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。
面对面安装 背对背安装
PPr
PaS1
F
Fr1
F'
F
S1即为派生轴向力,或称内部轴向力
由图可知，轴承 1、轴承 2所受的轴向
力取决于派生轴向力 S1,S2和轴向力 Pa
两端单向固定
一端双向固定、一端游动
两端游动
滚动轴承的密封
皮碗密封毡圈密封
接触式密封
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。
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。
滚动轴承的密封
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
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
1、根据轴承型号由相关手册查得 Cr,C0r
2、计算 iFA/ C0r,并根据计算结果查相应的 e值
3、计算出 FA/ FR,与 e值进行比较，可由表 2-16查得相应
的 X,Y值
动载荷系数 X,Y查找方法与步骤
i 为滚动体列数
内容提要
? 滚动轴承的结构、特性、类型和代号
? 滚动轴承的类型和公差等级选择 (仅本科 )
? 滚动轴承的尺寸选择 (仅本科 )
? 滚动轴承的组合结构设计
一、滚动轴承的结构、特性、类型和代号
（一）滚动轴承的基本结构
内圈
保持架
滚动体外圈保持架
滚动体的形状
（ 二 ） 滚动轴承的材料
滚动体与内外圈,要求高的硬
度和接触疲劳强度, 良好的耐磨性
和冲击韧性 。
含铬合金钢 （ GCr15,GCr6、
GCr15SiMn,GCr9等 ）, 热处理后硬
度可达 HRC61-65。
保持架,低碳钢板冲压而成,
高速轴承多采用有色金属 （ 如黄铜 ）
或塑料保持架 。
（三）滚动轴承的游隙、接触角和调心性能
1、滚动轴承的游隙
径向游隙：
轴向游隙：
2、滚动轴承的接触角 （公称接触角 α ）
滚动体和外圈接触处的法线 nn与轴承径向平面的夹
角 α 称为公称接触角
α 越大，轴承承受轴向载荷的能力越大
轴承套圈传递给滚动体的合力与轴承径向平面的夹
角 β 称为接触角，又称载荷角
3、滚动轴承的调心性能
（四）滚动轴承的类型、特点和应用
1、按接触角 ?
?
??
? =0 0< ? ≤ 45 ° 45 ° < ? <90 ° ? =90 °
(a) (b) (c) (d)
向心轴承
径向力
向心角接触轴承 推力角接触轴承 推力轴承
径向力（主要）
轴向力
径向力
轴向力 （主要）
轴向力
滚子轴承 —— 承载能力高，极限转速低
2,按滚动体形状：
球 轴承 —— 承载能力低，极限转速高
常用滚动轴承的类型 教材 P32 表 2— 7
3、最常用几种,
（ 1）深沟球轴承（向心球轴承） （图示）
?
?
表 3 - 1 图
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。
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
（ 2） 圆锥滚子轴承 （ 图示 ）
?
?
（ 3） 推力 轴承
?
??
? =0 0< ? ≤ 45 ° 45 ° < ? <90 ° ? =90 °
(a) (b) (c) (d)
单推力 轴承
双推力 轴承
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。
（ 4） 圆柱滚子轴承
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。
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。
（ 5）调心球轴承
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。
（ 6）滚针轴承
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。
（ 7）角接触球轴承（图 9－ 3j）
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。
（ 8）推力调心滚子轴承
（五）滚动轴承的代号
前置代号
（字母）
基本代号（数字、字母） 后置代号
（字母 +数字）一 二 三 四 五
∣
轴
承
分
部
件
代
号
∣
内
径
代
号
∣
宽
度
系
列
代
号
∣
直
径
系
列
代
号
∣
类
型
代
号
∣
其
他
代
号
∣
公
差
等
级
代
号
∣
特
殊
轴
承
材
料
代
号
∣
保
持
架
及
材
料
代
号
∣
密
封
与
防
尘
代
号
∣
内
部
结
构
代
号
∣
游
隙
代
号
1、基本代号
（ 1）轴承类型代号：
1
3
5
6
7
N
— 深沟球轴承
— 圆锥滚子轴承
— 角接触球轴承
— 调心球轴承
— 圆柱滚子轴承
— 推力球轴承
基本代号左起第一位 （见表 2－ 7第一栏）
（ 2）尺寸系列代号,基本代号左起第二、三位（如 表 2－ 8）
宽度系列 —— 左起第二位
0系列（正常宽度）可省略
有时 1系列也可省略 见 35页表 2-8
数字 0 ~ 9
直径系列 —— 左起第三位 数字 0 ~ 9
（ 3）轴承的内径代号,基本代号左起四五位数字 35页表 2－ 9
a) d=10,12,15,17mm 时,代号 00 01 02 03
b) d= 20 ~ 480mm 时,d=代号 × 5(mm)
c) d<10mm,d>500mm,d=22,28,32mm 时
代号 = 内径尺寸 直径代号 / 内径代号
2、前置代号
基本代号左边，表示轴承的分部件，用字母表示
L,K,R,NU,WS,GS
GB/T272－ 1993
3、后置代号
基本代号右边，用字母或数字表示轴承的结构、公差、
游隙及材料的特殊要求等（ 36页表 2－ 10）
（ 1）内部结构代号（ 36页表 2－ 11）
C,AC,B—— 角接触球轴承的接触角
?? 15? ?25 ?40
（ 2）密封、防尘与外部形状变化代号
（ 3）轴承的公差等级 （ 36页表 2－ 12）
公差等级, 0 6 6X 5 4 2
代 号,/P0 /P6 /P6X /P5 /P4 /P2
0级为普通级，其代号可省略
精 度, 低 高
（ 4）轴承的径向游隙
（ 5）保持架代号
二、滚动轴承类型和公差等级的选择
合理选择：轴承的类型、公差等级和尺寸应选择得当
1,主要受 Fr → 向心轴承
主要受 Fa,n不高时 →推力轴承
同时受 Fr和 Fa均较大时
—— 角接触球轴承 7类（ n较高时）
—— 圆锥滚子轴承 3类（ n较低时）
选择方法：经验法并考虑下列因素：工作载荷、转速、
支承刚性、安装精度
Fa较大,Fr较小时
3、要求 n<nlim—— 极限转速
6,7,N—— nlim较高
5—— nlim较低
4、轴的刚性较差，轴承孔不同心 —— 调心轴承
—— 深沟球轴承 +推力球轴承
推力角接触轴承
2,n高，载荷小，旋转精度高 → 球轴承
n低，载荷大，或冲击载荷 → 滚子轴承
Fr较大,Fa较小时 —— 深沟球轴承
5、便于装拆和间隙调整 —— 内、外圈不分离的轴承
6,3和 7两类轴承应成对使用，对称安装
7、旋转精度较高时 —— 较高的公差等级和较小的游隙
8、优先考虑用普通公差等级的深沟球轴承
三、滚动轴承的尺寸选择
根据载荷的大小、方向、性质及使用寿命要求，通过计
算，选出尺寸（型号）合适的轴承
1）受轴向载荷 Fa
各滚动体平均分担
2）受径向载荷 Fr
上半圈滚动体不受力
—— 非承载区
Q max
R
n
?
1、滚动轴承的受力情况
下半圈滚动体受力
—— 承载区
3）角接触轴承同时受 Fr 和 Fa
（ 1）角接触轴承的 派生轴向力 FS
S A
O
F
R
Q iR i
S i
?
?
FS≈1.25Fr tgα
FS方向 —— 有使内、外圈分离的趋势。
故要成对使用、对称安装
（ 2）轴向载荷对载荷分布的影响
① 当只有最下面一个滚动体受载时
—— 载荷角,Fa与 Fr的合力 F与径向平面的夹角?
?? tgFrFaFrFstg ??? ?? ?
Fr
Fa
② 受载滚动体增多时
S A
O
F
R
Q iR i
S i
?
?
在同样 Fr作用下，派生轴向力 FS↑
多个滚动体受载派生的轴向力的合力
> 只有一个滚动体受载时派生的轴向力
?? tgFrtgQiF s iFs
n
i
n
i
????? ? ?
? ?1 1
Fr
Fstg ?? ?tg
Fr
Fa ?? ?tgFrFa ???
轴向力 > 单个滚动体受载产生的派生轴向力
—— 多个滚动体受载的条件
Fr
Fa
结论：
1） 角接触轴承及圆锥滚子轴承必须在 Fr和 Fa的联合
作用下工作, 或 成对使用对称安装 。
2）为使更多的滚动体受载应使 ?tgFrFa ??
3） Fr不变时, Fa由最小值 （ 一个滚动体受载 ） 逐渐
增大 （ 即载荷角增大 ）, 则受载滚动体数 ↑
?? tgtg 25.1?当时, 下半圈滚动体受载
4）实际工作时，至少达到下半圈滚动体受载,∴ 安装 3
和 7类轴承不能有较大的轴向窜动量。
2、滚动轴承的失效形式和计算准则
主要失效形式：
1）疲劳点蚀
安装润滑和维护良好
滚动轴承的主要失效形式
2）塑性变形
转速很低（小于 10r/min）
或作间歇摆动
3）磨损
润滑不良、
密封不严、
多尘条件
计算准则：
一般轴承,疲劳寿命计算（针对点蚀 )
静强度计算
低速或摆动轴承,只进行静强度计算
高速轴承,进行疲劳寿命计算, 校验极限转速
3、滚动轴承的动载荷和寿命计算
1） 基本概念
（ 1）轴承寿命：
轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总
转数或一定转速下的工作小时数。
（ 2）基本额定寿命 L10
同一批轴承在相同工作条件下工作, 其中 90%的
轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数 L10（ 以 106
为单位 ） 或一定转速下的工作时数 Lh
（ 3）基本额定动载荷 C
基本额定寿命为一百万转（ 106）时轴承所能承受
的恒定载荷。
对于向心轴承，是在纯径向载荷下行
的寿命实验，故称径向基本额定动载荷
（ Cr） ；对于推力轴承，是在纯轴向载荷
下行的寿命实验，故称为轴向基本额定动
载荷（ Ca）
即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作 106 转而
不发生点蚀失效，其可靠度为 90%。基本额定动载荷大，轴
承抗疲劳的承载能力相应较强。（由试验得到）
（ 4）基本额定静载荷（径向 C0r，轴向 C0a）：
是指轴承在静止状态时与滚动体及滚道的总永久变形
量相对应的径向静负荷（或中心轴向静负荷）。
在设计中常用的三个基本参数：
满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷 Cr（径向）
或 Ca（轴向）
满足一定静强度要求的基本额定静强度 C0r（径向）
或 C0a（轴向）各种轴承性能指标
控制轴承磨损的极限转速 N0。
值 C,C0,N0等可查有关手册 。
2）滚动轴承的当量动载荷 P（实际计算载荷）
（ 1） 对只能承受径向载荷 Fr的轴承 （ N,NA轴承 ）
P = Fr
（ 3） 同时受径向载荷 Fr和轴向载荷 Fa的轴承
（ 2）对只能承受轴向载荷 Fa的轴承（ 5和 8）
P = Fa
P = X Fr +Y Fa
X—— 径向载荷系数
Y—— 轴向载荷系数
X,Y由 42页表 2-16查得
将轴承所受的实际载荷换算成与实验条件相同的载荷
后，才能和基本额定动载荷进行比较 。换算后的载荷是一
个等效的假想载荷，称为当量动载荷
3）寿命校核计算公式
C
P 1
P 2
O
1 L 1 L 2 L
10 (10 r)
6
P (N)
?
P L 10 = 常数
实验表明，基本额定寿
命 L与基本动载荷、当量动
载荷 P之间的关系为
?
式中：
L —— 基本额定寿命（单位 106r）
C —— 基本额定动载荷（ N），向心轴承 Cr，推力轴承 Ca
P —— 当量动载荷（ N）
—— 寿命指数,球轴承 = 3,滚子轴承 = 10/3
?)(
P
CL ?
? ?
（ 2－ 8）
根据轴承型号由
相关手册查得根据轴承动载荷型号由 P = X Fr +Y Fa计算
实际计算时，用小时表示轴承寿命较方便，
则可用 n代表轴的转速，则公式 2－ 8可写为：
?)(
60
10 6
P
C
n
L h ?
当工作 t>120℃ 时，因金属组织硬度和润滑条
件等的变化，轴承的基本额定动载荷 C有所下降
引入温度系数 f t （教材 40页表 2-13）,
（ 2－ 9）
由（ 2－ 8）得,?)(
Pf
CfL
p
t?
考虑到工作中的冲击和振动会使轴承寿命降
低，引进载荷系数 fp
?)(
60
10 6
Pf
Cf
n
L
p
t
h ?
?
610
60 h
t
p nL
f
Pf
C ??
当 P,n已知，预期寿命为 Lh`,
则要求选取的轴承的额定动载荷为
应用以上两式，可以确定轴承的寿命或和尺寸 (型号 )
由（ 2－ 9）得：
（ 2－ 10）
（ 2－ 11）
预期寿命可根据机械类型、工作条
件等确定，一般可把机器 中修 或 大
修 的年限作为轴承的预期寿命。
4）角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷 Fa的计算
（ 1）派生轴向力大小方向
a)正装（面对面）
S 1
1 2
F a
S 2
S 2S 1
R 1 R 2
F r
F a
S 1S 2
F a
F r
2 1 S
1S 2
F a
R 1R 2
S 1
1 2
F a
S 2
S 2S 1
R 1 R 2
F r
F a
S 1S 2
F a
F r
2 1
S 1S 2
F a
R 1R 2
S 1
1 2
F a
S 2
S 2S 1
R 1 R 2
F r
F a
S 1S 2
F a
F r
2 1 S
1S 2
F a
R 1R 2
S 1
1 2
F a
S 2
S 2S 1
R 1 R 2
F r
F a
S 1S 2
F a
F r
2 1 S 1S 2
F a
R 1R 2
适合于传动零件
位于两支承之间
b)反装（背靠背）
适合于传动零件
处于外伸端
（ 2）实际轴向载荷 Fa的确定
S 1
1 2
F a
S 2
S 2S 1
R 1 R 2
F r
F a
S 1S 2
F a
F r
2 1 S
1S 2
F a
R 1R 2
① 当：
12 SSF a ??
轴有向左移动的趋势,轴承 1被“压紧”，轴承 2被“放
松”轴承 1上的派生轴向力由 S1增大到 Fa+S2,阻止轴左移
轴承 2上的轴向力, 力平衡
—— 本身的派生轴向力
21 SFFa a ??
22 SFa ?
故轴承 1的实际轴向载荷为
（ 2－ 13）
S 1
1 2
F a
S 2
S 2S 1
R 1 R 2
F r
F a
S 1S 2
F a
F r
2 1 S
1S 2
F a
R 1R 2
② 当, 12 SSF a ??
轴有右移的趋势，轴承 2被“压紧”，轴承 1被“放松”
轴承 2上的派生轴向力由 S2 增大到 S1－ Fa,阻止轴右移
故轴承 2实际所受的轴向力为
aFSFa ?? 12
轴承 1实际所受的轴向力, 由
力的平衡条件
—— 本身派生轴向力
11 SFa ?
（ 2－ 14）
结论,—— 实际轴向力 Fa的计算方法
a：分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧”
和“放松”的轴承。
b：“压紧”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外，轴
上其他所有轴向力代数和。
c：, 放松, 端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力
5） 不稳定载荷和转速下的轴承寿命计算
载荷 P和转速 n变化时，求平均当量转速 nm和平均当量动
载荷 Pm →求轴承寿命
6）不同可靠度时滚动轴承的寿命 Lh
为计算不同可靠度时轴承的寿命, 引入寿命修正系数 a1，
101 LaL n ?
1）滚动轴承的静载荷
式中：
C0 —— 基本额定静载荷（ N），向心轴承 C0r，
推力轴承 C0a
P0 —— 当量静载荷（ N）
S0 —— 静载荷安全系数，表 2－ 18
当轴承转速很低或作间歇摆动时，轴承的失效形式为
塑性变形
000 PSC ?
4、滚动轴承的静载荷与极限转速
为保证滚动轴承不产生超过允许的塑性变形，必须满
足下列条件：
（ 2－ 15）
对于 α=0° 且仅受径向载荷 Fr的向心滚子轴承, 其
径向当量静载荷为：
P0r＝ Fr
对于 α=90° 且只受轴向载荷 Fa的推力轴承, 其轴
向当量静载荷为：
P0a＝ Fa
对于 α≠0° 且只受轴向载荷 Fa的向心滚子轴承,
其轴向当量静载荷为：
P0r = X0 Fr +Y0 Fa
式中,X0—— 径向静载荷系数
Y0—— 轴向静载荷系数
对向心轴承，可由表 2－ 19（ 45页）查得
2）滚动轴承的极限转速 n lmin
N=f1f2N0
滚动轴承的极限转速 N0 是指轴承在一定的工作条件下，
达到所能承受最高热平衡温度时的转速值。轴承的工作转
速应低于其极限转速
式中 N-实际许用转速,r/min；
N0-轴承的极限转速,r/min；
f1-载荷系数；
f2-载荷分布系数。
滚动轴承性能表中所给出的极限转速值分别是在
脂润滑和油润滑条件下确定的，且仅适用于 0级公差、
润滑冷却正常、与刚性轴承座和轴配合、轴承载荷
P≤0.1C
当滚动轴承载荷 P>0.1C时，极限转速值应修正，实
际许用转速值可按下式计算
四、滚动轴承的组合结构设计
1、滚动轴承支承的结构型式
1）两端固定支承
?
调整垫片
调整垫片
(a) (b)
两端单向固定
正装
适用于支承跨距较小、温度变化不大的轴
3,7类轴承在大端轴向固定
图 13 - 16
(a) (b)
图 13 - 17
L 1
b
L 2
b
正装
2）一端双向固定,一端游动
适用于支承跨距较大（ L>3500mm）或工作 温度
较高（ｔ＞７０ ° ）时
3） 两端游动 —— 人字齿轮高速主动轴
低速齿轮轴必须两端固定
高速轴上小齿轮两端都选用圆柱滚子轴承，滚动
体与外圈之间可作轴向向移动
2、滚动轴承的轴向固定
内圈与轴：
5）开口圆锥
紧定套 +圆螺
母和止动垫圈
1） 轴肩
2）轴用弹性挡圈
3）轴端档圈
+紧固螺钉
4）圆螺母
+止动垫圈
彩图
外圈与座孔：
1） 孔用弹性挡圈
2）轴承外圈止动槽
内嵌入止动环固定
3）轴承端盖 4）轴承座孔凸肩 5）螺纹环
6）轴承套环
3、支承的刚度和座孔的同心度
提高支承刚度的措施：
1）增加轴承座孔的壁厚
2）减小轴承支点相对于箱体孔壁的悬臂
减小悬臂
加筋板
支点悬臂大3）采用加强筋加强支承部位的刚性
保证轴上两个支承的座孔的同心度的方法
1）整体机座，两轴承座孔一次镗出
2）如轴上两轴承外径不同 —— 采用套杯结构
4、滚动轴承游隙和轴系轴向位置的调整
通过带螺纹的零件或端盖下的垫片来调节
轴承的调整：
1）轴承游隙的调整
2）轴系轴向位置的调整
注意：圆锥齿轮和蜗杆必须调整轴系的轴向位置
L 2
b
方法：调整套杯端面与轴承座端面间垫片厚度
5、滚动轴孔的配合
轴承内圈与轴
松 ———— →紧
js6,j6,k6,m6,n6
松 ———— →紧
G7,H7,JS7,J7
轴承外圈与轴承座孔
?
D
H7
?
d
k6
轴承座孔公差带
G7
H7
Js7
J7
n6
m6
k6
j6
js6
?
0
?
?
0
?
轴承外径公差带
轴外径公差带
轴承内径公差带
基孔制：
基轴制：
?
D
H7
?
d
k6
轴承座孔公差带
G7
H7
Js7
J7
n6
m6
k6
j6
js6
?
0
?
?
0
?
轴承外径公差带
轴外径公差带
轴承内径公差带
5）与空心轴配合的轴承应取较紧的密合。
滚动轴承配合的选择原则：
1）转动圈比不动圈配合松一些
2）高速、重载、有冲击、振动时，配合应紧一些，
载荷平稳时，配合应松一些
3）旋转精度要求高时，配合应紧一些
4）常拆卸的轴承或游动套圈应取较松的配合
6、滚动轴承的预紧
预紧的目的,提高轴的旋转精度和高度
预紧原理,内外圈相对位移
常用预紧方法,
1）用垫片和长短隔套预紧
(a) (b)
l + ?
l
l
l + ?
(a) (b)
(a) (b)
l + ?
l
l
l + ?
(a) (b)
2）夹紧一对磨窄了的外圈（或内圈）的角接触轴承
(a) (b)
图 13 - 28 图 13 - 29
(b)(a)
(a) (b)
图 13 - 28 图 13 - 29
(b)(a)
3）夹紧一对圆锥滚子轴承
4）利用弹簧预紧
7、滚动轴承的装拆
要求：
1）压力应直接加于配合较紧的套圈上
2）不允许通过滚动体传递装拆力
3）要均匀施加装拆力
拆卸：
安装：
轴肩高度应低
于轴承内圈高度
压头
压力
轴
钩爪
手柄
螺杆
螺母
8、滚动轴承的润滑
润滑方式：
1）脂润滑
2）油润滑
油浴或飞溅润滑、滴油润滑、喷油润滑、油雾润滑
3）固体润滑
9、滚动轴承的密封
密封的作用：
油泄漏 异物侵入
密封的类型：
1）接触式密封
毡圈密封
(a) (b)
橡胶密封
2）非接触式密封
油沟密封 甩油密封
(a) (b)
曲路密封
(a) (b)
图 13 - 38
彩图
(a) (b)
图 13 - 38
3） 组合式密封
作业：
必作题,2－ 29,2－ 32
思考题,2－ 9 到 2-16
小结
为了使同学能够通过本章的学习，达到选择应
用滚动轴承、并能对轴承的组合结构进行设计的目
的，首先必须了解滚动轴承的类型、尺寸、结构形
式、精度等级等基本知识及其代号的意义。在此基
础上，还应适当掌握滚动轴承设计的基本理论和计
算方法，以便对所选轴承作出评价，能否满足预期
寿命、静强度和转速等要求。
除计算外，为保证轴承的正常工作，还要进行
合理的轴承组合结构设计，解决轴系零件的固定、
轴承与相关零件配合、轴承安装、调整和预紧、以
及轴承的润滑与密封等问题。
