第七章 滚动轴承
§ 7-1 滚动轴承的特点及类型
滚动轴承的主要特点,
滚动轴承是标准件，由专业轴承厂集中生产。
故学习本章的目的主要解决三个问题：
1、如何选择滚动轴承的类型；
2、滚动轴承的寿命计算；
3、滚动轴承组合设计；
● 摩擦阻尼小，启动灵活；
● 可同时承受径向和轴向载荷，简化了支承结构；
● 径向间隙小，还可用预紧方法消除间隙，因此回转精度高；
● 互换性好，易于维护。
缺点：
●抗冲击能力较差；
●高速时噪声大，寿命较低；
●径向尺寸大。
滚动轴承的主要类型：
1、按承载方向和 公称接触角 分为：
滚动体与套圈接触处的法线
与轴承的径向平面之间的
夹角 ?，称为公称接触角。
向心轴承, 0° ≤α≤45°,主要承受径向载荷；
径向接触轴承 —— α＝ 0 ° 的向心轴承；
向心角接触轴承 —— 0° <α≤45° 的向心轴承；
推力轴承, 45° <α ≤90°,主要承受轴向载荷；
轴向接触轴承 —— α＝ 90° 的推力轴承
推力角接触轴承 —— 45° <α< 90° 的推力轴承
2、按滚动体的种类可分为：球轴承和滚子轴承
滚动轴承代号：
前置代号 基本代号 后置代号
类型代号 尺寸系列代号 内径代号
用数字或字母表示
1— 调心球轴承
3— 圆锥滚子轴承
5— 推力球轴承
6— 深沟球轴承
7— 角接触球轴承
N— 圆柱滚子轴承
由轴承的宽度系列和直径系列代号
（ 2位数字）组成。
宽度系列,直径系列：
0— 窄； 0— 特轻；
1— 正常； 1— 特轻；
2— 宽； 2— 轻；
3,4— 特宽； 3— 中；
5,6— 特宽。 4— 重。
内径尺寸 代号
10 00
12 01
15 02
17 03
20~500 d/5
22,28,32及 500以上 /内径
后置代号：用于表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求，
用字母或数字表示；如：接触角为 150,250和 400的角接触球
轴承，分别用 C,AC和 B表示内部结构的不同。
又如：轴承的公差等级分别为 2级,4级,5级,6x级,6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,/P6x,/P6和 /P0。
§ 7-2 滚动轴承类型的选择
1、根据载荷的大小及性质
载荷大或冲击大－选滚子轴承（线接触）；
径向、轴向载荷－ 角接触球轴承 (7)或圆锥滚子轴承 (3)
轴向载荷不大时，可用深沟球轴承
载荷小或冲击小－选球轴承（点接触） ；
2、根据载荷的方向
纯径向载荷－选深沟球轴承（ 6）、圆柱滚子轴承（ N)
纯轴向载荷－选推力轴承（ 5 或 8 ）
3、根据转速的高低
转速高－选球轴承； 转速低－选滚子轴承；
4、根据回转精度
精度要求高－选球轴承；
5、根据调心性能
轴刚性差、轴承座孔同轴度差或多点支承
—— 选调心轴承（, 1” 类 或, 2” 类 ）；
§ 7-3 滚动轴承 的主要失效形式和设计准则
一,滚动轴承的载荷分析
各滚动体上的受力情况如何？ A
Qi
Qj
当轴承仅受到纯轴向力 A作用时：
载荷由各滚动体平均分担，即：
Qi＝ Qj
当轴承仅受到纯径向力 R 作用时：
接触点产生弹性变形，内圈下沉 δ，
Rδ
Q2
Qmax
Q1
Q2
Q1
最多只有半圈滚动体受载。
承载区各滚动体的变形量不同，
受载大小也不同。
RzQ 5m a x ?
对于点接触轴承：
RzQ 6.4m a x ?
对于线接触轴承：
滚动体与套圈滚道接触点的接触应力是变应力，
因此：
可看成脉动循环变应力。
全部滚动
体个数
滚动体表面、套圈滚道都可能发生点蚀。
二,滚动轴承的失效形式
1、疲劳点蚀 —— 最主要的失效形式
防止点蚀破坏，是计算滚动轴承的主要目的。
接触应力过大，元件表面出现较大塑性变形。
2、塑性变形 —— 低速轴承的主要失效形式
原因是载荷过大或冲击载荷作用。
3、磨损、胶合、保持架断裂等
使用维护不当而引起的，属于非正常失效。
三,设计准则
一般转速的轴承
转速极低或仅作缓慢摆动的轴承
— 进行寿命计算，防止点蚀破坏
— 按静强度计算，防止塑性变形
§ 7-4 滚动轴承 的寿命计算
一、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
或总工作小时数。
● 额定寿命
一批相同 的轴承，在相同的条件下运转，其中 90％ 的轴
承不发生 疲劳点蚀 前所经历的总转数或总工作小时数。
90％
10％
用 L 表示。
完好按额定寿命选用轴承，可靠性为 90％ 。
注意,额定寿命随运转条件而变化。
比如：外载增大，额定寿命降低。
因此，额定寿命并不能直接反映轴承的承载能力。
● 基本额定动载荷
规定轴承在 额定寿命 为 106 转 时，所能承受的
最大载荷,用 C 表示。
即：在 C 的作用下，运转 106 转 时，有 10％ 的
轴承出现点蚀,90％ 的轴承完好。
额定动载荷越大 轴承的承载能力越大
对于具体轴承,C 为定值，按手册查取。
二、寿命计算
目的 — 根据工作条件和设计要求，选择合适的轴承。
L 106r
P
C
P1
1 L1
轴承的疲劳曲线
L2
P2
载荷与额定寿命的关系曲线：
常数?LP ?
式中,P 为当量动载荷；
L为 P 作用下的额定寿命。
ε为寿命指数，球轴承 ε＝ 3，滚
子轴承 ε＝ 10/3 。
C r － 向心轴承的基本额定动载荷，称为径向额定动载荷。
C a － 推力轴承的基本额定动载荷，称为轴向额定动载荷。
所以：
rPCL
?
??????? 610
实际计算时，常用小时数表示轴承的额定寿命：
hPCnL h
?
??????? 6010
6
轴承的
转速
或：
NnLPC h? 61060 ???
－已知轴承的 C,计算额定寿命
－根据预期寿命 Lh′,计算所需的 C ′
当工作温度高于 120℃ 时,C 值会下降，用温度系数 ft 修正：
hPCfnL th
?
??????? 6010
6
预期寿命
610?? ?? CLP当载荷为额定动载荷 C 时：
所需额定
动载荷 或：
NnLfPC h
t
? 6
10
60 ???
寿命计算时，应满足：
三、当量动载荷 P 的计算
?? hh LL
计算寿命 预期寿命
或,??CC
所选轴承的
额定动载荷
所需的额
定动载荷对于向心轴承,C 为径向力；
对于推力轴承,C 为轴向力。
但轴承可能同时承受径向载荷 R 和轴向载荷 A。
A
R
为了与 C 在相同的条件下进行比较，引入
当量动载荷的概念。
当量动载荷,一假想载荷,与 C 同类型,它对轴
承的作用与实际载荷的作用等效。用 P 表示。
计算式,YAXRP ?? X － 径向系数
Y － 轴向系数
查表 14－ 11
X,Y 的作用是将 R,A折合成当量动载荷。
实际工作条件下，需引入载荷系数 fp 修正 P：
AP?
X,Y 取决于,A/R 和参数 e 。
若,A/R ＞ e X ≠ 0,Y ≠ 0
若,A/R ≤ e X ＝ 1,Y ＝ 0
参数 e 根据 A/C0 确定，它反映了轴承承受轴向载荷的能力。
基本额定
静载荷
对于只能承受径向力的向心轴承（如圆柱滚子轴承）：
RP?
对于只能承受轴向力的推力轴承（如推力球轴承）：
)( YAXRfP p ??
或,RfP
p? AfP p?
四、向心角接触轴承轴向载荷 A 的计算
1、角接触轴承的内部轴向力 S
S
R
QiRi
Si
径向载荷 R 的计算见轴系受力分析，即：
22 VH RRR ??
RV1 RV2RH1 RH2
Fr
FaFt
aFA ?而：
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，会产生内
部轴向分力 S 。 O
O － 支反力作用点，即法线与轴线的交点。
α
?tg25.1 RS ?
表 14－ 13给出了 S 的近似计算方法。
角
接
触
球
轴
承
内部轴向力,注意 S 的
方向
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，
即内部轴向力指向相对。
● 反装 － 背靠背安装
两轴承外圈的宽边相对，
即内部轴向力指向相背。
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
向布置行吗？
为简化计算，认
为支反力作用于
轴承宽度的中点。
FA
S1 S2
FA
S1 S2
3、角接触轴承的轴向载荷 A
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 A ＝？
要同时考虑轴向外载 F A和内部轴向力 S 。
① 轴承正装时：
● 若 S1 + FA > S2
S1 S2FA
?S
圆锥滚子轴承的简图如下（将内圈与轴视为一体）：
1 2
轴向合力向右，轴有向右移动的趋势，
但外圈被固定，
使得 SSFS A ???? 21
S1 和 △ S 都是右轴承所受的力，故,SSA ??? 22
使轴向力平衡，
故：
右轴承被 压紧,会产生反力 △ S，
而左轴承被 放松, 11 SA ?
R1 R2
即,A1=S1 （放松端）
A2=S1＋ FA （压紧端）
合力
AFS ?? 1
● 若 S1 + FA < S2
S1 S2FA
?S′
1 2
轴向合力向 左,轴有 向左移动 的趋势，
21 SSFS A ?????
S1 和 △ S′ 都是左轴承所受的力，故,???? SSA 11
使轴向力平衡：
故：
左轴承被 压紧,会产生反力 △ S′，
而右轴承被 放松, 22 SA ?
即：
AFSA ?? 21
22 SA ?
（压紧端）
（放松端）
合力
AFS ?? 2
FA
?S′
S1 S2
1 2
② 轴承反装时：
● 若 S2 + FA > S1
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 △ S′,使轴向力平衡：
AFSSS ????? 21
∴ AFSA ?? 21
22 SA ?
（压紧端）
（放松端）
FA
?S
S1 S2
1 2
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 △ S, 使轴向力平衡：
SFSS A ???? 21
● 若 S2 + FA < S1，
11 SA ?
AFSA ?? 12
（放松端）
（压紧端）
∴
归纳如下：
根据 排列方式 判明内部轴向力 S 1,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 自身的内部轴向力，
,压紧” 端的轴向载荷等于 除去 自身内部轴向力
外 其它 轴向力的 代数和。
对于能够承受少量轴向力而 α＝ 0 的向心轴承：
（如深沟球轴承）
FA
R1 R2
因为,α＝ 0,S1＝ 0, S2＝ 0
所以,A＝ FA
图中,A1＝ 0
A2＝ FA
§ 7-5 滚动轴承 的静强度计算
目的 — 防止轴承元件发生塑性变形
针对低速或受较大冲击载荷作用的轴承
基本额定静载荷 C0, 限制塑性变形的极限载荷值
对向心轴承为 C0r － 径向额定静载荷
对推力轴承为 C0a － 轴向额定静载荷
静强度条件,
0
0
0 S
CP ?
P0 － 当量静载荷
S0 － 静强度安全系数
AYRXP 000 ??
径向系数 轴向系数
§ 7-6 滚动轴承 的组合设计
组合设计的内容包括：
① 固定
实际上是对整个轴系起固定作用，承受轴向力，
② 调整 ③ 配合与装拆 ④ 润滑与密封
一、滚动轴承的轴向固定
组合设计合理与否将影响轴系的受力、运转精度、
轴承寿命及机器性能。
重点,轴承的固定方法 和 调整 。
防止轴系发生轴向蹿动。
常用两种固定方法：
两端固定 一端固定、一端游动
1、两端固定
这是最常见的固定方式。
两个轴承外圈都在单方向用轴承盖进行固定。
适合于工作温升不高的短 轴（跨距 L ≤ 400 mm）
考虑到轴的受热伸长，应留出热补偿 间隙 C 。
mm4.0~2.0?C对于深沟球轴承：
2、一端固定、一端游动
对于向心角接触轴承,其轴向间隙可在轴承内部调整，
其值比深沟球轴承小得多。
图上可省略不画。
适合于工作温升高的长轴 （跨距 L ＞ 400 mm）
固定支点的轴承外圈左右均固定，承担双向轴向力。
游动支点的轴承只承受径向力，不承受轴向力。
当轴受热伸长时，游动支点随轴一起向外移动，
避免轴承受到附加载荷作用，防止轴承卡住。
固定支点
A 不大 → 深沟球轴承（ 6）
A 较大 → 一对角接触轴承（ 3,7）
A 和 R 均大 → 推力轴承与向心轴承组合
游动支点 深沟球轴承（ 6）－ 内圈轴向需固定
圆柱滚子轴承（ N）－内、外圈轴向均需固定
注意,固定支点的内圈亦需进行轴向固定。 为什么？
为什么, N”类轴承作游动支点时外圈亦需轴向固定？
为什么在, 两端固定, 结构中，内圈不需作轴向固定？
垫片调整
1、间隙的调整与控制
二、滚动轴承组合的调整
为保证轴承正常工作，装配轴承时一般要留出适当的
游隙或间隙。
通过增、减垫片厚度来调整间隙。
如何调整至规定间隙？
螺钉调整 用于轴向力不是太大的轴承组合。
2、轴系部件位置的调整
使轴上零件处于准确的工作位置。 通常用垫片调整
3、角接触轴承的预紧
预紧 － 安装时对轴承施加一轴向力（预紧力）
目的 － 提高回转精度和支承刚度
方法 － 金属垫片、磨窄套圈等
—— 同一支点成对安装
预紧结构
内圈与轴颈
1、滚动轴承的配合
三、滚动轴承的配合及装拆
采用基孔制，孔的配合代号不用标注。
外圈与座孔 采用基轴制，轴的配合代号不用标注。
配合的选取原则：
转动套圈、速度高、受载大、工作温度变化大
—— 选较紧的配合（过盈）
不动套圈、常拆轴承
—— 选较松的配合（间隙）
2、滚动轴承的装拆
轴肩高度应低于内圈厚度 轴肩开槽
润滑的目的
四、滚动轴承的润滑及密封
减少摩擦磨损、冷却、吸振、防锈
密
封
型
式
密封的目的 防尘、防水、防止润滑剂流失
接触式密封
非接触密封
毡圈密封
皮碗密封
油沟密封
迷宫密封
★ 转速不高时用接触式密封
★ 转速较高时用非接触式密封
§ 7-1 滚动轴承的特点及类型
滚动轴承的主要特点,
滚动轴承是标准件，由专业轴承厂集中生产。
故学习本章的目的主要解决三个问题：
1、如何选择滚动轴承的类型；
2、滚动轴承的寿命计算；
3、滚动轴承组合设计；
● 摩擦阻尼小，启动灵活；
● 可同时承受径向和轴向载荷，简化了支承结构；
● 径向间隙小，还可用预紧方法消除间隙，因此回转精度高；
● 互换性好，易于维护。
缺点：
●抗冲击能力较差；
●高速时噪声大，寿命较低；
●径向尺寸大。
滚动轴承的主要类型：
1、按承载方向和 公称接触角 分为：
滚动体与套圈接触处的法线
与轴承的径向平面之间的
夹角 ?，称为公称接触角。
向心轴承, 0° ≤α≤45°,主要承受径向载荷；
径向接触轴承 —— α＝ 0 ° 的向心轴承；
向心角接触轴承 —— 0° <α≤45° 的向心轴承；
推力轴承, 45° <α ≤90°,主要承受轴向载荷；
轴向接触轴承 —— α＝ 90° 的推力轴承
推力角接触轴承 —— 45° <α< 90° 的推力轴承
2、按滚动体的种类可分为：球轴承和滚子轴承
滚动轴承代号：
前置代号 基本代号 后置代号
类型代号 尺寸系列代号 内径代号
用数字或字母表示
1— 调心球轴承
3— 圆锥滚子轴承
5— 推力球轴承
6— 深沟球轴承
7— 角接触球轴承
N— 圆柱滚子轴承
由轴承的宽度系列和直径系列代号
（ 2位数字）组成。
宽度系列,直径系列：
0— 窄； 0— 特轻；
1— 正常； 1— 特轻；
2— 宽； 2— 轻；
3,4— 特宽； 3— 中；
5,6— 特宽。 4— 重。
内径尺寸 代号
10 00
12 01
15 02
17 03
20~500 d/5
22,28,32及 500以上 /内径
后置代号：用于表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求，
用字母或数字表示；如：接触角为 150,250和 400的角接触球
轴承，分别用 C,AC和 B表示内部结构的不同。
又如：轴承的公差等级分别为 2级,4级,5级,6x级,6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,/P6x,/P6和 /P0。
§ 7-2 滚动轴承类型的选择
1、根据载荷的大小及性质
载荷大或冲击大－选滚子轴承（线接触）；
径向、轴向载荷－ 角接触球轴承 (7)或圆锥滚子轴承 (3)
轴向载荷不大时，可用深沟球轴承
载荷小或冲击小－选球轴承（点接触） ；
2、根据载荷的方向
纯径向载荷－选深沟球轴承（ 6）、圆柱滚子轴承（ N)
纯轴向载荷－选推力轴承（ 5 或 8 ）
3、根据转速的高低
转速高－选球轴承； 转速低－选滚子轴承；
4、根据回转精度
精度要求高－选球轴承；
5、根据调心性能
轴刚性差、轴承座孔同轴度差或多点支承
—— 选调心轴承（, 1” 类 或, 2” 类 ）；
§ 7-3 滚动轴承 的主要失效形式和设计准则
一,滚动轴承的载荷分析
各滚动体上的受力情况如何？ A
Qi
Qj
当轴承仅受到纯轴向力 A作用时：
载荷由各滚动体平均分担，即：
Qi＝ Qj
当轴承仅受到纯径向力 R 作用时：
接触点产生弹性变形，内圈下沉 δ，
Rδ
Q2
Qmax
Q1
Q2
Q1
最多只有半圈滚动体受载。
承载区各滚动体的变形量不同，
受载大小也不同。
RzQ 5m a x ?
对于点接触轴承：
RzQ 6.4m a x ?
对于线接触轴承：
滚动体与套圈滚道接触点的接触应力是变应力，
因此：
可看成脉动循环变应力。
全部滚动
体个数
滚动体表面、套圈滚道都可能发生点蚀。
二,滚动轴承的失效形式
1、疲劳点蚀 —— 最主要的失效形式
防止点蚀破坏，是计算滚动轴承的主要目的。
接触应力过大，元件表面出现较大塑性变形。
2、塑性变形 —— 低速轴承的主要失效形式
原因是载荷过大或冲击载荷作用。
3、磨损、胶合、保持架断裂等
使用维护不当而引起的，属于非正常失效。
三,设计准则
一般转速的轴承
转速极低或仅作缓慢摆动的轴承
— 进行寿命计算，防止点蚀破坏
— 按静强度计算，防止塑性变形
§ 7-4 滚动轴承 的寿命计算
一、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
或总工作小时数。
● 额定寿命
一批相同 的轴承，在相同的条件下运转，其中 90％ 的轴
承不发生 疲劳点蚀 前所经历的总转数或总工作小时数。
90％
10％
用 L 表示。
完好按额定寿命选用轴承，可靠性为 90％ 。
注意,额定寿命随运转条件而变化。
比如：外载增大，额定寿命降低。
因此，额定寿命并不能直接反映轴承的承载能力。
● 基本额定动载荷
规定轴承在 额定寿命 为 106 转 时，所能承受的
最大载荷,用 C 表示。
即：在 C 的作用下，运转 106 转 时，有 10％ 的
轴承出现点蚀,90％ 的轴承完好。
额定动载荷越大 轴承的承载能力越大
对于具体轴承,C 为定值，按手册查取。
二、寿命计算
目的 — 根据工作条件和设计要求，选择合适的轴承。
L 106r
P
C
P1
1 L1
轴承的疲劳曲线
L2
P2
载荷与额定寿命的关系曲线：
常数?LP ?
式中,P 为当量动载荷；
L为 P 作用下的额定寿命。
ε为寿命指数，球轴承 ε＝ 3，滚
子轴承 ε＝ 10/3 。
C r － 向心轴承的基本额定动载荷，称为径向额定动载荷。
C a － 推力轴承的基本额定动载荷，称为轴向额定动载荷。
所以：
rPCL
?
??????? 610
实际计算时，常用小时数表示轴承的额定寿命：
hPCnL h
?
??????? 6010
6
轴承的
转速
或：
NnLPC h? 61060 ???
－已知轴承的 C,计算额定寿命
－根据预期寿命 Lh′,计算所需的 C ′
当工作温度高于 120℃ 时,C 值会下降，用温度系数 ft 修正：
hPCfnL th
?
??????? 6010
6
预期寿命
610?? ?? CLP当载荷为额定动载荷 C 时：
所需额定
动载荷 或：
NnLfPC h
t
? 6
10
60 ???
寿命计算时，应满足：
三、当量动载荷 P 的计算
?? hh LL
计算寿命 预期寿命
或,??CC
所选轴承的
额定动载荷
所需的额
定动载荷对于向心轴承,C 为径向力；
对于推力轴承,C 为轴向力。
但轴承可能同时承受径向载荷 R 和轴向载荷 A。
A
R
为了与 C 在相同的条件下进行比较，引入
当量动载荷的概念。
当量动载荷,一假想载荷,与 C 同类型,它对轴
承的作用与实际载荷的作用等效。用 P 表示。
计算式,YAXRP ?? X － 径向系数
Y － 轴向系数
查表 14－ 11
X,Y 的作用是将 R,A折合成当量动载荷。
实际工作条件下，需引入载荷系数 fp 修正 P：
AP?
X,Y 取决于,A/R 和参数 e 。
若,A/R ＞ e X ≠ 0,Y ≠ 0
若,A/R ≤ e X ＝ 1,Y ＝ 0
参数 e 根据 A/C0 确定，它反映了轴承承受轴向载荷的能力。
基本额定
静载荷
对于只能承受径向力的向心轴承（如圆柱滚子轴承）：
RP?
对于只能承受轴向力的推力轴承（如推力球轴承）：
)( YAXRfP p ??
或,RfP
p? AfP p?
四、向心角接触轴承轴向载荷 A 的计算
1、角接触轴承的内部轴向力 S
S
R
QiRi
Si
径向载荷 R 的计算见轴系受力分析，即：
22 VH RRR ??
RV1 RV2RH1 RH2
Fr
FaFt
aFA ?而：
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，会产生内
部轴向分力 S 。 O
O － 支反力作用点，即法线与轴线的交点。
α
?tg25.1 RS ?
表 14－ 13给出了 S 的近似计算方法。
角
接
触
球
轴
承
内部轴向力,注意 S 的
方向
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，
即内部轴向力指向相对。
● 反装 － 背靠背安装
两轴承外圈的宽边相对，
即内部轴向力指向相背。
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
向布置行吗？
为简化计算，认
为支反力作用于
轴承宽度的中点。
FA
S1 S2
FA
S1 S2
3、角接触轴承的轴向载荷 A
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 A ＝？
要同时考虑轴向外载 F A和内部轴向力 S 。
① 轴承正装时：
● 若 S1 + FA > S2
S1 S2FA
?S
圆锥滚子轴承的简图如下（将内圈与轴视为一体）：
1 2
轴向合力向右，轴有向右移动的趋势，
但外圈被固定，
使得 SSFS A ???? 21
S1 和 △ S 都是右轴承所受的力，故,SSA ??? 22
使轴向力平衡，
故：
右轴承被 压紧,会产生反力 △ S，
而左轴承被 放松, 11 SA ?
R1 R2
即,A1=S1 （放松端）
A2=S1＋ FA （压紧端）
合力
AFS ?? 1
● 若 S1 + FA < S2
S1 S2FA
?S′
1 2
轴向合力向 左,轴有 向左移动 的趋势，
21 SSFS A ?????
S1 和 △ S′ 都是左轴承所受的力，故,???? SSA 11
使轴向力平衡：
故：
左轴承被 压紧,会产生反力 △ S′，
而右轴承被 放松, 22 SA ?
即：
AFSA ?? 21
22 SA ?
（压紧端）
（放松端）
合力
AFS ?? 2
FA
?S′
S1 S2
1 2
② 轴承反装时：
● 若 S2 + FA > S1
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 △ S′,使轴向力平衡：
AFSSS ????? 21
∴ AFSA ?? 21
22 SA ?
（压紧端）
（放松端）
FA
?S
S1 S2
1 2
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 △ S, 使轴向力平衡：
SFSS A ???? 21
● 若 S2 + FA < S1，
11 SA ?
AFSA ?? 12
（放松端）
（压紧端）
∴
归纳如下：
根据 排列方式 判明内部轴向力 S 1,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 自身的内部轴向力，
,压紧” 端的轴向载荷等于 除去 自身内部轴向力
外 其它 轴向力的 代数和。
对于能够承受少量轴向力而 α＝ 0 的向心轴承：
（如深沟球轴承）
FA
R1 R2
因为,α＝ 0,S1＝ 0, S2＝ 0
所以,A＝ FA
图中,A1＝ 0
A2＝ FA
§ 7-5 滚动轴承 的静强度计算
目的 — 防止轴承元件发生塑性变形
针对低速或受较大冲击载荷作用的轴承
基本额定静载荷 C0, 限制塑性变形的极限载荷值
对向心轴承为 C0r － 径向额定静载荷
对推力轴承为 C0a － 轴向额定静载荷
静强度条件,
0
0
0 S
CP ?
P0 － 当量静载荷
S0 － 静强度安全系数
AYRXP 000 ??
径向系数 轴向系数
§ 7-6 滚动轴承 的组合设计
组合设计的内容包括：
① 固定
实际上是对整个轴系起固定作用，承受轴向力，
② 调整 ③ 配合与装拆 ④ 润滑与密封
一、滚动轴承的轴向固定
组合设计合理与否将影响轴系的受力、运转精度、
轴承寿命及机器性能。
重点,轴承的固定方法 和 调整 。
防止轴系发生轴向蹿动。
常用两种固定方法：
两端固定 一端固定、一端游动
1、两端固定
这是最常见的固定方式。
两个轴承外圈都在单方向用轴承盖进行固定。
适合于工作温升不高的短 轴（跨距 L ≤ 400 mm）
考虑到轴的受热伸长，应留出热补偿 间隙 C 。
mm4.0~2.0?C对于深沟球轴承：
2、一端固定、一端游动
对于向心角接触轴承,其轴向间隙可在轴承内部调整，
其值比深沟球轴承小得多。
图上可省略不画。
适合于工作温升高的长轴 （跨距 L ＞ 400 mm）
固定支点的轴承外圈左右均固定，承担双向轴向力。
游动支点的轴承只承受径向力，不承受轴向力。
当轴受热伸长时，游动支点随轴一起向外移动，
避免轴承受到附加载荷作用，防止轴承卡住。
固定支点
A 不大 → 深沟球轴承（ 6）
A 较大 → 一对角接触轴承（ 3,7）
A 和 R 均大 → 推力轴承与向心轴承组合
游动支点 深沟球轴承（ 6）－ 内圈轴向需固定
圆柱滚子轴承（ N）－内、外圈轴向均需固定
注意,固定支点的内圈亦需进行轴向固定。 为什么？
为什么, N”类轴承作游动支点时外圈亦需轴向固定？
为什么在, 两端固定, 结构中，内圈不需作轴向固定？
垫片调整
1、间隙的调整与控制
二、滚动轴承组合的调整
为保证轴承正常工作，装配轴承时一般要留出适当的
游隙或间隙。
通过增、减垫片厚度来调整间隙。
如何调整至规定间隙？
螺钉调整 用于轴向力不是太大的轴承组合。
2、轴系部件位置的调整
使轴上零件处于准确的工作位置。 通常用垫片调整
3、角接触轴承的预紧
预紧 － 安装时对轴承施加一轴向力（预紧力）
目的 － 提高回转精度和支承刚度
方法 － 金属垫片、磨窄套圈等
—— 同一支点成对安装
预紧结构
内圈与轴颈
1、滚动轴承的配合
三、滚动轴承的配合及装拆
采用基孔制，孔的配合代号不用标注。
外圈与座孔 采用基轴制，轴的配合代号不用标注。
配合的选取原则：
转动套圈、速度高、受载大、工作温度变化大
—— 选较紧的配合（过盈）
不动套圈、常拆轴承
—— 选较松的配合（间隙）
2、滚动轴承的装拆
轴肩高度应低于内圈厚度 轴肩开槽
润滑的目的
四、滚动轴承的润滑及密封
减少摩擦磨损、冷却、吸振、防锈
密
封
型
式
密封的目的 防尘、防水、防止润滑剂流失
接触式密封
非接触密封
毡圈密封
皮碗密封
油沟密封
迷宫密封
★ 转速不高时用接触式密封
★ 转速较高时用非接触式密封
