第十四章滚动轴承

第十四章滚动轴承讨论题14-1解：滚动轴承类型选择的基本原则是：①承载能力。轴承所受载荷的大小、方向和性质是选择轴承类型的主要根据，同时也应考虑极限转速。如转速较高，载荷较小，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应选用滚子轴承。以径向载荷为主时，首选深沟球轴承，当径向载荷较大时，可用圆柱滚子轴承。而只受轴向力时可选用推力球轴承。同时受径向载荷与轴向载荷的作用，可选用角接触球轴承和圆锥滚子轴承等。在内径相同条件下，外径愈小，极限转速愈高，故轻型比重型要高。②调心性。当两个轴承座孔不同轴线或轴承载后变形大等，轴承内、外圈会发生相对偏斜时，应选用调心轴承。③安装与拆卸。装拆频繁的轴承选用分离型轴承为好。④经济性。一般球轴承比滚子轴承价廉，选择高精度轴承须慎重，对旋转精度有严格要求的高速轴，才选用高精度，一般的机械传动中可用普通精度等级的轴承。（1）电动机转子轴n=1450r/min，用深沟球轴承（2）吊架装置中：滑轮轴用深沟球轴承吊钩用单列推力球轴承（3）通过计算I轴上的轴向力为Fa1=425NII轴上的轴向力为Fa3-Fa2=1088-426=662NIII轴上的轴向力为Fa3=1088N由于=8°6′34″较小，产生的轴向力不大，考虑到经济性以及使用维护的方便可均采用深沟球轴承。（4）蜗轮上的轴向力1977910975.882000200011t2adTFFN，可采用单列圆锥滚子轴承，蜗杆轴须采用一端固定，一端游动的支承，轴向力Fa1=8898N，固定端用一对圆锥滚子轴承，游动端可用深沟球轴承。14-2解：（1）查GB/T276-1994得轴承型号内径d（mm）外径D（mm）宽度B（mm）Cr（kN）C0r（kN）620863086408404040809010018232722.831.250.215.822.237.8（2）查标准轴承手册得极限转速轴承型号内径d（mm）外径D（mm）宽度B（mm）Cr（kN）C0r（kN）高较高高6206N2067206C3030306262621616161536.217.81022.812.8中低302065120630306252161641.221.529.543.2（1）滚动轴承的基本元件有内圈、外圈、滚动体、保持架。内外圈及滚动体一般采用轴承钢如GCr15、GCr15SiMn等，淬火硬度不低于60HRC，并磨削抛光，因为保证轴承强度、韧性，刚度等方面的要求。材料须高的硬度，高的强度，良好的耐磨性和冲击韧性，保持架一般用较软的材料如低碳钢、铜合金、铝合金、工程塑料等，主要作用是隔开滚动体，使其均匀分布在座圈内，须为一些冲压件或焊接件，且减摩性要好。（2）第1组轴承是同一种类型（深沟球轴承）同一内径（公称尺寸均为40mm）同一宽度系列（窄系列）。但不同直径系列的轴承。其承载能力不同，轻系列承载能力最低，其次为中系列，重系列承载能力最高。第2组轴承表示同一公称尺寸（内径d=30mm）同一直径系列（轻系列）同一宽度系列（窄系列，推力轴承为正常系列）但不同类型的轴承。它们的外形尺寸相同，但由于滚动体不同，承载能力不同。滚子轴承的承载能力大于球轴承的承载能力。深沟球轴承（6206）主要承受径向力，也可同时承受小的双向轴向力。圆柱滚子轴承（N201）用于承受较大的径向力，不能承受轴向力。7206C和30206能同时承受径向力及单向的轴向力。51206轴承只能承受轴向力。（3）圆锥滚子轴承因滚动体为圆柱，与座圈为线接触，故摩擦因数大，摩擦阻力大发热量大，所以极限转速较低；推力轴承，高速时离心力大、钢球与保持架磨损发热严重、寿命低、故极限转速低。（4）角接触求轴承（7206C）及圆锥滚子轴承（30206）常成对使用，反方安装。因这两类轴承在结构上存在接触角，在承受径向载荷时要产生内部轴向力，内部轴向力将使内、外圈互相分离，为使内部轴向力平衡，避免轴向窜动，通常成对使用，反向安装。（5）圆锥滚子轴承为可调游隙的轴承，可通过调整轴承内外圈的相互位置得到所需的轴向游隙，它又是内外圈可分离的，安装时能通过调整垫片的厚度，便轴承端盖压紧轴承外圈，从而得到所需的游隙。14-3解：滚动轴承的寿命计算公式：PCL61010式中：C——轴承的基本额定动载荷（N）P——轴承的当量动载荷（N）——轴承的寿命指数。球轴承=3，滚子轴承=10/3L10——轴承的基本额定寿命（106r）当轴承的工作转速为n(r/min)，则：nLL6010h，PCnL16670h（1）对于6207轴承转速一定时，P增大为2P，寿命将下降为Lh/8（2）P一定，n增大为2n，寿命将下降为Lh/2（3）6207轴承的极限转速高寿命低，N207轴承的Cr大寿命高，因为6207轴承的滚动体为球，而N207的滚动体为滚子，球轴承与座圈为点接触，摩擦因数小，摩擦阻力小，发热量小，旋转精度高，故极限转速高但承载能力低，抗冲击能力差，反之滚子与座圈为线接触，承载能力高，但极限转速低。思考题及习题14-1解：基本额定寿命L10：一批同样型号的轴承在同样的条件下运转，其中90%的轴承能达到的寿命。可用寿命公式（14-31）计算确定。基本额定动载荷C：当轴承的基本额定寿命为106转时，轴承所受的载荷值。当轴承型号一定时，查轴承标准可确定。基本额定静载荷C0：受载最大的滚动体和滚道接触中心处的接触应力达到一定值（如球轴承为4200MPa调心球轴承为4600MPa，滚子轴承为4000MPa）的载荷。轴承型号已知时查标准可知。当量动载荷P：它为一假想载荷，在它作用下轴承的寿命与实际联合载荷作用（径向载荷与轴向载荷联合作用）下寿命相同，其一般计算公式为P=XFR+YFA式中：X、Y——分别为径向、轴向载荷系数其值查表14-7；FR、FA——轴承所受的名义径向载荷，轴向载荷（N）。14-2解：滚动轴承的失效形式有：①滚动体或座圈工作表面产生疲劳点蚀；②轴承元件的工作表面发生塑性变形而出现凹坑；③磨损。其设计准则是：①一般工作条件的回转轴承，针对疲劳点蚀，进行疲劳强度（寿命）计算（按基本额定的动载荷计算）；②低速轴承或受冲击载荷，重载的轴承，针对塑性变形，进行静强度计算（按基本额定静载荷计算）；③高速轴承，针对磨损，烧伤等，须验算极限转速。14-3解：向心角接触轴承由于结构上存在公称接触角，在承受径向载荷FR时，要产生内部轴向力S。可见《机械设计》教材图14-8，S为轴承承受载荷时各滚动体产生的轴向分力Fisin之和，可用近似公式S≈1.25FRtan计算。内部轴向力使两轴承受轴向载荷情况发生了变化，使一端轴承“压紧”，其轴向力增大（外部的轴向力和内部轴向力的代数和），另一端轴承“放松”，其轴向力等于它本身的内部轴向力。为此在计算轴承的寿命时，轴承的轴向载荷应把内部轴向力考虑进去。由以上分析，可知计算轴承的轴向载荷时，首先判明外来轴向力和内部轴向力合力的指向，确定“压紧”端轴承，“压紧”端轴承的轴向力等于除其本身的内部轴向力外其它轴向力的代数和，另一端轴承的轴向力等于它本身的内部轴向力。14-4解：滚动轴承组合设计时应考虑以下问题：①轴承支点的结构型式。既要保证轴系在机器中有正确的工作位置，在传递轴向力时不轴向窜动，又能在轴受热膨胀后，有热膨胀的余量，不致使轴承卡死。②轴承的内圈与轴颈，外圈与座孔有适当的配合。③提高轴系的刚度。④轴承间隙及组合位置的调整。⑤轴承的装卸。⑥轴承的润滑和密封等。14-5解：滚动支承有三种基本结构形式：①两端单向固定。其结构简单，调整方便，适用于工作温度不高的短轴（跨距l＜400mm＝如齿轮轴；②一端固定支承一端游动支承。用于较长的轴或工作温度较高的轴，如蜗杆轴；③两端游动支承。此种形式用得较少，用于某些特殊的情况如人字齿轮减速器的高速轴。14-6解：滚动轴承是标准件，它是选择配合的基准件，故滚动轴承内圈与轴颈的配合采用基孔制，轴承外圈与座孔的配合则采用基轴制。14-7解：1）计算小齿轮受力的大小圆周力Ft=2920N，径向力Fr=1110N，轴向力Fa=870N，查标准30206轴承：Cr=41.2KN，e=0.37，y=1.6。比较方案—（小轮右旋，大轮左旋）及方案二（小轮左旋，大轮右旋）方案一方案二（1）方案一为例：轴承径向力FR1=2200N，FR2=2210N内部轴向力：N6916.1222102,N6886.12220022R21R1yFSyFS轴承轴向力：N15166918702a1ASFFN69122ASF当量动载荷：6.14.071.022001516111R1AYXeFF0131.02210691222R2AYXeFFN337815616.122004.01A11R11FYFXPN22102R2FP轴承寿命：PfCfnLpt1h16670，取ft=1，fp=1.2，=10/3则h987242.1337841200384166703101hLh4061102.1221041200384166703102hL两方案计算结果比较如下：FR(N)S(N)FA(N)FA/FRXYP(N)Lh(h)方案一轴承I轴承II2200221068869115616910.71e0.31e0.411.603378221098724406110方案二轴承I轴承II1930193560360560314730.31e0.76e10.401.619303131637358127067结论：方案一的两轴承寿命比较接近，应比方案二合理。方案二中的轴承II寿命比方案一中的轴承II寿命短，故应为方案一的轴承寿命较高。14-8解：1）求两轴承支反力R1、R2R1(200+100)=F1×100N40030010012001RR2=F1-R1=1200-400=800N2）初选轴承型号为6306查标准可得：Cr=20.8×103N，C0r=14.2×103N3）计算当量动载荷P由题可知：FA2=Fa=1000N，FA1=0计算f0FA2/C0r=14.7×1000/14.2×103=1.035，查表14.7得e=0.28因FA2/F2=1000/800=1.25e，查表14-7得X2=0.56，Y2=1.55由式（14-8）得：P2=X2FR2+Y2FA2=0.56×800+1.55×1000=1998N轴承I受径向载荷故P1=FR1=400N4）计算轴承应具有的基本额动载荷C(N)由于受载最大的是轴承II，故将P2代入下式：N175161667010000650119982.116670h10t2p2nLfPfC计算所得的2C比6306轴承的Cr稍小，故所选型号合适。14-9解：1）初选轴承型号为7308C，查标准可得：Cr=40.2KN，C0r=32.3KN，=152）计算两支承的轴向载荷对于7000C型轴承，轴承内部轴向力S=eFR，其值查表14-7，须由f0FA/C0r确定，现FA未知，故先初取e=0.4进行计算。N48012004.04.0N120030004.04.02R21R1FSFS对于轴承IS2+Fa=800+480=1220NS1FA1=S2+Fa=1280N对于轴承IIFAZ=S2=480N583.0103.3212807.143r01A0CFf查表14-7得e1=0.419128.0103.324807.14302A0rCFf查表14-7得e2=0.384N4611N1261461800N4611200384.0N12573000419.022Aa21A2R221R11SFFSFFeSFeS384.071421.0103.324617.14418.0714574.0103.3212617.1423r02A01