第 16章 滚动轴承
§ 16-1 滚动轴承的基本类型和特点
§ 16-2 滚动轴承的代号
§ 16-3 滚动轴承的选择计算
§ 16-4 滚动轴承的润滑和密封
§ 16-5 滚动轴承的组合设计
? 组成 内圈 1,外圈 2,滚动体 3和保
持架 4四个基本元件 组成 。
? 关系 轴承的 内圈 装在轴颈上, 外
圈 装在轴承座孔或其它零件的轴承
孔内 。
?轴承内, 外圈上都开有 凹槽滚道, 它 起着降低接触应力及
限制滚动体轴向移动的作用 。
?滚动体 是 滚动轴承的核心元件, 当内, 外圈相对转动时,
滚动体即在内, 外圈滚道间滚动, 它使相对运动表面间的
滑动摩擦变为滚动摩擦 。 滚动体的形状, 大小及数量直接
影响轴承的承载能力 。
? 保持架 的作用是 把滚动体均匀地相互隔开, 防止滚动体脱
落, 改善轴承内部载荷分配及引导滚动体运动 。 保持架有
冲压的和实体的 (图 16-1)两种 。 冲压保持架一般用低碳钢
板冲压后铆接或焊接而成, 它与滚动体间有较大间隙 。 实
体保持架常用铜合金, 铝合金或工程塑料经切削加工而成,
它具有良好的定心作用, 适用于高速轴承 。
? 滚动轴承的性能和可靠性在很大程度上取决于内, 外圈及
滚动体的材料, 它要求具有高的接触疲劳强度, 良好的耐
磨及耐腐蚀性 。 一般用含铬合金钢制造, 经热处理后硬度
可达 61~65HRC,工作表面须经磨削和抛光 。
? 滚动轴承已经标准化, 并由轴承厂大批生产 。 设计人员的
任务主要是熟悉标准, 正确选用 。
?与滑动轴承相比, 滚动轴承具有摩擦阻力小, 起动灵敏,
效率高, 润滑简便和易于互换等优点, 所以获得广泛应
用 。 它的 缺点是抗冲击能力较差, 高速时出现噪声, 工
作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承 。
? 滚动轴承通常按其承受载荷的方向 (或接触角 )和滚动体的形状
分类 。
? 滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的平面之间的
夹角 称为 公称接触角,简称 接触角 。 接触角是滚动轴承的一个
主要参数，轴承的受力分析和承载能力等都与接触角有关 。 接
触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大 。
§ 16-1 滚动轴承的基本类型和特点
?按照承受载荷的方向或公称接触角的不同，滚动轴承可分为：
1)向心轴承、主要用于承受径向载荷，其公称接触角 α 从 0°
到 45° ； 2)推力轴承，主要用于承受轴向载荷，其公称接触角
α 从大于 45° 到 90° (表 16-1)。
?按照滚动体形状, 可分为球轴承和滚子轴承 。 滚子
又分为圆柱滚子 (图 16-2a),圆锥滚子 (图 b),球面滚子
(图 c)和滚针 (图 a)等 。
?我国机械工业中常用
滚动轴承的类型和特
性, 见表 16-2。
1 3
? 由于结构的不同, 各类轴承的使用性能也不相同 。
1,承载能力
? 在同样外形尺寸下, 滚子轴承的承载能力约为球轴承的
1.5~3倍 。 所以, 在载荷较大或有冲击载荷时宜采用滚子轴
承 。 但当轴承内径 d≤20mm时, 滚子轴承和球轴承的承载能
力已相差不多, 而 球轴承的价格一般低于滚子轴承, 故可
优先选用球轴承 。
? 角接触轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷 。 角接触向
心轴承 (0° <α<45° )以承受径向载荷为主 ；角接触推力轴承
(45° <α<90° )以承受轴向载荷为主 。
? 轴向接触 (α=90° )推力轴承只能承受轴向载荷 。
?径向接触 (α=0° )向心轴承, 当以滚子为滚动体时, 只
能承受径向载荷；当以球为滚动体时, 因内外滚道为
较深的沟槽, 除主要承受径向载荷外, 也能承受一定
量的双向轴向载荷 。
?深沟球轴承结构简单, 价格便宜, 应用最广泛 。
2,极限转速
? 滚动轴承转速过高会使摩擦面间产生高温, 润滑失效, 从
而导致滚动体回火或胶合破坏 。
? 滚动轴承在一定载荷和润滑条件下, 允许的最高转速 称为
极限转速, 其具体数值见有关手册 。 各类轴承极限转速的
比较, 见 表 16-2。
? 如果轴承极限转速不能满足要求,
可采取提高轴承精度, 适当加大间
隙, 改善润滑和冷却条件, 选用青
铜保持架等措施 。
3,角偏差
?轴承由于安装误差或轴的变形等都会引起内外圈中心线发
生相对倾斜 。 其倾斜角 θ称为 角偏差, 见图 16-3。 角偏差较
大时会影响轴承正常运转, 故在这种场合应采用调心轴承 。
调心轴承 (图 16-3)的外圈滚道表面是球面, 能自动补偿两
滚道轴心线的角偏差, 从而保证轴承正常工作 。 滚针轴承
对轴线偏斜最为敏感, 应尽可能避免在轴线有偏斜的情况
下使用 。 各类轴承的允许角偏差见 表 16-2。
? 国家标准 GB/T292-93中规定，轴承的代号用字母加数字表示，
由 基本代号, 前置代号 和 后置代号 三部分构成，其排列顺序如
表 16-3。
§ 16-2 滚动轴承的代号
? 其中 基本代号 是轴承代号的基础和核心, 前置及后置代号
都是对基本代号的补充, 只有在对标准轴承的结构形状,
尺寸, 材料, 公差等级, 技术要求等有改变时才使用, 正
常情况的可部分或全部省略 。
(1)基本代号
? 基本代号包括 类型代号, 尺寸系列代号 和 内径代号 三部分,
通常 由 5位数 (字母 )组成, 分别表明轴承的内径, 外径, 宽
度和类型, 见 表 16-3。
① 类型代号 代表轴承的类型,用基本代号左起的第一位
数字或字母表示, 代号的意义 见 表 16-2第一栏。代号为
,0”(双列角接触球轴承 )则省略 。
② 尺寸系列代号 为了满足不同承载能力的需要, 把同一内
径的轴承, 做成不同的外径和宽度 。 这种 内径相同而外径
和宽度不同的变化系列 称为 尺寸系列 。 GB/T272-93规定轴
承的 尺寸系列代号由基本代号左起第二, 三位数字表示 。
? 基本代号左起的第二位数字代表轴承的宽 (高 )度系列, 它 表
示的是内径和外径相同的 (同类 )轴承, 在宽 (高 )度方面的变
化 。
? 基本代号左起第三位数字代表轴承的直径系列, 它表示的
是内径相同的同类轴承, 在外径和宽度方面的变化 。
? 图 16-4所示为内径相同, 而直径系列不同的四种轴承的对
比, 它们用于适应各种不同工况的要求 。
? 向心轴承和推力轴承的常用尺寸系列
代号如 表 16-4所列 。
③ 内径代号
? 表示轴承公称内径的大小, 用基本代
号左起的第四、五两位数字表示, 按
表 16-5的规定标注。
?对于内径小于 10mm和大于 500mm的轴承，内径表示方法另
有规定，可参阅 GB/T292-93。
(2) 前置代号
? 轴承的 前置代号 表示成套轴承的分部件, 用字母表示 。如：
L表示可分离轴承的可分离内圈或外圈； K表示轴承的滚动
体与保持架组件等。
(3) 后置代号
? 轴承的后置代号 表示轴承的内部结构, 密封, 材料, 公差,
游隙, 配置及其它特性要求, 用数字和字母表示 。 后置代
号共分 8组, 排列顺序见表 16-6。
① 内部结构代号
? 表示同一类型轴承不同的内部结构, 用字母表示, 紧跟
在基本代号的后面 。 内部结构代号如表 16-7所示 。
② 公差等级代号
?表示轴承的公差等级, 用字母和数字表示 。 公差等
级代号列于表 16-8。
③ 游隙代号
?表示轴承径向游隙值的大小, 用字母和数字表示 。
常用的轴承游隙由小至大分为 1组, 2组, 0组, 3组, 4组
和 5组, 其中 0组游隙是常用的基本组游隙, 在代号中可
省略不写, 其它的游隙组为辅助游隙组, 在代号中分别
用 /C1,/C2,/C3,/C4,/C5表示 。 公差等级代号与游隙
代号同时表示时, 可进行简化, 取公差等级代号加上游
隙组号组合表示, 如 /P63。
例 16-1 试 说 明 轴 承 代 号 61208, 7315AC/P5,
7206CJ/P63的含义 。
解,
① 61208—— 表示内径为 40mm,轻直径系列, 正常宽
度结构的深沟球轴承, 0级公差, 0组游隙；
② 7315AC/P5—— 表示内径为 75mm,中系列角接触球
轴承, 接触角为 250,5级公差, 0组游隙 。
③ 7206CJ/P63—— 表示内径 30mm 的轻窄系列角接触
球轴承, α=15°, 6级公差等级, 3组径向游隙, J则
表示酚醛胶布实体保持架 。
? 滚动轴承的选用, 首先是轴承类型的选择 。 正确地选择出合适
的轴承类型, 首先必须 熟悉各类轴承的特点, 然后 考虑机械设
备对轴承的要求, 包括工作载荷, 转速, 寿命, 旋转性能等方
面的要求, 选择轴承类型总的 原则 是,选择轴承性能特点与要
求相符合的类型 。
一, 失效形式
? 滚动轴承在通过轴心线的轴向载荷 (中心轴向载荷 )Fa作用下,
可认为各滚动体所承受的载荷是相等的 。 当轴承受纯径向载荷
Fr作用时 (图 16-5),情况就不同了 。
§ 16-3 滚动轴承的选择计算
? 假设在 Fr作用下, 内外圈不变形, 那么内圈沿 Fr方向下移
一距离 δ,上半圈滚动体不承载, 而下半圈各滚动体承受不
同的载荷 (由于各接触点上的弹性变形量不同 )。 处于 Fr作
用线最下位置的滚动体承载最大 (Fmax),而远离作用线的
各滚动体, 其承载就逐渐减小 。
? 对于 α=0° 的向心轴承, 可以导出
?式中 z为轴承的滚动体的总数 。
?滚动轴承的失效形式主要有：疲劳点
蚀, 永久变形, 磨损 等 。
m a x
5 rFF
z?
(1)疲劳点蚀
? 滚动轴承工作过程中, 滚动体相对内圈 (或外圈 )不断地转动, 因此 滚
动体与滚道接触表面受变应力 。 如图 所示, 此变应力可近似看作载荷
按脉动循环变化 。 由于脉动接触应力的反复作用, 首先在滚动体或滚
道的表面下一定深度处产生疲劳裂纹, 继而扩展到接触表面, 形成疲
劳点蚀, 致使轴承不能正常工作 。 通常, 疲劳点蚀是滚动轴承的主要
失效形式 。
(2)永久变形
? 轴承在很大的静载荷或冲击载荷作用下, 会使轴承滚道和滚动体接触
处产生永久变形 (滚道表面形成变形凹坑 ),从而使轴承在运转中产生
剧烈振动和噪声, 以致轴承不能正常工作 。
(3) 磨损
? 在滚动轴承内部, 滚动体与套圈之间, 以及保持架与滚
动体或套间之间均存在着滑动, 从而引起轴承磨损 。 在
多尘或密封不好及润滑不良条件下, 滚动轴承中易侵入
磨料性物质, 从而引起磨粒磨损, 高速时还会因磨损引
起表面发热, 产生粘着磨损, 胶合甚至使滚动体回火,
结果造成轴承元件工作表面的表层质量恶化, 旋转精度
下降, 振动和噪音增加 。
? 轴承的其他失效形式还有 腐蚀, 锈蚀 和由于安装, 使用,
维护不当造成 元件的破裂 等 。
二, 轴承寿命
? 轴承的一个套圈或滚动体的材料出
现第一个疲劳扩展迹象前, 一个套
圈相对于另一个套圈的总转数, 或
在某一转速下的工作小时数, 称为
轴承的寿命 。
?对一组同一型号的轴承, 由于材料, 热处理和工艺等很多
随机因素的影响, 即使在相同条件下运转, 寿命也不一样,
有的相差几十倍 。 因此对一个具体轴承, 很难预知其确切
的寿命 。 但大量的轴承寿命试验表明, 轴承的可靠性与寿
命之间有如图 16-6所示的关系 。 可靠性常用可靠度 R度量 。
? 一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分率, 称为 轴承
寿命的可靠度 。
? 滚动轴承的寿命长短与要求的可靠度高低有关, 要求的可
靠度愈高, 轴承的寿命愈短 。 如图 所示, 当寿命 L 为
1× 106r(转 )时, 可靠度 R为 90％ ； L为 5× 106r时, 可靠度 R
为 50％ 。
? 一组同一型号轴承在同一条件下运转, 其可靠度为 90％ 时,
能达到或超过的寿命 称为 基本额定寿命, 记作 L(单位为百
万转, 即 106 r)或 Lh[单位为 h(小时 )]。 换言之, 即 90％ 的轴
承在发生疲劳点蚀前能达到或超过的寿命, 称为 基本额定
寿命 。 对单个轴承来讲, 能够达到或超过此寿命的概率为
90％ 。
? 轴承的寿命长短与其所受载荷大小有关 。 载荷愈大, 引
起的接触应力愈大, 轴承发生点蚀破坏前所能经历的应
力变化次数也就愈少, 亦即轴承的寿命愈短 。
? 当一套轴承进入运转并且基本额定寿命为一百万转时,
轴承所能承受的载荷, 称之为 基本额定动载荷, 用 C表示 。
在基本额定动载荷作用下, 轴承可以运转 106转而不发生
点蚀破坏的可靠度为 90％ 。
? 对于 向心轴承, 基本额定动载荷是在 纯径向载荷 下进行
寿命试验的, 所以称其为 径向基本额定动载荷, 记作 Cr；
? 对于 推力轴承, 基本额定动载荷是在 纯中心轴向载荷 下
进行试验的, 故称之为 轴向基本额定动载荷, 记作 Ca；
? 对于 角接触轴承, 基本额定动载荷指的是 使轴承套圈间产
生相对径向位移时载荷的径向分量 。
? 基本额定动载荷的大小表征了轴承承载能力的高低, 基本
额定动载荷大, 意味着轴承抗点蚀破坏的能力较强 。
? 大量试验表明, 滚动轴承的基本额定寿命 L (106r)与基本额
定动载荷 C (N),当量动载荷 P(N)间的关系为
?式中,ε为寿命指数, 对于球轴承 ε=3,对于滚子轴承 ε=10/3。
C为基本额定动载荷, 对向心轴承为 Cr,对推力轴承为 Ca。
? ?6,........................,1 6 110LrCP
?
??????
??
? 当量动载荷 P是 一假想载荷, 在这一假想的当量动载荷 P作
用下, 轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相等 。
? 也可以说 当量动载荷 P是 一个与实际载荷对轴承的疲劳影
响等效的假想载荷 。
? 实际计算时, 用小时表示轴承寿命比较方便, 若轴承的工
作转速为 n r/min,用小时数表示的轴承寿命为
?说明,轴承样本中列出的基本额定动载荷数值是对一般
轴承而言的, 其工作温度一般不应超过 120℃ 。 当工作温
度超过 120℃ 时, 基本额定动载荷 C有所降低, 故引进温
度系数 ft(ft≤l),对 C值予以修正 。 ft可查表 16-9。
610
.........................( 1 6 2 )60h CLhnP
???
??????
? 考虑到 工作中的冲击和振动会使轴承寿命降低, 为此又引
进载荷系数 fP 。 fP值可查表 16-10。
? 作了上述修正后, 寿命计算式可写为
6
1/
6
10
h
60
........................................,......( 1 6 3 )
60
N
10
t
h
P
P
h
t
fC
L
n f P
fP n
CL
f
?
?
???
?? ??
???
??
???
? ?? ?
?? ?
?以上两式是设计计算时常用的轴承寿命计算式, 由此
可确定轴承的寿命或型号 。
?各类机器中轴承预期寿命 Lh的参考值列于表 16-11中 。
?轴承的型号尺寸选择步骤
① 已知轴承内径尺寸, 结合选定的轴承类型, 从轴承样
本中预选某一型号的轴承, 查出其所具有的基本额定
动载荷 C；
② 利用式 (16-3),算出预选轴承的寿命 Lh,并与预期使用寿
命 Lh′比较, 看是否满足 Lh≥Lh′的要求, 如不满足, 可更换
型号尺寸, 重新计算, 直到满足寿命要求为止；
? 或利用式 (16-3) 求出在预期使用寿命 Lh′下, 轴承应具有的
基本额定动载荷 Cca,然后与预选轴承所具有的基本额动
载荷 C相比较, 看是否满足 C≥ Cca的要求, 如不满足, 可
更换型号尺寸, 重新计算, 直到满足要求为止 。
三, 当量动载荷的计算
? 如前所述, 基本额定动载荷分径向基本额定动载荷和轴向
基本额定动载荷 。
? 当作用在轴上的实际载荷是既有径向载荷又有轴向载荷时，
为能应用额定动载荷值进行轴承的寿命计算，就必须把实
际载荷转换为与确定基本额定动负荷时的载荷条件相一致
的当量动载荷，才能和基本额定动载荷进行比较。
? 当量动负荷 是一个 假想的载荷, 在它的作用下，滚动轴承
具有与实际载荷作用时相同的寿命 。当量动负荷的计算方
法如下：
P＝ XFr＋ YFa (16-4)
? 式中 Fr,Fa分别为轴承的径向载荷及轴向载荷 (N)； X,Y
分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数,分别表示径向
和轴向载荷对轴承寿命的影响,X,Y值 见表 16-12 。
? 对于向心轴承, 当 Fa/Fr>e时, 可由表 16-12查出 X和 Y的数
值；当 Fa/Fr<e时, 轴向力的影响可以忽略不计 (这时表中
Y=0,X=1)。 e值列于轴承标准中, 其值与轴承类型和 Fa/C0r
比值有关 (C0r是轴承的径向额定静载荷 )。
? 向心轴承只承受径向载荷时
P＝ Fr (16-5)
? 推力轴承 (α=90° )只能承受轴向载荷, 其
轴向当量动载荷为
P=Fa (16-6)
四, 角接触向心轴承轴向载荷的计算
?角接触轴承 (包括角接触球轴承和圆锥滚子轴承 )由于接触角
的存在, 在承受径向载荷 Fr作用时, 会派生出 内部轴向力 F′，
(图 16-7)。 各滚动体上所受轴向分力的和即为轴承的内部轴
向力 F′。 F′的近似值可按照表 16-13中的公式计算求得 。
?显然, 在内部轴向力 F′作用下, 轴承的内, 外圈将有脱开
的趋势, 如果不设法将其平衡掉, 轴承就无法正常工作 。
为此, 这类轴承通常都是成对使用的, 对称安装 。
?安装方式有两种：图 16-
8为 两外圈窄边相对 (正
装 ),图 16-9为 两外圈宽
边相对 (反装 )。
? 由于各滚动体与套圈间的作用力不在径向平面内, 所以
与其相平衡的 径向载荷 Fr的作用点也偏离轴承宽度中点,
而位于各滚动体载荷矢量与轴心线的交点 O1,O2, 该点
称为 压力中心点, 即支反力作用点, 它偏于轴承外圈窄
边一侧, 与外圈宽边间的距离 a1,a2,可在轴承手册中查
得 。
?有了压力中心的概念,
可把 内部轴内力 F′的
作用位置及方向记为,
自压力中心指向远离
轴承的一方 。
? 图中 FA为轴向外载荷 。 计算轴承的轴向载荷 Fa时还应将由径向
载荷 Fr产生的内部轴向力 F′考虑进去 。
? 若把轴和内圈视为一体, 并以它为脱离体考虑轴系的轴向平衡,
就可确定各轴承承受的轴向载荷 。 例如, 在 图 16-8中, 有两种
受力情况：
(1) 若 FA+F2′>F1′,由于轴承 1的右端已固定, 轴不能向右移动, 即
轴承 1被压紧, 由力的平衡条件得
轴承 1（ 紧压端 ） 承受的轴向载荷
轴承 2（ 放松端 ） 承受的轴向载荷
(2)若 FA+F2′<F1′,即 F1′-FA>F2′,则轴承 2被压紧, 由力的平
衡条件得
'
12
'
22
( 1 6 - 7 )aA
a
F F F
FF
??? ?
??
??
轴承 1（ 紧压端 ） 承受的轴向载荷,
轴承 2（ 放松端 ） 承受的轴向载荷,
?显然,放松端轴承的轴向载荷等于它本身的内部轴向力，
压紧端轴承的轴向载荷等于除本身内部轴向力外其余轴向
力的代数和 。当轴向外载荷 FA与图示方向相反时,FA应取
负值。
?为了对 图 16-9所示反装结构能同样使用式 (16-7)和 (16-8)来
计算轴承的轴向载荷，只需将图中左边轴承 (即轴向外载荷
FA与内部轴向力 F′的方向相反的轴承 )定为轴承 1，右边为
轴承 2。
'
11
'
22
( 16 - 8)a
aA
FF
F F F
?? ?
??? ?
?
? 现将角接触轴承轴向载荷的计算方法归纳如下：
① 比较内部向力和轴向外载荷, 判断其合力的指向, 确定
,压紧, 端和, 放松, 端轴承；
②, 压紧, 端轴承的轴向载荷等于 除了其本身内部轴向力
以外的其他所有轴向力的代数和 ；
③, 放松, 端轴承的轴向载荷就 等于其本身内部轴向力 。
五, 滚动轴承的静载荷计算
? 滚动轴承的静载荷是指轴承内外圈之间相对转速为零或
接近为零时作用在轴承上的载荷 。 为了限制滚动轴承在
过载或冲击载荷下产生的永久变形, 有时还需按静载荷
进行校核 。 其计算方法可参阅有关机械设计手册 。
? 例 16-2 某支承根据工作条件决定选用 6300系列的深沟球
轴承。轴承所受径向载荷 Fr=5500N，轴向载荷 Fa=2700N，
轴承转速 n=1250r/min，装轴承处的轴径可在 50~60mm范
围内选择。机械运转时有轻微冲击、工作温度为 100℃,
预期寿命 Lh=5000h，试确定该轴承型号。
解 ⑴初步计算当量动载荷
Fa/Fr=2700/5500=0.49
? 查表 16-12，深沟球轴承的最大 e 值为 0.44，故 Fa/Fr >e，由
此得 X=0.56,Y 值需在已知型号后，根据 12.3 Fa /C0r的值
查表 16-12才能得到，现暂选一近似中间值 Y =1.5。则
P＝ XFr＋ YFa=0.56× 5500+1.5× 2700=7130 N
⑵ 计算轴承应有的基本额定动载荷 Crca
? 查表 16-9和 16-10得 ft=1,fP=1.2，又 ε=3，则由式 (11-3)得
⑶ 初选轴承型号
?查轴承样本或本书附表 1,初步选择 Cr=61800 N的 6310轴
承，其基本额定静负荷 C0r=38000 N。
⑷验算并确定轴承型号
① 求 e 和 Y 值 12.3 Fa /C0r =12.3× 2700/38000=0.874，在表
16-12中，介于 0.689~1.03之间,e在 0.26~0.28之间，轴向
载荷系数 Y 应在 1.71~1.55之间，用线性插值法求 Y 值。
1 / 1 / 3
66
6 0 1, 2 7 1 3 0 6 0 1 2 5 0 5 0 0 0 6 1 6 9 9 N
1 0 1 1 0
P
r c a h
t
fP nCL
f
? ??? ? ? ?
? ? ?? ? ? ?? ? ? ?
② 计算当量动载荷
P＝ XFr＋ YFa=0.56× 5500+1.62× 2700=7454 N
③ 验算 6310轴承的寿命，由式 (11-3)得
?即低于预期寿命。故改选 6311轴承,Cr=71500 N, C0r
=44800N。
④验算 6311轴承的寿命
( 1,7 1 1,5 5 ) ( 1,0 3 0,8 7 4 )1,5 5 1,6 2
1,0 3 0,6 8 9Y
? ? ?? ? ?
?
3661 0 1 0 1 6 1 8 0 0
4 3 9 7 h 5 0 0 0 h6 0 6 0 1 2 5 0 1, 2 7 4 5 4th
P
fCL
n f P
??? ???
? ? ? ??? ????
????
? 求 e 和 Y 值 12.3 Fa /C0r =12.3× 2700/44800=0.741，在表 16-12中，
介于 0.689~1.03之间,e在 0.26~0.28之间，轴向载荷系数 Y 应在
1.71~1.55之间，用线性插值法求 Y 值。
?满足要求，故选择 6311轴承。
?计算当量动载荷
P＝ XFr＋ YFa=0.56× 5500+1.686× 2700=7632.2 N
?验算 6311轴承的寿命，由式 (11-3)得
( 1, 7 1 1, 5 5 ) ( 1, 0 3 0, 7 4 1 )1, 5 5 1, 6 8 6
1, 0 3 0, 6 8 9Y
? ? ?? ? ?
?
3661 0 1 0 1 7 1 5 0 0
6 3 4 4 h 5 0 0 0 h6 0 6 0 1 2 5 0 1, 2 7 6 3 2, 2th
P
fCL
n f P
??? ???
? ? ? ??? ???? ??
??
? 润滑的主要目的 是 减小摩擦与减轻磨损 。 滚动接触部位如能形成油膜,
还有吸收振动, 降低工作温度和噪声等作用 。
? 密封的目的 是 防止灰尘, 水分等进人轴承, 并阻止润滑剂的流失 。
一, 滚动轴承的润滑
? 一般情况下, 滚动轴承采用润滑脂润滑, 但在轴承附近已经具有润滑
油源时, 也可采用润滑油润滑 。 具体选择可按速度因数 dn值来定 。 dn
值间接地反映了轴颈的圆周速度, 当 dn<(1.5~2)× 105 mm·r/min时, 一
般滚动轴承可采用润滑脂润滑, 超过这一范围宜采用润滑油润滑 。
§ 16-4 滚动轴承的润滑和密封
? 脂润滑因润滑脂不易流失, 故便于密封和维护, 且一次充
填润滑脂可运转较长时间 。
? 油润滑的优点是比脂润滑摩擦阻力小, 并能散热, 主要用
于高速或工作温度较高的轴承 。
?如图 16-11所示, 润滑油的粘度可
按轴承的速度因数 dn和工作温度 t
来确定 。 油量不宜过多, 如果采
用浸油润滑, 则油面高度应不超
过最低滚动体的中心, 以免产生
过大的搅油损耗和热量 。 高速轴
承通常采用喷油或喷雾方法润滑 。
二, 滚动轴承的密封
? 滚动轴承密封方法的选择与润滑的种类, 工作环境, 温度, 密
封表面的圆周速度有关 。 密封方法可分两大类：接触式密封和
非接触式密封 。 它们的密封型式, 适用范围和性能, 可参阅表
16-14。
? 为保证轴承在机器中正常工作, 除合理选择轴承类型, 尺寸外,
还应正确进行轴承的组合设计, 处理好轴承与其周围零件之间
的关系 。 也就是要解决轴承的轴向位置固定, 轴承与其他零件
的配合, 间隙调整, 装拆和润滑密封等一系列问题 。
一, 轴承的固定
1,两端固定
? 如 图 16-12a所示, 使轴的两个支点中每一个支点都能限制轴的
单向移动, 两个支点合起来就限制了轴的双向移动, 这种固定
方式称为 两端固定 。
§ 16-5 滚动轴承的组合设计
?它适用于工作温度变化不大的短轴, 考虑到轴因受热
而伸长, 在轴承盖与外圈端面之间应留出热补偿间隙 c,
c=0.2~0.3mm(图 16-12b)。 另外还有两支点均采用 角接
触球轴承 及 圆锥滚子轴承 支承的双支点单向固定结构 。
2,一端固定, 一端游动
?这种固定方式是 在两个支点中使一个支点双向固定以承受
轴向力, 另一个支点则可作轴向游动 (图 16-13)。 可作轴向
游动的支点 称为 游动支点, 显然它不能承受轴向载荷 。
?当支承跨距较大 (l>350mm),工作温度较高 (△ t≥50℃ )时,
轴受热伸长量较大, 必须给轴系以热膨胀的余地, 以免轴
承被卡死, 同时又要保证轴系相对固定以实现其正确的工
作位置, 应采用一端双向固定, 另一支点游动的配置型式 。
? 固定端可采用单个深沟球轴承, 两个角接触球轴承或圆
锥滚子轴承组合及向心轴承与推力轴承组合等, 要求 轴
承的内, 外圈都要固定, 以便能承受双向轴向载荷, 保
证轴系固定 。
? 游动端既可采用深沟球轴承这样的内, 外圈不可分离的
轴承, 也可采用内, 外圈可分离的圆柱滚子轴承或滚针
轴承 。 当采用内, 外圈不可分离的轴承时, 只需固定轴
承内圈, 而让外圈可以在轴承座孔内自由游动 (图 16-13a) ；
当采用内, 外圈可分离的轴承时, 轴承的内, 外圈均需
固定, 此时靠滚子与套圈间的游动来保证轴的自由伸缩
(图 b) 。
? 如下是几种常见的一端固定, 一端游动的配置 。
?有时为了满足某种特殊需要还采用 两端游动 的配置
形式 。 如图 所示的人字齿轮传动, 大齿轮设计成两
端单向固定式结构, 由于人字齿轮本身的相互轴向
限位作用, 小人字齿轮轴系的轴向位置被限定了,
不必再另外考虑其轴向固定问题, 为了防止齿轮被
卡死或人字齿轮两侧受力不均, 此时可采用两端均
为圆柱滚子轴承的两端游动式配置 。
二, 轴承组合的调整
1,轴承间隙的调整
?轴承 间隙 的调整方法有：
1)靠加减轴承盖与机座间垫片厚度进行调整 （ 图 16-14a）
2)利用螺钉 1通过轴承外圈压盖 3移动外圈位置进行调整 （ 图
16-14b）, 调整之后, 用螺母 2锁紧防松 。
2,轴承的预紧
? 滚动轴承的旋转精度主要取决于轴承装置的刚性大小 。
为了提高轴承装置的刚性, 对于成对并列安装使用的角
接触球轴承和圆锥滚子轴承, 常采用预紧轴承 。
? 所谓预紧, 是指 在安装时用某种方法使轴承中产生并保
持一个相当大的轴向力, 以消除轴承的轴向 游隙, 并使
滚动体与内, 外圈接触处产生初始预变形 。
? 预紧的目的是：
① 提高支承刚性；
② 减少振动和噪音；
③ 提高旋转精度 。
? 预紧力可以利用金属垫片 （ 图 16-15a）, 磨窄套圈 （ 图
16-15b）, 用螺纹端盖推压轴承外圈 （ 用于圆锥滚子轴承 ）
或利用弹簧推压外圈 （ 如图 所示 ） 等方法获得 。
?由于预紧, 轴承的载荷增大,
预紧量过大, 轴承在工作时的
磨损和发热也大大增加, 使轴
承寿命相应降低, 因此轴承是
否采用预紧应按照需要决定 。
同时要严格控制预紧力, 必要
时应通过试验确定 。
3,轴承组合位置的调整
? 轴承组合位置调整的目的, 是使轴上的零件 （ 如齿轮,
带轮等 ） 具有准确的工作位置 。 如圆锥齿轮传动, 要求
两个节锥顶点相重合, 方能保证正确啮合, 又如蜗杆传
动, 则要求蜗轮中间平面通过蜗杆的轴线等 。 如图 所示
为圆锥齿轮轴承组合位置的调整, 套杯与机座间的垫片
用来调整圆锥齿轮轴的轴向位置, 而套杯与轴承盖之间
的垫片则用来调整轴承游隙 。
三, 滚动轴承的配合
? 滚动轴承是标准件, 因此, 轴承内孔与轴的配合为基孔
制, 轴承外圈与轴承座孔的配合为基轴制 。
? 国家标准规定, 轴承的内孔与外径均为上偏差为零, 下偏
差为负的公差带, 这与普通圆柱体公差的国家标准不同,
这一规定使轴承内孔与轴的配合比通常的基孔制同类配合
要紧得多 。 另外, 由于外径公差值较小, 因而外径与轴承
座孔的配合与通常的基轴制同类配合相比也较为紧密 。
? 轴承配合的选择, 应考虑轴承的类型和尺寸, 载荷的大小,
方向和性质, 工作温度, 旋转精度要求等因素 。
? 几条选择原则：
① 载荷方向不变时, 对于内圈回转而外圈固定不动的轴承,
轴承内孔与轴颈之间必须选过盈配合, 如 k6,m6,n6,
外径与轴承座孔之间可选间隙配合, 如 G7,H7,J7等 。
② 载荷与内圈同步旋转时, 轴承内孔与轴颈之间可选
间隙配合, 而外圈与座孔之间必须选过盈配合 。
③ 转速愈高, 载荷愈大, 冲击振动愈严重, 工作温度
愈高时, 应选愈紧一些的配合 。
④ 剖分式箱体, 轴承外圈与座孔间应选用较松的配合 。
⑤ 游动支承的轴承, 外圈与座孔应选用间隙配合 。
四, 轴承的装拆
?设计轴承组合时, 应考虑有利于轴承装拆, 以便在
装拆过程中不致损坏轴承和其他零件 。
?如图 16-17所示, 若轴肩高度大于轴承内圈外径时,
就难以放置拆卸工具的钩头 。 对外圈拆卸要求也是
如此, 应留出拆卸高度 h1,（ 图 16-18a,b） 或在壳
体上做出能放里拆卸螺钉的螺孔 （ 图 c） 。
滚动轴承内外圈之间存在着一定的间隙，该间隙称为 游隙 。 一个套圈固定
不动，另一个套圈在径向的最大可能移动量 称为 径向游隙 ur，同样也有 轴
向游隙 ua，如图所示。
返回目录
§ 16-1 滚动轴承的基本类型和特点
§ 16-2 滚动轴承的代号
§ 16-3 滚动轴承的选择计算
§ 16-4 滚动轴承的润滑和密封
§ 16-5 滚动轴承的组合设计
? 组成 内圈 1,外圈 2,滚动体 3和保
持架 4四个基本元件 组成 。
? 关系 轴承的 内圈 装在轴颈上, 外
圈 装在轴承座孔或其它零件的轴承
孔内 。
?轴承内, 外圈上都开有 凹槽滚道, 它 起着降低接触应力及
限制滚动体轴向移动的作用 。
?滚动体 是 滚动轴承的核心元件, 当内, 外圈相对转动时,
滚动体即在内, 外圈滚道间滚动, 它使相对运动表面间的
滑动摩擦变为滚动摩擦 。 滚动体的形状, 大小及数量直接
影响轴承的承载能力 。
? 保持架 的作用是 把滚动体均匀地相互隔开, 防止滚动体脱
落, 改善轴承内部载荷分配及引导滚动体运动 。 保持架有
冲压的和实体的 (图 16-1)两种 。 冲压保持架一般用低碳钢
板冲压后铆接或焊接而成, 它与滚动体间有较大间隙 。 实
体保持架常用铜合金, 铝合金或工程塑料经切削加工而成,
它具有良好的定心作用, 适用于高速轴承 。
? 滚动轴承的性能和可靠性在很大程度上取决于内, 外圈及
滚动体的材料, 它要求具有高的接触疲劳强度, 良好的耐
磨及耐腐蚀性 。 一般用含铬合金钢制造, 经热处理后硬度
可达 61~65HRC,工作表面须经磨削和抛光 。
? 滚动轴承已经标准化, 并由轴承厂大批生产 。 设计人员的
任务主要是熟悉标准, 正确选用 。
?与滑动轴承相比, 滚动轴承具有摩擦阻力小, 起动灵敏,
效率高, 润滑简便和易于互换等优点, 所以获得广泛应
用 。 它的 缺点是抗冲击能力较差, 高速时出现噪声, 工
作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承 。
? 滚动轴承通常按其承受载荷的方向 (或接触角 )和滚动体的形状
分类 。
? 滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的平面之间的
夹角 称为 公称接触角,简称 接触角 。 接触角是滚动轴承的一个
主要参数，轴承的受力分析和承载能力等都与接触角有关 。 接
触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大 。
§ 16-1 滚动轴承的基本类型和特点
?按照承受载荷的方向或公称接触角的不同，滚动轴承可分为：
1)向心轴承、主要用于承受径向载荷，其公称接触角 α 从 0°
到 45° ； 2)推力轴承，主要用于承受轴向载荷，其公称接触角
α 从大于 45° 到 90° (表 16-1)。
?按照滚动体形状, 可分为球轴承和滚子轴承 。 滚子
又分为圆柱滚子 (图 16-2a),圆锥滚子 (图 b),球面滚子
(图 c)和滚针 (图 a)等 。
?我国机械工业中常用
滚动轴承的类型和特
性, 见表 16-2。
1 3
? 由于结构的不同, 各类轴承的使用性能也不相同 。
1,承载能力
? 在同样外形尺寸下, 滚子轴承的承载能力约为球轴承的
1.5~3倍 。 所以, 在载荷较大或有冲击载荷时宜采用滚子轴
承 。 但当轴承内径 d≤20mm时, 滚子轴承和球轴承的承载能
力已相差不多, 而 球轴承的价格一般低于滚子轴承, 故可
优先选用球轴承 。
? 角接触轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷 。 角接触向
心轴承 (0° <α<45° )以承受径向载荷为主 ；角接触推力轴承
(45° <α<90° )以承受轴向载荷为主 。
? 轴向接触 (α=90° )推力轴承只能承受轴向载荷 。
?径向接触 (α=0° )向心轴承, 当以滚子为滚动体时, 只
能承受径向载荷；当以球为滚动体时, 因内外滚道为
较深的沟槽, 除主要承受径向载荷外, 也能承受一定
量的双向轴向载荷 。
?深沟球轴承结构简单, 价格便宜, 应用最广泛 。
2,极限转速
? 滚动轴承转速过高会使摩擦面间产生高温, 润滑失效, 从
而导致滚动体回火或胶合破坏 。
? 滚动轴承在一定载荷和润滑条件下, 允许的最高转速 称为
极限转速, 其具体数值见有关手册 。 各类轴承极限转速的
比较, 见 表 16-2。
? 如果轴承极限转速不能满足要求,
可采取提高轴承精度, 适当加大间
隙, 改善润滑和冷却条件, 选用青
铜保持架等措施 。
3,角偏差
?轴承由于安装误差或轴的变形等都会引起内外圈中心线发
生相对倾斜 。 其倾斜角 θ称为 角偏差, 见图 16-3。 角偏差较
大时会影响轴承正常运转, 故在这种场合应采用调心轴承 。
调心轴承 (图 16-3)的外圈滚道表面是球面, 能自动补偿两
滚道轴心线的角偏差, 从而保证轴承正常工作 。 滚针轴承
对轴线偏斜最为敏感, 应尽可能避免在轴线有偏斜的情况
下使用 。 各类轴承的允许角偏差见 表 16-2。
? 国家标准 GB/T292-93中规定，轴承的代号用字母加数字表示，
由 基本代号, 前置代号 和 后置代号 三部分构成，其排列顺序如
表 16-3。
§ 16-2 滚动轴承的代号
? 其中 基本代号 是轴承代号的基础和核心, 前置及后置代号
都是对基本代号的补充, 只有在对标准轴承的结构形状,
尺寸, 材料, 公差等级, 技术要求等有改变时才使用, 正
常情况的可部分或全部省略 。
(1)基本代号
? 基本代号包括 类型代号, 尺寸系列代号 和 内径代号 三部分,
通常 由 5位数 (字母 )组成, 分别表明轴承的内径, 外径, 宽
度和类型, 见 表 16-3。
① 类型代号 代表轴承的类型,用基本代号左起的第一位
数字或字母表示, 代号的意义 见 表 16-2第一栏。代号为
,0”(双列角接触球轴承 )则省略 。
② 尺寸系列代号 为了满足不同承载能力的需要, 把同一内
径的轴承, 做成不同的外径和宽度 。 这种 内径相同而外径
和宽度不同的变化系列 称为 尺寸系列 。 GB/T272-93规定轴
承的 尺寸系列代号由基本代号左起第二, 三位数字表示 。
? 基本代号左起的第二位数字代表轴承的宽 (高 )度系列, 它 表
示的是内径和外径相同的 (同类 )轴承, 在宽 (高 )度方面的变
化 。
? 基本代号左起第三位数字代表轴承的直径系列, 它表示的
是内径相同的同类轴承, 在外径和宽度方面的变化 。
? 图 16-4所示为内径相同, 而直径系列不同的四种轴承的对
比, 它们用于适应各种不同工况的要求 。
? 向心轴承和推力轴承的常用尺寸系列
代号如 表 16-4所列 。
③ 内径代号
? 表示轴承公称内径的大小, 用基本代
号左起的第四、五两位数字表示, 按
表 16-5的规定标注。
?对于内径小于 10mm和大于 500mm的轴承，内径表示方法另
有规定，可参阅 GB/T292-93。
(2) 前置代号
? 轴承的 前置代号 表示成套轴承的分部件, 用字母表示 。如：
L表示可分离轴承的可分离内圈或外圈； K表示轴承的滚动
体与保持架组件等。
(3) 后置代号
? 轴承的后置代号 表示轴承的内部结构, 密封, 材料, 公差,
游隙, 配置及其它特性要求, 用数字和字母表示 。 后置代
号共分 8组, 排列顺序见表 16-6。
① 内部结构代号
? 表示同一类型轴承不同的内部结构, 用字母表示, 紧跟
在基本代号的后面 。 内部结构代号如表 16-7所示 。
② 公差等级代号
?表示轴承的公差等级, 用字母和数字表示 。 公差等
级代号列于表 16-8。
③ 游隙代号
?表示轴承径向游隙值的大小, 用字母和数字表示 。
常用的轴承游隙由小至大分为 1组, 2组, 0组, 3组, 4组
和 5组, 其中 0组游隙是常用的基本组游隙, 在代号中可
省略不写, 其它的游隙组为辅助游隙组, 在代号中分别
用 /C1,/C2,/C3,/C4,/C5表示 。 公差等级代号与游隙
代号同时表示时, 可进行简化, 取公差等级代号加上游
隙组号组合表示, 如 /P63。
例 16-1 试 说 明 轴 承 代 号 61208, 7315AC/P5,
7206CJ/P63的含义 。
解,
① 61208—— 表示内径为 40mm,轻直径系列, 正常宽
度结构的深沟球轴承, 0级公差, 0组游隙；
② 7315AC/P5—— 表示内径为 75mm,中系列角接触球
轴承, 接触角为 250,5级公差, 0组游隙 。
③ 7206CJ/P63—— 表示内径 30mm 的轻窄系列角接触
球轴承, α=15°, 6级公差等级, 3组径向游隙, J则
表示酚醛胶布实体保持架 。
? 滚动轴承的选用, 首先是轴承类型的选择 。 正确地选择出合适
的轴承类型, 首先必须 熟悉各类轴承的特点, 然后 考虑机械设
备对轴承的要求, 包括工作载荷, 转速, 寿命, 旋转性能等方
面的要求, 选择轴承类型总的 原则 是,选择轴承性能特点与要
求相符合的类型 。
一, 失效形式
? 滚动轴承在通过轴心线的轴向载荷 (中心轴向载荷 )Fa作用下,
可认为各滚动体所承受的载荷是相等的 。 当轴承受纯径向载荷
Fr作用时 (图 16-5),情况就不同了 。
§ 16-3 滚动轴承的选择计算
? 假设在 Fr作用下, 内外圈不变形, 那么内圈沿 Fr方向下移
一距离 δ,上半圈滚动体不承载, 而下半圈各滚动体承受不
同的载荷 (由于各接触点上的弹性变形量不同 )。 处于 Fr作
用线最下位置的滚动体承载最大 (Fmax),而远离作用线的
各滚动体, 其承载就逐渐减小 。
? 对于 α=0° 的向心轴承, 可以导出
?式中 z为轴承的滚动体的总数 。
?滚动轴承的失效形式主要有：疲劳点
蚀, 永久变形, 磨损 等 。
m a x
5 rFF
z?
(1)疲劳点蚀
? 滚动轴承工作过程中, 滚动体相对内圈 (或外圈 )不断地转动, 因此 滚
动体与滚道接触表面受变应力 。 如图 所示, 此变应力可近似看作载荷
按脉动循环变化 。 由于脉动接触应力的反复作用, 首先在滚动体或滚
道的表面下一定深度处产生疲劳裂纹, 继而扩展到接触表面, 形成疲
劳点蚀, 致使轴承不能正常工作 。 通常, 疲劳点蚀是滚动轴承的主要
失效形式 。
(2)永久变形
? 轴承在很大的静载荷或冲击载荷作用下, 会使轴承滚道和滚动体接触
处产生永久变形 (滚道表面形成变形凹坑 ),从而使轴承在运转中产生
剧烈振动和噪声, 以致轴承不能正常工作 。
(3) 磨损
? 在滚动轴承内部, 滚动体与套圈之间, 以及保持架与滚
动体或套间之间均存在着滑动, 从而引起轴承磨损 。 在
多尘或密封不好及润滑不良条件下, 滚动轴承中易侵入
磨料性物质, 从而引起磨粒磨损, 高速时还会因磨损引
起表面发热, 产生粘着磨损, 胶合甚至使滚动体回火,
结果造成轴承元件工作表面的表层质量恶化, 旋转精度
下降, 振动和噪音增加 。
? 轴承的其他失效形式还有 腐蚀, 锈蚀 和由于安装, 使用,
维护不当造成 元件的破裂 等 。
二, 轴承寿命
? 轴承的一个套圈或滚动体的材料出
现第一个疲劳扩展迹象前, 一个套
圈相对于另一个套圈的总转数, 或
在某一转速下的工作小时数, 称为
轴承的寿命 。
?对一组同一型号的轴承, 由于材料, 热处理和工艺等很多
随机因素的影响, 即使在相同条件下运转, 寿命也不一样,
有的相差几十倍 。 因此对一个具体轴承, 很难预知其确切
的寿命 。 但大量的轴承寿命试验表明, 轴承的可靠性与寿
命之间有如图 16-6所示的关系 。 可靠性常用可靠度 R度量 。
? 一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分率, 称为 轴承
寿命的可靠度 。
? 滚动轴承的寿命长短与要求的可靠度高低有关, 要求的可
靠度愈高, 轴承的寿命愈短 。 如图 所示, 当寿命 L 为
1× 106r(转 )时, 可靠度 R为 90％ ； L为 5× 106r时, 可靠度 R
为 50％ 。
? 一组同一型号轴承在同一条件下运转, 其可靠度为 90％ 时,
能达到或超过的寿命 称为 基本额定寿命, 记作 L(单位为百
万转, 即 106 r)或 Lh[单位为 h(小时 )]。 换言之, 即 90％ 的轴
承在发生疲劳点蚀前能达到或超过的寿命, 称为 基本额定
寿命 。 对单个轴承来讲, 能够达到或超过此寿命的概率为
90％ 。
? 轴承的寿命长短与其所受载荷大小有关 。 载荷愈大, 引
起的接触应力愈大, 轴承发生点蚀破坏前所能经历的应
力变化次数也就愈少, 亦即轴承的寿命愈短 。
? 当一套轴承进入运转并且基本额定寿命为一百万转时,
轴承所能承受的载荷, 称之为 基本额定动载荷, 用 C表示 。
在基本额定动载荷作用下, 轴承可以运转 106转而不发生
点蚀破坏的可靠度为 90％ 。
? 对于 向心轴承, 基本额定动载荷是在 纯径向载荷 下进行
寿命试验的, 所以称其为 径向基本额定动载荷, 记作 Cr；
? 对于 推力轴承, 基本额定动载荷是在 纯中心轴向载荷 下
进行试验的, 故称之为 轴向基本额定动载荷, 记作 Ca；
? 对于 角接触轴承, 基本额定动载荷指的是 使轴承套圈间产
生相对径向位移时载荷的径向分量 。
? 基本额定动载荷的大小表征了轴承承载能力的高低, 基本
额定动载荷大, 意味着轴承抗点蚀破坏的能力较强 。
? 大量试验表明, 滚动轴承的基本额定寿命 L (106r)与基本额
定动载荷 C (N),当量动载荷 P(N)间的关系为
?式中,ε为寿命指数, 对于球轴承 ε=3,对于滚子轴承 ε=10/3。
C为基本额定动载荷, 对向心轴承为 Cr,对推力轴承为 Ca。
? ?6,........................,1 6 110LrCP
?
??????
??
? 当量动载荷 P是 一假想载荷, 在这一假想的当量动载荷 P作
用下, 轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相等 。
? 也可以说 当量动载荷 P是 一个与实际载荷对轴承的疲劳影
响等效的假想载荷 。
? 实际计算时, 用小时表示轴承寿命比较方便, 若轴承的工
作转速为 n r/min,用小时数表示的轴承寿命为
?说明,轴承样本中列出的基本额定动载荷数值是对一般
轴承而言的, 其工作温度一般不应超过 120℃ 。 当工作温
度超过 120℃ 时, 基本额定动载荷 C有所降低, 故引进温
度系数 ft(ft≤l),对 C值予以修正 。 ft可查表 16-9。
610
.........................( 1 6 2 )60h CLhnP
???
??????
? 考虑到 工作中的冲击和振动会使轴承寿命降低, 为此又引
进载荷系数 fP 。 fP值可查表 16-10。
? 作了上述修正后, 寿命计算式可写为
6
1/
6
10
h
60
........................................,......( 1 6 3 )
60
N
10
t
h
P
P
h
t
fC
L
n f P
fP n
CL
f
?
?
???
?? ??
???
??
???
? ?? ?
?? ?
?以上两式是设计计算时常用的轴承寿命计算式, 由此
可确定轴承的寿命或型号 。
?各类机器中轴承预期寿命 Lh的参考值列于表 16-11中 。
?轴承的型号尺寸选择步骤
① 已知轴承内径尺寸, 结合选定的轴承类型, 从轴承样
本中预选某一型号的轴承, 查出其所具有的基本额定
动载荷 C；
② 利用式 (16-3),算出预选轴承的寿命 Lh,并与预期使用寿
命 Lh′比较, 看是否满足 Lh≥Lh′的要求, 如不满足, 可更换
型号尺寸, 重新计算, 直到满足寿命要求为止；
? 或利用式 (16-3) 求出在预期使用寿命 Lh′下, 轴承应具有的
基本额定动载荷 Cca,然后与预选轴承所具有的基本额动
载荷 C相比较, 看是否满足 C≥ Cca的要求, 如不满足, 可
更换型号尺寸, 重新计算, 直到满足要求为止 。
三, 当量动载荷的计算
? 如前所述, 基本额定动载荷分径向基本额定动载荷和轴向
基本额定动载荷 。
? 当作用在轴上的实际载荷是既有径向载荷又有轴向载荷时，
为能应用额定动载荷值进行轴承的寿命计算，就必须把实
际载荷转换为与确定基本额定动负荷时的载荷条件相一致
的当量动载荷，才能和基本额定动载荷进行比较。
? 当量动负荷 是一个 假想的载荷, 在它的作用下，滚动轴承
具有与实际载荷作用时相同的寿命 。当量动负荷的计算方
法如下：
P＝ XFr＋ YFa (16-4)
? 式中 Fr,Fa分别为轴承的径向载荷及轴向载荷 (N)； X,Y
分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数,分别表示径向
和轴向载荷对轴承寿命的影响,X,Y值 见表 16-12 。
? 对于向心轴承, 当 Fa/Fr>e时, 可由表 16-12查出 X和 Y的数
值；当 Fa/Fr<e时, 轴向力的影响可以忽略不计 (这时表中
Y=0,X=1)。 e值列于轴承标准中, 其值与轴承类型和 Fa/C0r
比值有关 (C0r是轴承的径向额定静载荷 )。
? 向心轴承只承受径向载荷时
P＝ Fr (16-5)
? 推力轴承 (α=90° )只能承受轴向载荷, 其
轴向当量动载荷为
P=Fa (16-6)
四, 角接触向心轴承轴向载荷的计算
?角接触轴承 (包括角接触球轴承和圆锥滚子轴承 )由于接触角
的存在, 在承受径向载荷 Fr作用时, 会派生出 内部轴向力 F′，
(图 16-7)。 各滚动体上所受轴向分力的和即为轴承的内部轴
向力 F′。 F′的近似值可按照表 16-13中的公式计算求得 。
?显然, 在内部轴向力 F′作用下, 轴承的内, 外圈将有脱开
的趋势, 如果不设法将其平衡掉, 轴承就无法正常工作 。
为此, 这类轴承通常都是成对使用的, 对称安装 。
?安装方式有两种：图 16-
8为 两外圈窄边相对 (正
装 ),图 16-9为 两外圈宽
边相对 (反装 )。
? 由于各滚动体与套圈间的作用力不在径向平面内, 所以
与其相平衡的 径向载荷 Fr的作用点也偏离轴承宽度中点,
而位于各滚动体载荷矢量与轴心线的交点 O1,O2, 该点
称为 压力中心点, 即支反力作用点, 它偏于轴承外圈窄
边一侧, 与外圈宽边间的距离 a1,a2,可在轴承手册中查
得 。
?有了压力中心的概念,
可把 内部轴内力 F′的
作用位置及方向记为,
自压力中心指向远离
轴承的一方 。
? 图中 FA为轴向外载荷 。 计算轴承的轴向载荷 Fa时还应将由径向
载荷 Fr产生的内部轴向力 F′考虑进去 。
? 若把轴和内圈视为一体, 并以它为脱离体考虑轴系的轴向平衡,
就可确定各轴承承受的轴向载荷 。 例如, 在 图 16-8中, 有两种
受力情况：
(1) 若 FA+F2′>F1′,由于轴承 1的右端已固定, 轴不能向右移动, 即
轴承 1被压紧, 由力的平衡条件得
轴承 1（ 紧压端 ） 承受的轴向载荷
轴承 2（ 放松端 ） 承受的轴向载荷
(2)若 FA+F2′<F1′,即 F1′-FA>F2′,则轴承 2被压紧, 由力的平
衡条件得
'
12
'
22
( 1 6 - 7 )aA
a
F F F
FF
??? ?
??
??
轴承 1（ 紧压端 ） 承受的轴向载荷,
轴承 2（ 放松端 ） 承受的轴向载荷,
?显然,放松端轴承的轴向载荷等于它本身的内部轴向力，
压紧端轴承的轴向载荷等于除本身内部轴向力外其余轴向
力的代数和 。当轴向外载荷 FA与图示方向相反时,FA应取
负值。
?为了对 图 16-9所示反装结构能同样使用式 (16-7)和 (16-8)来
计算轴承的轴向载荷，只需将图中左边轴承 (即轴向外载荷
FA与内部轴向力 F′的方向相反的轴承 )定为轴承 1，右边为
轴承 2。
'
11
'
22
( 16 - 8)a
aA
FF
F F F
?? ?
??? ?
?
? 现将角接触轴承轴向载荷的计算方法归纳如下：
① 比较内部向力和轴向外载荷, 判断其合力的指向, 确定
,压紧, 端和, 放松, 端轴承；
②, 压紧, 端轴承的轴向载荷等于 除了其本身内部轴向力
以外的其他所有轴向力的代数和 ；
③, 放松, 端轴承的轴向载荷就 等于其本身内部轴向力 。
五, 滚动轴承的静载荷计算
? 滚动轴承的静载荷是指轴承内外圈之间相对转速为零或
接近为零时作用在轴承上的载荷 。 为了限制滚动轴承在
过载或冲击载荷下产生的永久变形, 有时还需按静载荷
进行校核 。 其计算方法可参阅有关机械设计手册 。
? 例 16-2 某支承根据工作条件决定选用 6300系列的深沟球
轴承。轴承所受径向载荷 Fr=5500N，轴向载荷 Fa=2700N，
轴承转速 n=1250r/min，装轴承处的轴径可在 50~60mm范
围内选择。机械运转时有轻微冲击、工作温度为 100℃,
预期寿命 Lh=5000h，试确定该轴承型号。
解 ⑴初步计算当量动载荷
Fa/Fr=2700/5500=0.49
? 查表 16-12，深沟球轴承的最大 e 值为 0.44，故 Fa/Fr >e，由
此得 X=0.56,Y 值需在已知型号后，根据 12.3 Fa /C0r的值
查表 16-12才能得到，现暂选一近似中间值 Y =1.5。则
P＝ XFr＋ YFa=0.56× 5500+1.5× 2700=7130 N
⑵ 计算轴承应有的基本额定动载荷 Crca
? 查表 16-9和 16-10得 ft=1,fP=1.2，又 ε=3，则由式 (11-3)得
⑶ 初选轴承型号
?查轴承样本或本书附表 1,初步选择 Cr=61800 N的 6310轴
承，其基本额定静负荷 C0r=38000 N。
⑷验算并确定轴承型号
① 求 e 和 Y 值 12.3 Fa /C0r =12.3× 2700/38000=0.874，在表
16-12中，介于 0.689~1.03之间,e在 0.26~0.28之间，轴向
载荷系数 Y 应在 1.71~1.55之间，用线性插值法求 Y 值。
1 / 1 / 3
66
6 0 1, 2 7 1 3 0 6 0 1 2 5 0 5 0 0 0 6 1 6 9 9 N
1 0 1 1 0
P
r c a h
t
fP nCL
f
? ??? ? ? ?
? ? ?? ? ? ?? ? ? ?
② 计算当量动载荷
P＝ XFr＋ YFa=0.56× 5500+1.62× 2700=7454 N
③ 验算 6310轴承的寿命，由式 (11-3)得
?即低于预期寿命。故改选 6311轴承,Cr=71500 N, C0r
=44800N。
④验算 6311轴承的寿命
( 1,7 1 1,5 5 ) ( 1,0 3 0,8 7 4 )1,5 5 1,6 2
1,0 3 0,6 8 9Y
? ? ?? ? ?
?
3661 0 1 0 1 6 1 8 0 0
4 3 9 7 h 5 0 0 0 h6 0 6 0 1 2 5 0 1, 2 7 4 5 4th
P
fCL
n f P
??? ???
? ? ? ??? ????
????
? 求 e 和 Y 值 12.3 Fa /C0r =12.3× 2700/44800=0.741，在表 16-12中，
介于 0.689~1.03之间,e在 0.26~0.28之间，轴向载荷系数 Y 应在
1.71~1.55之间，用线性插值法求 Y 值。
?满足要求，故选择 6311轴承。
?计算当量动载荷
P＝ XFr＋ YFa=0.56× 5500+1.686× 2700=7632.2 N
?验算 6311轴承的寿命，由式 (11-3)得
( 1, 7 1 1, 5 5 ) ( 1, 0 3 0, 7 4 1 )1, 5 5 1, 6 8 6
1, 0 3 0, 6 8 9Y
? ? ?? ? ?
?
3661 0 1 0 1 7 1 5 0 0
6 3 4 4 h 5 0 0 0 h6 0 6 0 1 2 5 0 1, 2 7 6 3 2, 2th
P
fCL
n f P
??? ???
? ? ? ??? ???? ??
??
? 润滑的主要目的 是 减小摩擦与减轻磨损 。 滚动接触部位如能形成油膜,
还有吸收振动, 降低工作温度和噪声等作用 。
? 密封的目的 是 防止灰尘, 水分等进人轴承, 并阻止润滑剂的流失 。
一, 滚动轴承的润滑
? 一般情况下, 滚动轴承采用润滑脂润滑, 但在轴承附近已经具有润滑
油源时, 也可采用润滑油润滑 。 具体选择可按速度因数 dn值来定 。 dn
值间接地反映了轴颈的圆周速度, 当 dn<(1.5~2)× 105 mm·r/min时, 一
般滚动轴承可采用润滑脂润滑, 超过这一范围宜采用润滑油润滑 。
§ 16-4 滚动轴承的润滑和密封
? 脂润滑因润滑脂不易流失, 故便于密封和维护, 且一次充
填润滑脂可运转较长时间 。
? 油润滑的优点是比脂润滑摩擦阻力小, 并能散热, 主要用
于高速或工作温度较高的轴承 。
?如图 16-11所示, 润滑油的粘度可
按轴承的速度因数 dn和工作温度 t
来确定 。 油量不宜过多, 如果采
用浸油润滑, 则油面高度应不超
过最低滚动体的中心, 以免产生
过大的搅油损耗和热量 。 高速轴
承通常采用喷油或喷雾方法润滑 。
二, 滚动轴承的密封
? 滚动轴承密封方法的选择与润滑的种类, 工作环境, 温度, 密
封表面的圆周速度有关 。 密封方法可分两大类：接触式密封和
非接触式密封 。 它们的密封型式, 适用范围和性能, 可参阅表
16-14。
? 为保证轴承在机器中正常工作, 除合理选择轴承类型, 尺寸外,
还应正确进行轴承的组合设计, 处理好轴承与其周围零件之间
的关系 。 也就是要解决轴承的轴向位置固定, 轴承与其他零件
的配合, 间隙调整, 装拆和润滑密封等一系列问题 。
一, 轴承的固定
1,两端固定
? 如 图 16-12a所示, 使轴的两个支点中每一个支点都能限制轴的
单向移动, 两个支点合起来就限制了轴的双向移动, 这种固定
方式称为 两端固定 。
§ 16-5 滚动轴承的组合设计
?它适用于工作温度变化不大的短轴, 考虑到轴因受热
而伸长, 在轴承盖与外圈端面之间应留出热补偿间隙 c,
c=0.2~0.3mm(图 16-12b)。 另外还有两支点均采用 角接
触球轴承 及 圆锥滚子轴承 支承的双支点单向固定结构 。
2,一端固定, 一端游动
?这种固定方式是 在两个支点中使一个支点双向固定以承受
轴向力, 另一个支点则可作轴向游动 (图 16-13)。 可作轴向
游动的支点 称为 游动支点, 显然它不能承受轴向载荷 。
?当支承跨距较大 (l>350mm),工作温度较高 (△ t≥50℃ )时,
轴受热伸长量较大, 必须给轴系以热膨胀的余地, 以免轴
承被卡死, 同时又要保证轴系相对固定以实现其正确的工
作位置, 应采用一端双向固定, 另一支点游动的配置型式 。
? 固定端可采用单个深沟球轴承, 两个角接触球轴承或圆
锥滚子轴承组合及向心轴承与推力轴承组合等, 要求 轴
承的内, 外圈都要固定, 以便能承受双向轴向载荷, 保
证轴系固定 。
? 游动端既可采用深沟球轴承这样的内, 外圈不可分离的
轴承, 也可采用内, 外圈可分离的圆柱滚子轴承或滚针
轴承 。 当采用内, 外圈不可分离的轴承时, 只需固定轴
承内圈, 而让外圈可以在轴承座孔内自由游动 (图 16-13a) ；
当采用内, 外圈可分离的轴承时, 轴承的内, 外圈均需
固定, 此时靠滚子与套圈间的游动来保证轴的自由伸缩
(图 b) 。
? 如下是几种常见的一端固定, 一端游动的配置 。
?有时为了满足某种特殊需要还采用 两端游动 的配置
形式 。 如图 所示的人字齿轮传动, 大齿轮设计成两
端单向固定式结构, 由于人字齿轮本身的相互轴向
限位作用, 小人字齿轮轴系的轴向位置被限定了,
不必再另外考虑其轴向固定问题, 为了防止齿轮被
卡死或人字齿轮两侧受力不均, 此时可采用两端均
为圆柱滚子轴承的两端游动式配置 。
二, 轴承组合的调整
1,轴承间隙的调整
?轴承 间隙 的调整方法有：
1)靠加减轴承盖与机座间垫片厚度进行调整 （ 图 16-14a）
2)利用螺钉 1通过轴承外圈压盖 3移动外圈位置进行调整 （ 图
16-14b）, 调整之后, 用螺母 2锁紧防松 。
2,轴承的预紧
? 滚动轴承的旋转精度主要取决于轴承装置的刚性大小 。
为了提高轴承装置的刚性, 对于成对并列安装使用的角
接触球轴承和圆锥滚子轴承, 常采用预紧轴承 。
? 所谓预紧, 是指 在安装时用某种方法使轴承中产生并保
持一个相当大的轴向力, 以消除轴承的轴向 游隙, 并使
滚动体与内, 外圈接触处产生初始预变形 。
? 预紧的目的是：
① 提高支承刚性；
② 减少振动和噪音；
③ 提高旋转精度 。
? 预紧力可以利用金属垫片 （ 图 16-15a）, 磨窄套圈 （ 图
16-15b）, 用螺纹端盖推压轴承外圈 （ 用于圆锥滚子轴承 ）
或利用弹簧推压外圈 （ 如图 所示 ） 等方法获得 。
?由于预紧, 轴承的载荷增大,
预紧量过大, 轴承在工作时的
磨损和发热也大大增加, 使轴
承寿命相应降低, 因此轴承是
否采用预紧应按照需要决定 。
同时要严格控制预紧力, 必要
时应通过试验确定 。
3,轴承组合位置的调整
? 轴承组合位置调整的目的, 是使轴上的零件 （ 如齿轮,
带轮等 ） 具有准确的工作位置 。 如圆锥齿轮传动, 要求
两个节锥顶点相重合, 方能保证正确啮合, 又如蜗杆传
动, 则要求蜗轮中间平面通过蜗杆的轴线等 。 如图 所示
为圆锥齿轮轴承组合位置的调整, 套杯与机座间的垫片
用来调整圆锥齿轮轴的轴向位置, 而套杯与轴承盖之间
的垫片则用来调整轴承游隙 。
三, 滚动轴承的配合
? 滚动轴承是标准件, 因此, 轴承内孔与轴的配合为基孔
制, 轴承外圈与轴承座孔的配合为基轴制 。
? 国家标准规定, 轴承的内孔与外径均为上偏差为零, 下偏
差为负的公差带, 这与普通圆柱体公差的国家标准不同,
这一规定使轴承内孔与轴的配合比通常的基孔制同类配合
要紧得多 。 另外, 由于外径公差值较小, 因而外径与轴承
座孔的配合与通常的基轴制同类配合相比也较为紧密 。
? 轴承配合的选择, 应考虑轴承的类型和尺寸, 载荷的大小,
方向和性质, 工作温度, 旋转精度要求等因素 。
? 几条选择原则：
① 载荷方向不变时, 对于内圈回转而外圈固定不动的轴承,
轴承内孔与轴颈之间必须选过盈配合, 如 k6,m6,n6,
外径与轴承座孔之间可选间隙配合, 如 G7,H7,J7等 。
② 载荷与内圈同步旋转时, 轴承内孔与轴颈之间可选
间隙配合, 而外圈与座孔之间必须选过盈配合 。
③ 转速愈高, 载荷愈大, 冲击振动愈严重, 工作温度
愈高时, 应选愈紧一些的配合 。
④ 剖分式箱体, 轴承外圈与座孔间应选用较松的配合 。
⑤ 游动支承的轴承, 外圈与座孔应选用间隙配合 。
四, 轴承的装拆
?设计轴承组合时, 应考虑有利于轴承装拆, 以便在
装拆过程中不致损坏轴承和其他零件 。
?如图 16-17所示, 若轴肩高度大于轴承内圈外径时,
就难以放置拆卸工具的钩头 。 对外圈拆卸要求也是
如此, 应留出拆卸高度 h1,（ 图 16-18a,b） 或在壳
体上做出能放里拆卸螺钉的螺孔 （ 图 c） 。
滚动轴承内外圈之间存在着一定的间隙，该间隙称为 游隙 。 一个套圈固定
不动，另一个套圈在径向的最大可能移动量 称为 径向游隙 ur，同样也有 轴
向游隙 ua，如图所示。
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