第7章 滚动轴承的选择与校核

机械设计1.滚动轴承部件设计的主要内容已知条件设计内容工作条件载荷大小及性质转速工作温度选择轴承的类型轴承的组合设计轴承的固定和调整轴承的配合轴承的润滑和密封轴承寿命（尺寸）的验算第七章滚动轴承选择与校核一、概述机械设计球滚子圆柱滚子滚针鼓形滚子圆锥滚子除滚动体外，其它元件可有可无2.滚动轴承的基本结构内圈外圈滚动体保持架保持架机械设计向心轴承径向接触轴承向心角接触轴承00主要承受rF球轴承亦能承受较小aF同时承受rFaF和00450：滚动体同外圈滚道接触点的法线与垂直于轴承轴心线的平面之间的夹角推力轴承推力角接触轴承轴向接触轴承009045rF也承受较小主要承受aF090aF只能承受轴向承载能力按公称接触角分类3.滚动轴承的主要类型球轴承滚子轴承按滚动体分类机械设计4.滚动轴承的代号前置代号基本代号后置代号用字母和数字表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求等公差等级24566X0标注/P2/P4/P5/P6/P6X不标例如；用字母表示轴承的分部件例如；L表示分离轴承的可分离套圈高低P2与P0价格相差10倍/P6X仅用于圆锥滚子轴承机械设计基本代号61206代号0123~6宽度窄正常宽特宽代号0、1234直径特轻轻中重内径代号5内径直径系列代号内径同、外径不同宽度系列代号内外径同、宽度不同类型代号宽度系列为“0”一般可以省略标注（调心滚子轴承与圆锥滚子轴承要标注）组合代号机械设计6深沟球轴承7角接触球轴承3圆锥滚子轴承5推力球轴承圆柱滚子球轴承（N类）机械设计最为常用的6类轴承角接触球轴承7深沟球轴承6推力球轴承5圆锥滚子轴承3调心球轴承1圆柱滚子轴承N机械设计1.类型选择(1)载荷的大小、方向和性质载荷大小小：球轴承(点接触)大：滚子轴承(线接触)载荷方向rF：深沟球轴承(6类)圆柱滚子轴承aF：推力球轴承(5类)推力滚子轴承aFrF和arFFraFF(6类)(5类)+(6类)角接触球轴承(7类)圆锥滚子轴承(3类)aFrF、载荷性质平稳：球轴承冲击：滚子轴承二、滚动轴承的选择机械设计(2)转速和旋转精度球轴承极限转速和旋转精度比滚子轴承的高推力轴承极限转速低(离心力使滚动体与保持架摩擦严重)整体保持架极限转速比分离的高球轴承滚子轴承高速、轻载低速、重载(3)调心性能(4)其它支承刚度差、轴承座孔不同心、多支点内外圈相对偏转一定角度仍可正常运转装拆方便价格球轴承比滚子轴承低精度低的价格低(一般公差等级选0级)内外圈分离的轴承(圆锥滚子轴承)机械设计2.尺寸选择轴承内径与轴颈直径相等直径系列载荷很小超轻或特轻系列载荷很大重系列一般情况轻或中系列校核计算选择轴承宽度系列一般选正常系列代号0123~6宽度窄正常宽特宽代号0，1234直径特轻轻中重机械设计※深沟球轴承FrδQ2QmaxQ1Q2Q1对于点接触轴承：对于线接触轴承：全部滚动体个数FrzQ6.4maxFrzQ5max三、滚动轴承的受力分析、计算准则1.受力及其失效分析受纯径向力：最多只有半圈滚动体受载受纯轴向力：各滚动体均匀受力机械设计(2)应力分布滚动体上某点c的接触应力内圈上某点a的接触应力外圈上某点b的接触应力滚动体与套圈滚道接触点的接触应力是变应力，可看成脉动循环变应力机械设计2、失效形式及计算准则控制动载荷控制静载荷动载荷引起点蚀limHH静载荷引起塑性变形S失效形式计算准则控制动载荷控制静载荷疲劳寿命计算静强度校核轴承磨损，控制极限转速机械设计四、滚动轴承的疲劳寿命计算1、基本概念●轴承寿命轴承中任一元件出现疲劳点蚀前所经历的总转数（单位为106r）或总工作小时数（h）。轴承寿命的离散性目的：防止轴承在预定的工作期间内发生疲劳点蚀●基本额定寿命一批相同的轴承，在相同的条件下运转，其中10％的轴承发生疲劳点蚀前所经历的总转数或总工作小时数。用L10表示。（失效概率为10％）90％10％完好rL610101对单个轴承而言，能达到此寿命的可靠度为90%机械设计（1）载荷-寿命曲线对一批轴承，在不同载荷下作寿命试验所得曲线(2)基本额定动载荷使滚动轴承的基本额定寿命为101L时，轴承所承受的载荷基本额定动载荷C径向rC轴向aC向心轴承纯径向载荷推力轴承纯轴向载荷同类轴承：C轴承尺寸承载能力2、轴承的寿命计算式轴承型号深沟球轴承dDB)(KNCr)(0KNCr620525521510.86.95620630621615.010.0630525621717.211.2630630721920.814.2L106rPCP11L1轴承的疲劳曲线L2P2轴承型号圆锥滚子轴承B3020525521532.2233020630621641.229.5)(KNCr)(0KNCrdD机械设计(3)寿命计算式外载为P时轴承的寿命110CLP)()(10610rPCL以小时表示)()(60106hPCnLh考虑到温度变化，引入温度系数tf)()(60106hPCfnLth滚子轴承310球轴承3轴承的转速预期寿命所需额定动载荷L106rPCP11L1轴承的疲劳曲线L2P2机械设计6''1060hnLPC校核轴承寿命已知轴承型号(即C)外载P)()(60106hPCfnLthhL'hL选择轴承型号(即C)已知外载P'hL预期寿命'CC计算寿命预期寿命所选轴承的额定动载荷所需的额定动载荷机械设计3.轴承的当量动载荷基本额定动载荷C向心轴承纯径向载荷纯轴向载荷推力轴承rF)(arYFXFPf实际工作中，轴承同时受复合作用rFaFaFPfPf纯载荷转化P当量动载荷假想载荷在该载荷作用下，轴承的寿命与实际复合载荷作用相同PrF对只承受的向心轴承：aF对只承受的推力轴承：同时承受aFrF复合载荷的向心轴承：AR径向系数轴向系数载荷系数机械设计eFFraeFFra轴承型式相对轴向载荷Faa/Cor①判断系数e单列轴承XYXY深沟球轴承600000.0140.0280.0560.0840.110.190.220.260.280.30100.562.301.991.711.551.45径向载荷系数X和轴向载荷系数Y的确定基本额定静载荷，轴承的极限静载荷值，亦分0CrC0aC00C轴承尺寸深沟球轴承径向载荷－－支反力矢量合成深沟球轴承轴向载荷－－一为外载荷，一为零机械设计)(arpYFXFfP4、向心角接触轴承（3、7类）轴向载荷Fa的计算1）角接触轴承的派生轴向力SSFrRiSi径向载荷Fr的计算见轴系受力分析，即：2V2HrRRFRV1RV2RH1RH2FRFAFT?AaFF而轴向载荷：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，会产生派生轴向分力S。OO－支反力作用点，即法线与轴线的交点。α角接触球轴承注意S的方向径向载荷：QiFa1Fa2①Y---对应于Fa/Fre时的Y值圆锥滚子轴承角接触球轴承70000C(=15°)70000AC(=25°)70000B(=40°)S=Fr/(2Y)①S=0.5FrS=0.7FrS=1.1Fr机械设计2）角接触轴承的排列方法为使S得到平衡，角接触轴承必须成对使用。一般有两种安装形式：●正装－面对面安装两轴承外圈的窄边相对，即派生轴向力指向相对。●反装－背靠背安装两轴承外圈的宽边相对，即派生轴向力指向相背。正装时跨距短，轴刚度大；反装时跨距长，轴刚度小。问题：两个角接触轴承朝一个方向布置合适吗？为简化计算，认为支反力作用于轴承宽度的中点。FAS1S2正装简图FAS1S2反装简图机械设计3）角接触轴承的轴向载荷Fa当外载既有径向载荷又有轴向载荷时，角接触轴承的轴向载荷Fa＝？—要同时考虑轴向外载FA和派生轴向力S。机械设计S2和S2′都是右轴承所受的力，故：①轴承正装时：●若S1+FAS2S2′圆锥滚子轴承的简图如下（将内圈与轴视为一体）：12轴向合力向右，轴有向右移动的趋势，但外圈被固定，使得22A1SSFS222aSSF使轴向力平衡，故：右轴承被压紧，会产生反力S2′，而左轴承被放松，11aSFFr1Fr2合力A1FSS1FAS2（压紧端）（放松端）机械设计●若S1+FAS2S1′12轴向合力向左，轴有向左移动的趋势，21A1SSFSS1和S1′都是左轴承所受的力，故：111aSSF使轴向力平衡：故：左轴承被压紧，会产生反力S1′，而右轴承被放松，22aSF即：A21aFSF22aSF（压紧端）（放松端）合力A2FSS1S2FA机械设计S1′12②轴承反装时：●若S2+FAS1轴向合力向右，轴有向右移动的趋势。左轴承被压紧，会产生反力S1′，使轴向力平衡：A211FSSS∴A21aFSF22aSF（压紧端）（放松端）合力FAS1S2哪个轴承压紧？机械设计S2′12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S2′，使轴向力平衡：2A21SFSS●若S2+FAS1，11aSFA12aFSF（放松端）（压紧端）∴FAS1S2注意：Fa（轴承）、S（由径向力派生）、FA（轴承以外）、S’（移动趋势附加）机械设计轴承正装时：轴承反装时：11aSFA12aFSF（放松端）（压紧端）S1+FAS2A21aFSF22aSF（压紧端）（放松端）S1+FAS2A21aFSF22aSF（压紧端）（放松端）S2+FAS111aSFA12aFSF（放松端）（压紧端）S2+FAS112S1S2FA12FAS1S2机械设计12合力12合力归纳如下：根据排列方式判明派生轴向力S1、S2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派生轴向力，“压紧”端的轴向载荷等于除去自身派生轴向力后其他轴向力的代数和。正装时，轴向合力所指的轴承被“压紧”：反装时，轴向合力所指的轴承被“放松”：机械设计轴承寿命计算步骤派生轴向力S轴向载荷aF当量动载荷)(arYFXFPfP校核选择计算hL计算'C机械设计000SPC静强度安全系数当量静载荷五、滚动轴承的静强度机械设计2.轴承支承的结构形式轴上两个支点上的轴承，其内外圈的固定不能只从本身着眼要求：在轴向力作用下，轴不产生轴向窜动轴受热伸长时，不致于影响轴承运转两端固定式一端固定、一端游动式两端游动式支承的结构形式：游动端：可分离轴承－－内外圈两侧均固定不可分离轴承－－内圈两侧固定机械设计六、滚动轴承的组合设计轴肩与弹簧挡圈定位轴肩与轴端挡圈定位轴肩、圆螺母及止动垫圈定位用锥形套定位弹性挡圈在外圈的止动槽中轴承端盖实现外圈定位孔用弹性挡圈实现外圈定位螺纹环定位aF较大时aF较小时aF较小时aF较大时滚动轴承内外圈的定位和固定机械设计(1)两端固定每个支点限制轴的一个方向移动，合起来限制轴的双向移动适用于短轴、温升不高的场合考虑轴受热伸长在一端应留有间隙C=0.2~0.4mm由调整垫片保证间隙间隙C受载分析1、初始间隙2、磨损后可调整机械设计(2)一端固定、一端游动轴承内部不能游动一个支点限制轴的双向移动，一个支点可以轴向移动适用于长轴、工作温度较高的场合受载分析轴承内部可以游动机械设计(3)两端游动由于左右螺旋角加工误差，人字齿轮轴会左右窜动主动轴设计为两端游动支承从动轴设计为两端固定支承受载分析机械设计3.轴承支承设计的两个特殊问题角接触球轴承圆锥滚子轴承的排列正装“面对面”反装“背靠背”必须成对、对称使用悬臂受力调整间隙变小变大变形小变形大方便不便跨距正装反装FA=880NS1S2FAS1S2S1′12Fa1=S1+S1′=S2+FAFa2=S2机械设计4.轴承间隙的调整(1)轴承内部游隙的调整垫片调整螺钉调整机械设计螺母调整12机械设计(2)轴承组合位置的调整(3)轴承的预紧套杯结构利用金属垫片消除游隙、提高旋转精度和支承刚度位置调整压内圈压外圈机械设计5.轴承的配合配合内圈与轴外圈与座孔内圈(动圈)取紧一