个推力球轴承组成。工作时,两支点的深沟球轴承只需承受径向力,推力球轴承则承受左、右两个方向的轴向力。图中分别显示了轴向力向左和向右时的力流路线。这种支承结构功能明确、力流关系清楚,有利于提高轴承的使用寿命。缺点是结构较复杂、庞大。 图9-14 任务合理分配的支承结构 图9-15 人字齿轮的支承结构   图9-15所示为人字齿轮传动,啮合时齿轮的轴向力相互抵消。当大齿轮轴两端固定以后,小齿轮轴的轴向工作位置靠轮齿的形锁合来保证。另外,由于加工误差,齿轮两侧螺旋角不易做到完全一致,为使轮齿受力均匀,啮合传动时,应允许小齿轮轴系能作少量的轴向移动,故此时小齿轮轴系沿轴向不应固定。图中小齿轮轴两端均选用圆柱滚子轴承,这种轴承内、外圈可相互错动,不会限制轴的位移。但为防止轴承因振动而松脱,对这种轴承的内、外圈应分别进行轴向固定,如图中内圈靠轴用弹性挡圈固定,外圈则靠孔用弹性挡圈及轴承盖固定。 由上述支承结构可知,对轴系固定就是对滚动轴承进行轴向固定,其方法都是通过内圈与轴的紧固、外圈与座孔的紧固来实现的。   1、滚动轴承内圈的固定方法:   轴承内圈的紧固应根据轴向力的大小选用轴用弹性挡圈、轴端挡圈、圆螺母等(图9-16中a、b、c),图9-16d为紧定衬套与圆螺母结构,用于光轴上轴向力和转速都不大的调心轴承。一般来说,当轴系采用图9-13所示的两端固定支承型式时,轴承内圈不需采取上述的紧固措施。        (a)轴用弹性档圈  (b)轴端挡圈    (c)圆螺母     (d)紧定衬套 图9-16 轴承内圈常用的轴向紧固方法   2、滚动轴承外圈的固定方法:   轴承外圈的紧固常采用轴承盖、孔用弹性挡圈、座孔凸肩、止动环等结构措施(图9-17)。          (a)孔用弹性档圈与凸肩   (b)止动环     (c)轴承盖 图9-17 轴承外圈常用的轴向紧固方法  二、考虑热膨胀时支承部件的结构设计   轴系部件工作时,由于功率损失会使温度升高,轴受热后伸长,从而影响轴承的正常工作。因此支承部件结构设计时必须考虑热膨胀问题。   1、预留轴向间隙   对于图9-13所示的两端固定结构型式,其缺陷是显而易见的。由于两支点均被轴承盖固定,当轴受热伸长时,势必会使轴承受到附加载荷作用,影响轴承的使用寿命。因此,两端固定型式仅适合于工作温升不高且轴较短的场合(跨距L400mm),还应在轴承外圈与轴承盖之间留出轴向间隙C,以补偿轴的受热伸长。对于图9-13a所示的深沟球轴承,可取C=0.2~0.4 mm,由于间隙较小,图上可不画出。对于图9-13b所示的角接触轴承,热补偿间隙靠轴承内部的游隙保证。   2、设置游动支点   当轴较长(跨距L>400mm)且工作温升较高时,轴的热膨胀量大,预留间隙的方法已不足以补偿轴的伸长量。此时应设置一个游动支点,采取一端固定一端游动的支承型式,如图9-18及图9-19,左端均为固定支点,承受双向轴向力;右端为游动支点,只承受径向力,轴受热伸长时可作轴向游动。设计时应注意不要出现多余的或不足的轴向固定。 图9-18 一端固定、一端游动支承(形式一)   对于固定支点,轴向力不大时可采用深沟球轴承,如图9-18,其外圈左右两面均被固定。图中上半部分靠轴承座孔的凸肩固定,这种结构使座孔不能一次镗削完成,影响加工效率和同轴度。轴向力较小时可用孔用弹性挡圈固定外圈,如图中下半部分所示。为了承受向右的轴向力,固定支点的内圈也必须进行轴向固定。对于游动支点,常采用深沟球轴承,径向力大时也可采用圆柱滚子轴承(图9-18中下半部分)。选用深沟球轴承时,轴承外圈与轴承盖之间留有较大间隙,使轴热膨胀时能自由伸长,但其内圈需轴向固定,以防轴承松脱。当游动支点选用圆柱滚子轴承时,因其内、外圈轴向可相对移动,故内、外圈均应轴向固定,以免外圈移动,造成过大错位。 图9-19 一端固定、一端游动支承(形式二)   图9-19中固定支点采用两个角接触轴承(向心角接触或推力角接触轴承)对称布置,分别承受左、右两方向的轴向力,共同承担径向力,适用于轴向载荷较大的场合。为了便于装配调整,固定支点采用了套杯结构,此时,选择游动支点轴承的尺寸时,一般应使轴承外径与套杯外径相等,以利于两轴承座孔的加工。   图9-15所示的支承结构也属于有游动端的支承型式。 三、滚动轴承组合的调整   1、轴承游隙的调整   为保证轴承正常运转,通常在轴承内部留有适当的轴向和径向游隙。游隙的大小对轴承的回转精度、受载、寿命、效率、噪声等都有很大影响。游隙过大,则轴承的旋转精度降低,噪声增大;游隙过小,则由于轴的热膨胀使轴承受载加大,寿命缩短,效率降低。因此,轴承组合装配时应根据实际的工作状况适当地调整游隙,并从结构上保证能方便地进行调整。   调整游隙的常用方法有以下三种:   (1)垫片调整   如图9-13b所示角接触轴承组合,通过增加或减少轴承盖与轴承座间的垫片组的厚度来调整游隙。图9-13a 深沟球轴承组合的热补偿间隙C也是靠垫片调整。   (2)螺钉调整   图9-20用螺钉1和碟形零件3调整轴承游隙,螺母2起锁紧作用。这种方法调整方便,但不能承受大的轴向力。 图9-20 轴承游隙的调整   (3)圆螺母调整   图9-22b是两圆锥滚子轴承反装结构,轴承游隙靠圆螺母调整。但操作不太方便,且螺纹会削弱轴的强度。   2、轴承组合位置的调整   某些传动零件在安装时要求处于准确的轴向工作位置,才能保证正确啮合。如图9-21所示的圆锥齿轮传动简图,装配时要求两个齿轮的节锥顶点重合,因此,两轴的轴承组合必须保证轴系能作轴向位置的调整。 图9-21 位置调整简图   图9-22为小锥齿轮轴组合部件,为便于齿轮轴向位置的调整,采用了套杯结构。图a中轴承正装,有两组调整垫片,套杯与轴承座之间的垫片1用来调整锥齿轮的轴向位置,而轴承盖与套杯之间的垫片2是用来调整轴承的游隙。图b轴承是反装,齿轮轴向位置的调整与图a相同,垫片2只起密封作用。 (a) 轴承正装 (b) 轴承反装 图9-22 小锥齿轮轴向位置的调整  四、提高轴系的支承刚度   增强轴系的支承刚度,可提高轴的旋转精度、减小振动噪声、保证轴承使用寿命。对刚度要求高的轴系部件,设计时可采取下列措施以利提高支承刚度。   1、合理布置轴承   同样的轴承,若布置方式不同,则轴的刚度也会不同。如图9-22小锥齿轮轴角接触轴承的正、反两种安装方式。因小锥齿轮是悬臂布置,故悬臂长度越短,轴的刚度越大,因Lb < La,显然图b比图a 刚度大。如果受力零件在两轴承之间,则角接触轴承正装时跨距小,刚度大。由此可见,根据轴上工作零件的位置合理布置轴承,有利于提高轴系的支承刚度。   2、对轴承进行预紧   由于轴承内部有一定的游隙,外载荷作用下轴承的滚动体与套圈接触处也会产生弹性变形,所以工作时内、外圈之间会发生相对移动,从而使轴系的支承刚度及旋转精度下降。对于精度要求高的轴系部件(如精密机床的主轴部件)常采用预紧的方法增强轴承的刚度。   预紧是指在安装轴承部件时,采取一定措施,预先对轴承施加一轴向载荷,使轴承内部的游隙消除,并使滚动体和内、外套圈之间产生一定的预变形,处于压紧状态。预紧后的轴承在工作载荷作用时,其内、外圈的轴向及径向的相对移动量比未预紧时小得多,支承刚度和旋转精度得到显著的提高。但预紧量应根据轴承的受载情况和使用要求合理确定,预紧量过大,轴承的磨损和发热量增加,会导致轴承寿命降低。   通常是对成对使用的角接触轴承进行预紧。常用的预紧方法见图9-23。图a正装的圆锥滚子轴承通过夹紧外圈而预紧;图b角接触球轴承反装,在两轴承外圈之间加一金属垫片(其厚度控制预紧量大小)通过圆螺母夹紧内圈使轴承预紧,也可将两轴承相邻的内圈端面磨窄,其效果与外圈加金属垫相同;图c在一对轴承中间装入长度不等的套筒,预紧量由套筒的长度差控制;图d用弹簧预紧,可得到稳定的预紧力。           (a)圆锥滚子轴承正装             (b)角接触球轴承反装,外圈加垫片            (c)轴承内、外圈加衬套                (d)弹簧预紧 图9-23 角接触轴承的预紧结构 五、滚动轴承的配合与装配   轴承的配合是指内圈与轴的配合及外圈与座孔的配合,轴承的周向固定是通过配合来保证的。由于滚动轴承是标准件,所以与其他零件配合时,轴承内孔为基准孔,外圈是基准轴,其配合代号不用标注。实际上轴承的孔径和外径都具有公差带较小的负偏差,与一般圆柱体基准孔和基准轴的偏差方向、数值都不相同,所以轴承内孔与轴的配合比一般圆柱体的同类配合要紧得多。   轴承配合种类的选择应根据转速的高低、载荷的大小、温度的变化等因素来决定。配合过松,会使旋转精度降低,振动加大;配合过紧,可能因为内、外圈过大的弹性变形而影响轴承的正常工作,也会使轴承装拆困难。一般来说,转速高、载荷大、温度变化大的轴承应选紧一些的配合,经常拆卸的轴承应选较松的配合,转动套圈配合应紧一些,游动支点的外圈配合应松一些。与轴承内圈配合的回转轴常采用n6、m6、k5、k6、j5、js6;与不转动的外圈相配合的轴承座孔常采用J6、J7、H7、G7等配合。   由于滚动轴承的配合通常较紧,为便于装配,防止损坏轴承,应采取合理的装配方法保证装配质量,组合设计时也应采取相应措施。   安装轴承时,小轴承可用铜锤轻而均匀地敲击配合套圈装入。大轴承可用压力机压入。尺寸大且配合紧的轴承可将孔件加热膨胀后再进行装配。需注意的是,力应施加在被装配的套圈上,否则会损伤轴承。拆卸轴承时,可采用专用工具,如图9-24所示,为便于拆卸,轴承的定位轴肩高度应低于内圈高度,其值可查阅轴承样本。   套杯内的轴承装拆时轴向移动的距离较长,通常采用圆锥滚子轴承,其内、外圈分别装配,操作较方便,且套杯内孔非配合部分的直径应稍大些(图9-22a),既利于轴承外圈的装入,又减少了内孔精加工面积。 图9-24 轴承的折 §9-7 滚动轴承的密封   轴承的密封装置是为了防止灰尘、水、酸气和其它杂物进入轴承,并防止润滑剂流失而设置的。密封装置可分为接触式密封和非接触式密封。   一、接触式密封   在轴承盖内放置软材料与转动轴直接接触而起密封作用。   1、毡圈密封                   (a)                 (b) 图9-25 用毡圈油封密封   如图9-25所示,将矩形剖面的毡圈放在轴承盖上的梯形槽中,与轴直接接触。结构简单,但磨损较大,主要用于v<4~5m/s的脂润滑场合。   2、皮碗密封 齿轮传动的设计方法   一、设计任务   设计齿轮传动时,应根据齿轮传动的工作条件和要求、输入轴的转速和功率、齿数比、原动机和工作机的工作特性、齿轮工况、工作寿命、外形尺寸要求等,确定:   1、齿轮材料和热处理方式   2、主要参数和几何尺寸   3、结构形式及尺寸、精度等级及其检验公差等。   一般情况下可获得多种可行方案,应根据具体目标,通过评价决策,得出最佳方案。   二、设计过程和方法   1、齿轮传动的设计过程如下:   (1)选择齿轮材料、热处理方式、 精度等级   (2)初选齿数、齿宽系数、螺旋角   (3)根据强度条件初步计算出齿轮的分度圆直径或模数   (4)计算出齿轮的主要几何尺寸   (5)设计齿轮结构,并绘制出零件工作图   应注意的是,有些参量往往不是经一次选择,就能满足设计要求的,计算过程中,须不断修改或重选,进行多次反复计算,才能得到最佳结果。   2、有关参量的选择原则   (1)齿轮材料、热处理方式   选择齿轮材料时,应使轮芯具有足够的强度和韧性,以抵抗轮齿折断,齿面具有较高的硬度和耐磨性,以抵抗齿面的点蚀、胶合、磨损和塑性变形。另外,还应考虑齿轮加工和热处理的工艺性及经济性等要求。通常,对于重载、高速或体积、重量受到限制的重要场合,应选用较好的材料和热处理方式,反之,可选用性能较次但较经济的材料和热处理工艺。   (2)齿轮精度等级   齿轮精度等级应根据齿轮传动的用途、工作条件、传递功率和圆周速度的大小及其它技术要求等来选择。一般,传递功率大,圆周速度高,要求传动平稳,噪声低等场合,应选 用较高的精度等级,反之,为了降低制造成本,精度等级可选得低些。选择精度等级时可参考表3-5。 表3-5 齿轮传动精度等级适用的速度范围 齿的种类 传动种类 齿面硬度HBS 齿轮精度等级 3,4,5 6 7 8 9 直齿 圆柱齿轮 ≤350 >12 ≤18 ≤12 ≤6 ≤4 >350 >10 ≤15 ≤10 ≤5 ≤3 圆锥齿轮 ≤350 >7 ≤10 ≤7 ≤4 ≤3 >350 >6 ≤9 ≤6 ≤3 ≤2.5 斜齿及曲齿 圆柱齿轮 ≤350 >25 ≤36 ≤25 ≤12 ≤8 >350 >20 ≤30 ≤20 ≤9 ≤6 圆锥齿轮 ≤350 >16 ≤24 ≤16 ≤9 ≤6 >350 >13 ≤19 ≤13 ≤7 ≤6   (3)主要参数   1)齿数z   闭式软齿面:大,一方面有利于传动的平稳性和减少噪声,另一方面,加大,m减小,可减少金属切削量,节省制造费用;m减小,还能降低齿高,减少滑动系数,减小磨损,提高抗胶合能力。所以在保持分度圆直径d不变和满足弯曲强度的条件下,齿数应选得多些,一般可取。   闭式硬齿面、开式齿轮和铸铁齿轮传动,其齿根弯曲强度往往是薄弱环节,应取较少齿数和较大的模数,以提高轮齿的弯曲强度。一般取。   对于承受变载荷的齿轮传动及开式齿轮传动,为了保证齿面磨损均匀,宜使大、小齿轮的齿数互为质数,至少不要成整数倍。   2)齿宽系数、   齿宽系数大,有利于提高承载能力,但却增加了载荷沿齿宽分布的不均匀性,设计时,必须合理选择。一般,圆柱齿轮的齿宽系数可参考表3-6选用。其中,闭式传动,支承刚性好,可取大值;开式传动,齿轮一般悬臂布置,轴的刚性差,应取小值。   对于直齿圆锥齿轮传动,因轮齿由大端向小端缩小,载荷沿齿宽分布不均,不宜太大,常取=0.25~0.3。 表3-6 圆柱齿轮的齿宽系数 齿轮相对轴承的位置 大轮或两轮齿面硬度≤350HBS 两轮齿面硬度>350HBS 对称布置 0.8~1.4 0.4~0.9 不对称布置 0.6~1.2 0.8~0.6 悬臂布置 0.3~0.4 0.2~0.5   3)模数m   模数圆整为标准值。对于传递动力用的圆柱齿轮传动,其模数应大于1.5mm;对圆锥齿轮传动,其模数应大于2mm。国家标准(GB1357-87)规定的齿轮的标准模数(表3-7)。 表3-7 渐开线齿轮的标准模数(GB1357-87) 第一系列   1   1.25  1.5  2   2.5  3    4  5  6  第二系列   1.75 2.25  2.75 (3.25) 3.5  (3.75) 4.5 5.5 (6.5)  第一系列   8  10  12  16  20  25  32  40  50 第二系列   7  9  (11)  14  18  22  28  36  45   注:(1)对斜齿圆柱齿轮及人字齿轮,取法面模数为标准模数;对锥齿轮,取大端模数为标准模数;     (2)应优先采用第一系列,括号内的模数尽可能不用。   4)螺旋角   增大可提高传动平稳性和承载能力,但过大,会导致轴向力增加,使轴承及传动装置的尺寸也相应增大;同时,传动效率也会降低。一般可取。   但从减小齿轮传动的振动和噪声来考虑,目前有采用大螺旋角的趋势。人字齿轮传动,因其轴向力可相互抵消,可取大些,一般可取到,常用30°以下。 图9-26 皮碗密封   如图9-26所示,皮碗放在轴承盖槽中并直接压在轴上,环形螺旋弹簧压在皮碗的唇部用来增强密封效果。唇朝内可防漏油,唇朝外可防尘。安装简便,使用可靠,适用v<10m/s的场合。   二、非接触式密封                 (a)                     (b) (c) 图9-27 非接触式密封   这类密封没有与轴直接接触,多用于速度较高的场合。   (1)油沟式密封   图9-27a所示,在轴与轴承盖的通孔壁间留0.1~0.3mm的窄缝隙,并在轴承盖上车出沟槽,在槽内充满油脂。结构简单,用于v<5~6m/s的场合。   (2)迷宫式密封   将旋转和固定的密封零件间的间隙制成迷宫形式,缝隙间填入润滑油脂以加强密封效果。适合于油润滑和脂润滑的场合。   (3)组合式密封   在油沟密封区内的轴上装上一个甩油环,当油落在环上时可靠离心力的作用甩掉再导回油箱。在高速时密封效果好。 §9-8 习 题   9-1 试说明下列各轴承的内径有多大?哪个轴承的公差等级最高?哪个轴承允许的极限转速最高?哪个轴承承受径向载荷的能力最高?哪个轴承不能承受径向载荷?     N307/P4;6207/P2;30207;5307/P6   9-2 根据工作条件,决定在轴的两端选用 α=15°的角接触球轴承,正装,轴颈直径d=35mm,工作中有中等冲击,转速n=1800r/min。已知两轴承的径向载荷分别为Fr1=3390N(左轴承),Fr2=1040N(右轴承),外部轴向载荷为FA=870N,作用方向指向轴承1(即FA指向左),试确定轴承的工作寿命。   9-3 一农用水泵,决定选用深沟球轴承,轴颈直径d=35mm,转速n=2900r/min,已知轴承承受的径向载荷Fr=1810N,外部轴向载荷Fa=740N,预期寿命为6000h,试选择轴承的型号。   9-4 一双向推力球轴承52310,承受轴向载荷Fa=5000N,轴的转速为1460r/min,载荷中有中等冲击,试计算其额定寿命。(附:轴承52310的额定动载荷Ca=74.5kN,额定静载荷C0a=162kN)

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