十六 轴 承
1．教学目标
1．会选用滑动轴承的结构和材料；
2．掌握非液体摩擦滑动轴承的设计计算；
3．了解滚动轴承的分类，结构、类型、代号；
4．掌握滚动轴承选择的方法，能进行寿命计算等；
5．重点掌握滚动轴承的装置设计方法；
2．教学重点和难点
【重点】 非液体摩擦滑动轴承的设计计算；轴承寿命计算；轴承组合设计。
【难点】 形成液体摩擦的条件；角接触轴承轴向载荷的计算；轴承组合设计。
3．讲授方法：多媒体和演示柜教学
正 文
轴承是支撑轴的部件，按其工作时的摩擦性质可以分为滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）和滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）两大类。虽然滚动轴承有一系列优点，在一般机械中获得广泛的应用，但是在高速、高精度、重载、结构上要求剖分等场合下，滑动轴承则获得广泛使用。所以，本章主要讨论滑动轴承。
滚动轴承是机器上一种重要的通用部件。它依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件，具有摩擦阻力小、容易起动、效率高、轴向尺寸小等优点，而且由于大量标准化生产，具有制造成本低的优点。因而在各种机械中得到了广泛的使用。
滚动轴承已经标准化，由专门的工厂大量生产。在机械设计中，我们的主要工作就是根据具体的工作条件正确的选用轴承的类型和尺寸，并进行轴承安装、调整、润滑、密封等轴承组合的结构设计。
§13.1滑动轴承的特点、类型及应用
滑动轴承的运动形式是以轴颈与轴瓦相对滑动为主要特征，也即摩擦性质为滑动摩擦。实践表明，由于滑动轴承的润滑条件不同，会出现不同的摩擦状态。轴承工作面的摩擦状态分为干摩擦状态、边界摩擦状态、混合摩擦状态和流体摩擦状态四类，如图所示。
两摩擦表面直接接触，相对滑动，又不加入任何润滑剂，称为干摩擦；两摩擦表面被流体（液体或气体）层完全隔开，摩擦性质仅取决于流体内部分子之间粘性阻力称为流体摩擦；两摩擦表面被吸附在表面的边界膜隔开，摩擦性质取决于边界膜和表面吸附性质的称为边界摩擦状态；实际上，干摩擦状态和边界摩擦状态很难精确区分，所以这两种摩擦状态也常常归并为边界摩擦状态。在实际应用中，轴承工作表面有时是边界摩擦和流体摩擦并存的混合状态，称为混合摩擦。边界摩擦和混合摩擦又长称为非液体摩擦。
所以，滑动轴承按其摩擦性质可以分为液体滑动摩擦轴承和非液体滑动摩擦轴承两类。
1）液体滑动摩擦轴承：由于在液体滑动轴承中，轴颈和轴承的工作表面被一层润滑油膜隔开，两零件之间没有直接接触，轴承的阻力只是润滑油分子之间的摩擦，所以摩擦系数很小，一般仅为0.001～0.008。这种轴承的寿命长、效率高，但是制造精度要求也高，并需要在一定的条件下才能实现液体摩擦。
2）非液体滑动摩擦轴承：非液体滑动摩擦轴承的轴颈与轴承工作表面之间虽有润滑油的存在，但在表面局部凸起部分仍发生金属的直接接触。因此摩擦系数较大，一般为0.1～0.3，容易磨损，但结构简单，对制造精度和工作条件的要求不高，故此在机械中得到广泛使用。
干摩擦的摩擦系数大，磨损严重，轴承工作寿命短。所以在滑动轴承中应力求避免。
所以，高速长期运行的轴承要求工作在液体摩擦状态下，一般工作条件下轴承则维持在边界摩擦或混合摩擦状态下工作。因此本章主要讨论非液体滑动摩擦轴承。
按照轴承承受的载荷分类可以分为：1）径向滑动轴承，主要承受径向载荷FR；2)止推滑动轴承，主要承受轴向载荷FA（如图所示）。
在机械中，虽然广泛采用滚动轴承，但在许多情况下又必须采用滑动轴承。这是因为滑动轴承有其独特的优点是滚动轴承不能代替的。滑动轴承的主要优点是：1）结构简单，制造、加工、拆装方便；2）具有良好的耐冲击性和良好的吸振性能，运转平稳，旋转精度高；3）寿命长。但是也有其缺点，主要有：1）维护复杂，对润滑条件较高；2）边界润滑轴承，摩擦损耗较大。因而在大型汽轮机、发电机、压缩机、轧钢机及高速磨床上多采用滑动轴承。此外，在低速而带有冲击载荷的机器中，如水泥搅拌器、滚筒清砂机、破碎机等冲压机械、农业机械中也多采用滑动轴承。
§13.2 滑动轴承的结构
1、径向滑动轴承
常用的径向滑动轴承，我国已经制定了标准，通常情况下可以根据工作条件进行选用。径向滑动轴承可以分为整体式和剖分式（对开式）两大类。
（1）整体式径向滑动轴承
整体式滑动轴承（JB/T2560-91），如图所示为整体式滑动轴承。
它由轴承座和轴承套组成。轴承套压装在轴承座孔中，一般配合为H8/s7。轴承座用螺栓与机座联接，顶部设有安装注油油杯的螺纹孔。轴套上开有油孔，并在其内表面开油沟以输送润滑油。这种轴承结构简单、制造成本低，但当滑动表面磨损后无法修整，而且装拆轴的时候只能作轴向移动，有时很不方便，有些粗重的轴和中间具有轴颈的轴（如内燃机的曲轴）就不便或无法安装。所以，整体式滑动轴承多用于低速、轻载和间歇工作的场合，例如手动机械、农业机械中，等。
这类轴承座的标记为：HZ×××轴承座JB/T2560，其中H表示滑动轴承座，Z表示整体式，×××表示轴承内径（单位mm）。标准规格为：HZ020~140 。
（2）剖分式滑动轴承
剖分式滑动轴承是由轴承盖、轴承座、剖分轴瓦和螺栓组成。
对开式二（四）螺栓正滑动轴承（JB/T2561-91或JB/T2562-91），如图所示。
轴承座水平剖分为轴承座和轴承盖两部分，并用二（或四）个螺栓联接。为了防止轴承盖和轴承座横向错动和便于装配时对中，轴承盖和轴承座的剖分面做成阶梯状。对开式滑动轴承在装拆轴时，轴颈不需要轴向移动，装拆方便。另外，适当增减轴瓦剖分面间的调整垫片，可以调节轴颈与轴承之间的间隙。这种轴承所受的径向载荷方向一般不超过剖分面垂线左右35o的范围，否则应该使用斜剖分面轴承。为使润滑油能均匀地分布在整个工作表面上，一般在不承受载荷的轴瓦表面开出油沟和油孔。
这类轴承轴瓦与座孔之间的配合为H8/m7。轴承座标记为：H2×××轴承座JB2561-91(或H4×××)，其中H表示滑动轴承座，2（4）表示螺栓数， ×××表示轴承内径（单位mm）。标准规格为H2030～H2160（H4050～H4220）。
对开式四螺栓斜滑动轴承（JB/T2563-91），如图所示为对开式斜滑动轴承。轴承剖分面与水平面成45o角，轴承载荷的方向应位于垂直剖分面的轴承中心线左右35o的范围内，其特点与对开式正滑动轴承相同。
轴承座的标记为：HX×××轴承座JB/T2563-91，其中H表示滑动轴承座，X表示斜座，×××表示轴承内径（单位mm）。标准规格为HX050～HX220。
当轴颈较长（宽径比大于1.5～1.75），轴的刚度较小，或由于两轴承不是安装在同一刚性机架上，同心度较难保证时，都会造成轴瓦端部的局部接触（如图所示），使轴瓦局部严重磨损，为此可采用能相对轴承自行调节轴线位置的滑动轴承，称为回滑动轴承，如图所示。
这种滑动轴承的结构特点是轴瓦的外表面做成凸形球面，与轴承盖及轴承座上的凹形球面箱配合，当轴变形时，轴瓦可随轴线自动调节位置，从而保证轴颈和轴瓦为球面接触。
（3）轴承与轴瓦结构
整体式轴承中与轴颈配合的零件称为轴套，结构如图所示，分为不带挡边和带挡边的两种结构，其基本尺寸、公差参见GB2509-81或GB2510-81。
对开式轴承的轴瓦由上下两半组成，如图所示。为使轴瓦既有一定的强度，又有良好的减磨性，常在轴瓦内表面浇铸一层减磨性好的材料（如轴承合金），称为轴承衬。轴承衬应可靠的贴合在轴瓦表面上，为此可以采用如图所示的结合形式（图中涂黑层表示轴承衬）
为了将润滑油引入轴承，并布满于工作表面，常在其上开有供油孔和油沟；供油孔和油沟应开在轴瓦的非承载区，否则会降低油膜的承载能力，如图13-10所示。轴向油沟也不应在轴瓦全长上开通，以免润滑油自油沟端部大量泄漏。常见的油沟形式如图13-11所示。
对于一些重型机器的轴承轴瓦，其上常开设油室。它既可以使润滑空间增大，并有贮油和保证润滑油稳定应的作用，如图所示。
2、推力滑动轴承
推力滑动轴承用于承受轴向载荷。如图13－13所示为一简单的推力轴承结构，它由轴承座、套筒、径向轴瓦、止推轴瓦所组成。
为了便于对中，止推轴瓦底部制成球面形式，并用销钉来防止它随轴颈转动，润滑油从底部进入，上部流出。
其最简结构如图14－11所示。
由于工作面上相对滑动速度不等，越靠近边缘处相对滑动速度越大，磨损越严重，会造成工作面上压强分布不均匀，相对滑动端面通常采用环状端面。当载荷较大时，可采用多环轴颈，如图14－11b所示，这种结构能够承受双向轴向载荷。
对于14－11所示的结构多用于低速轻载的场合。
§13.3 滑动轴承的失效形式及材料
一、滑动轴承的失效形式
滑动轴承的失效形式通常由多种原因引起，失效的形式有很多种，有时几种失效形式并存，相互影响。
（1）磨粒磨损
进入轴承间隙的硬颗粒物（如灰尘、砂砾等）有的嵌入轴承表面，有的游离于间隙中并随轴一起转动，它们都将对轴颈和轴承表面起研磨作用。在机器起动、停车或轴颈与轴承发生边缘接触时，他们都将加剧轴承磨损，导致几何行状改变、精度丧失，轴承间隙加大，使轴承性能在预期寿命前急剧恶化。
（2）刮伤
进入轴承间隙的硬颗粒或轴颈表面粗糙的轮廓峰顶，在轴承伤划出线状伤痕，导致轴承因刮伤而失效。
（3）胶合（也称为烧瓦）
当轴承温升过高，载荷过大，油膜破裂时，或在润滑油供应不足的条件下，轴颈和轴承的相对运动表面材料发生粘附和迁移，从而造成轴承损坏，有时甚至可能导致相对运动的中止。
（4）疲劳剥落
在载荷反复作用下，轴承表面出现与滑动方向垂直的疲劳裂纹，当裂纹向轴承衬与衬背结合面扩展后，造成轴承衬材料的剥落。它与轴承衬和衬背因结合不良或结合力不足造成轴承衬的剥离有些相似，但疲劳剥落周边不规则，结合不良造成的剥离周边比较光滑。
（5）腐蚀
润滑剂在使用中不断氧化，所生成的酸性物质对轴承材料有腐蚀性，特别对制造铜铝合金中的铅，易受腐蚀而形成点状剥落。氧对锡基巴氏合金的腐蚀，会使轴承表面形成一层由SnO2和SnO混合组成的黑色硬质覆盖层，它能擦伤轴颈表面，并使轴承间隙变小。此外，硫对含银或铜的轴承材料的腐蚀，润滑油中水分对铜铅合金的腐蚀，都应予以注意。
以上列举了常见的几种失效形式，由于工作条件不同，滑动轴承还可出现气蚀、流体侵蚀、电侵蚀和微动磨损等损伤。从美国、英国和日本三家汽车厂统计的汽车用滑动轴承故障原因的平均比率来看，因不干净或由异物进入而导致鼓掌的比率较大。
故障原因
不干净
润滑油
不足
安装误差
对中不良
超载
腐蚀
制造精
度低
气蚀
其它
比率（%）
38.3
11.1
15.9
8.1
6.0
5.6
5.5
2.8
6.7
二、轴承材料
轴瓦与轴承衬的材料通称为轴承材料。针对以上所述的失效形式，轴承材料性能应着重满足以下主要要求：
1）良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性
减摩性是指材料副具有低的摩擦系数。耐磨性是指材料的抗磨性能（通常以磨损率表示）。抗胶合性是指材料的耐热性和抗粘附性。
2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性
摩擦顺应性是指材料通过表层弹塑性变形来补偿轴承滑动表面初始配合不良的能力。嵌入性是指材料容纳硬质颗粒嵌入，从而减轻轴承滑动表面发生刮伤或磨粒磨损的性能。磨合性是指轴瓦与轴颈表面经过短期轻载运转后，易于形成相互吻合的表面粗糙度。
3）足够的强度和抗腐蚀能力
4）良好的导热性、工艺性、经济性等
应该指出的是：没有一种轴承材料全面具备上述性能，因而必须针对各种具体的情况，仔细进行分析后合理选用。
常用的材料可以分为三大类：1）金属材料，如轴承合金、铜合金、铝基合金和铸铁等；2）多孔质金属材料；3）非金属材料，如工程塑料、碳—石磨等。
1）轴承合金（通称巴氏合金或白合金）
轴承合金是锡、铅、锑、铜的合金，它以锡或铅作为基体，其内含有锑锡（Sb-Sn）或铜锡（Cu-Sn）的硬晶粒。硬晶粒起抗磨作用，软基体则增加材料的塑性。轴承合金的弹性模量和弹性极限都很低，在所有轴承材料中，它的嵌入性及摩擦顺应性最好，很容易和轴颈磨合，也不易与轴颈发生胶合。但轴承合金的强度很低，不能单独制作轴瓦，只能粘附在青铜、钢或铸铁轴瓦上作轴承衬。轴承合金适用于重载、中高速场合，价格较贵。
2）铜合金
铜合金具有较高的强度，较好的减磨性和耐磨性。由于青铜的减磨性和阿耐磨性比黄铜好，故青铜是最常用的材料。青铜有锡青铜、铅青铜和铝青铜等几种，其中锡青铜的减摩性和耐磨性最好，应用广泛。但锡青铜比轴承合金硬度高，磨合性及嵌入性差，适用于重载及中速场合。铅青铜抗胶合能力强，适用于高速、重载轴承。铝青铜的强度及硬度较高，抗胶合能力较差，适用于低速重载轴承。在一般机械中有50％的滑动轴承采用青铜材料。
3）铝基轴承合金
铝基轴承合金在许多国家获得了广泛的应用。它有相当好的耐蚀性和较高的疲劳强度，摩擦性也较好。这些品质使铝基轴承合金在部分领域取代了较贵的轴承合金和青铜。铝基轴承合金可以制成单金属零件（如轴套、轴承等），也可以制成双金属零件，双金属轴瓦以铝基轴承合金为轴承衬，以钢作衬背。
4）灰铸铁和耐磨铸铁
普通灰铸铁或加有镍、铬钛等合金成分的耐磨灰铸铁，或者是球墨铸铁，都可以用作轴承材料。这类材料中的片状或球状石墨在材料表面上覆盖后，可以形成一层起润滑作用的石墨层，故具有一定的减摩性和耐磨性。此外石墨能吸附碳氢化合物，有助于提高边界润滑性能，故采用灰铸铁作轴承材料时应加润滑油。由于铸铁性脆、磨合性能差，故只适用于轻载低速和不受冲击载荷的场合。
5）多孔质金属材料
这是不同于金属粉末经压制、烧结而成的轴承材料。这种材料是多孔结构的，孔隙约占体积的10％～35％。使用前先把轴瓦在加热的油中浸渍数小时，使孔隙中充满润滑油，因而通常把这种材料制成的轴承称为含油轴承。它具有自润滑性。工作时，由于轴颈转动的抽吸作用及轴承发热时油的膨胀作用，油便进入摩擦表面间起润滑作用；不工作时，因毛细管作用，油便被吸回到轴承内部，故在相当长的时间内，即使不加油仍能和好的工作。如果定期给以供油，则使用效果更好。但由于其韧性较小，故宜用于平稳无冲击载荷及中低速情况。常用的有多孔铁和多孔质青铜。多孔铁常用来制作磨粉机轴套、机床油泵衬套、内燃机凸轮轴衬套等，多孔质青铜常用来制作电唱机、电风扇、纺织机械及汽车发电机的轴承。我国也有专门制造含油轴承的生产厂家，需用时可根据设计手册选用。
5）非金属材料
非金属材料中应用最广的是各种塑料，如酚醛树脂、尼龙、聚四氟乙烯等。聚合物的特性是：与许多化学物质不起反应，抗腐蚀性好，例如聚四氟乙烯（PTEE）能抗强酸和弱碱；具有一定的自润滑性，可以在无润滑条件下工作，在高温条件下具有一定的润滑能力；具有包容异物的能力（嵌入性好），不宜擦伤配合零件表面；减摩性及耐磨性比较好。
选择聚合物作轴承材料时，必须注意以下一些问题：由于聚合物的热传导能力差，只有钢的百分之几，因此必须考虑摩擦热的消散问题，它严格限制着聚合物轴承的工作转速及压力值。又因为聚合物的线胀系数比钢大的多，因此聚合物轴承与钢制轴颈的间隙比金属轴承的间隙大。此外聚合物材料的强度和屈服极限较低，因而在装配和工作时能承受的载荷有限。另外聚合物在常温下回产生蠕变现象，因而不宜用来制作间隙要求严格的轴承。
碳—石墨是电机电刷的常用材料，也是不良环境中的轴承材料。碳—石墨是由不同量的碳和石墨构成的人造材料，石墨含量越多，材料越软，摩擦系数越小。可在碳—石墨材料中加入金属、聚四氟乙烯或二硫化钼组分，也可以浸渍液体润滑剂。碳—石墨轴承具有自润滑性，它的自润性和减摩性取决于吸附的水蒸气量。碳—石墨和含有碳轻化合物的润滑剂有亲和力，加入润滑剂有助于提高其边界润滑性能。此外，它还可以作水润滑的轴承材料。
橡胶主要用于以水作润滑剂或环境较脏污之处。橡胶轴承内壁上带有纵向沟槽，便于润滑剂的流通、加强冷却效果并冲走脏物。
木材具有多孔质结构，可用填充剂来改善其性能。填充聚合物能提高木材的尺寸稳定性和减少吸湿量，并能提高强度。采用木材（以溶于润滑油的聚乙烯作填充剂）制成的轴承，可在灰尘极多的条件下工作，例如用作建筑、农业中使用的带式输送机支撑滚子的滑动轴承。
§13.4 非液体滑动轴承设计
非液体滑动轴承的主要失效形式为工作表面的磨损和胶合，所以其设计计算准则是：维持边界油膜不破裂。由于影响非液体摩擦滑动轴承承载能力的因素十分复杂，所以目前所采用的计算方法仍限于简化条件。
1、径向滑动轴承设计计算
设计时，一般已经知道轴颈直径d，转速n，轴承承受的径向载荷FR，然后按照下述步骤进行计算。
1）根据工作条件和使用要求，确定轴承的结构型式，并选定轴瓦材料。
2）确定轴承的宽度B。一般按宽径比B/d及d来确定B。B/d越大，轴承的承载能力越大，但油不易从两端流出，散热性差，油温升高；B/d越小，则两段泄漏量大，摩擦功耗小，轴承温升小，但承载能力小。通常取B/d＝0.5～1.5。若必须要求B/d > 1.5～1.75时，应改善润滑条件，并采用自动调位轴承。
常用机械推荐值见下表。
机器种类
轴承
B/d
机器种类
轴承
B/d
汽车及航空发动机
曲轴主轴承
0.75～1.75
空气压缩机及往复式泵
主轴承
1.0～2.0
连杆轴承
0.75～1.75
连杆轴承
1.0～1.25
活塞销
1.5～2.2
活塞销
1.2～1.5
柴油机
曲轴主轴承
0.6～2.0
电机
主轴承
0.6～1.5
连杆轴承
0.6～1.5
机床
主轴承
0.8～1.2
活塞销
1.5～2.0
冲、剪床
主轴承
1.0～2.0
铁路车辆
轮轴支撑
0.8～2.0
起重设备
1.5～2.0
汽轮机
主轴承
0.4～1.2
齿轮减速器
1.0～2.0
3）验算轴承的工作压力
（1）校核压强p
对于低速或间歇工作的轴承，为了防止润滑油从工作表面挤出，保证良好的润滑而不致过渡磨损，压强p应满足下列条件：
式中：FR为轴承轴向载荷，单位N；
[p]为许用压强，单位MPa，可以查有关手册得到；
d、B?为轴颈的直径和工作长度，单位mm。
（2）校核压强速度值pv
压强速度pv值间接反应轴承的温升，对于载荷较大和速度较高的轴承，为了保证轴承工作时不致过渡发热产生胶合失效，pv值应满足下列条件：
式中：n为轴的转速，单位r/min；[pv]为pv的许用值，也可以查有关手册得到。
（3）校核速度v
对于压强p小的轴承，即使p和pv值验算合格，由于华东速度过高，也会产生加速磨损而使轴承报废。因此，还要作速度的验算，其条件式为：
[v]为许用速度值，单位m/s，也可以查有关手册得到。
（4）选择轴承配合
在非液体滑动摩擦轴承中，根据不同的使用要求，为了保证一定的旋转精度，必须合理选择轴承的配合，以保证一定的间隙，具体的选择如下表所示。
精度等级
配合符号
使用情况
2
H7/g6
磨床和车床分度头轴承
2
H7/f7
铣床、钻床和车床的轴承，汽车发动机曲轴的主轴承及连杆轴承，齿轮减速器及蜗杆减速器轴承
2
H7/e8
汽轮发电机轴、内燃机凸轮轴、高速转轴、刀架丝杠、机车多支点轴承等的轴承
4
H9/f9
电机、离心泵、风扇及惰齿轮轴的轴承，蒸汽机与内燃机曲轴的主轴承及连杆轴承
6
H11/d11
农业机械使用的轴承
6
H11/b11
农业机械使用的轴承
2、止推滑动轴承设计计算
止推滑动轴承的设计步骤与径向滑动轴承相同。
如图所示为止推轴承结构简图，其主要核算步骤如下：
（1）校核压强p
式中：FA为轴向载荷，单位N；
d1、d2为轴环的内外径，单位mm，一般取d1＝（0.4～0.6）d2；
[p]为p的许用值，单位MPa，可以又手册上查得；
K为考虑油槽使支撑面积减小的系数，一般取K=0.90～0.95
（2）校核pvm值
式中：vm为轴环的平均速度，单位m/s；，dm＝为轴环平均直径，单位mm；pv为许用值，单位MPam/s，见下表。
轴环材料
未淬火钢
淬火钢
轴瓦材料
铸铁
青铜
轴承合金
青铜
轴承合金
淬火钢
[p]/MPa
2～2.5
4～5
5～6
7.5～8
8～9
12～15
[pv]/ MPam/s
1～2.5
常用轴承形式及尺寸如下表所示。
压强计算公式成为：
z为轴环的数目。
3、计算示例
【例】用于离心泵的径向滑动轴承，轴颈d＝50mm，转速n＝1500r/min，承受的径向载荷FR=2500N，轴承材料为ZCuSn5Zn5Pb5。根据非液体摩擦滑动轴承计算方法校核该轴承是否可用？如不可用，应如何改进（按轴的强度计算，轴颈直径不得小于50mm）?
【解】查表得到ZCuSn5Zn5Pb5的许用值：[p]=5MPa，[v]=3m/s，[pv]=10MPam/s
按已知数据，并取B/d＝1，得：
由以上计算可知，v > [v]，故考虑从以下两个方面来改进：
1）减小轴颈以降低速度，取d=50mm，则：
> [v]
故，此方案不可用。
2）改选材料
在铜合金轴瓦上浇铸轴承合金ZChSn10P16－16－2，查表得：[p]=15MPa，[v]=12m/s，[pv]=15MPam/s。其它参数不变则可满足要求。
§13.5滑动轴承的润滑
润滑的目的主要是减少摩擦，降低磨损，提高轴承效率，同时还有散热冷却、缓冲吸振、密封和防锈的作用。
一、润滑剂及其选择
润滑剂分为润滑油、润滑脂和固体润滑剂三类。
1、润滑油
润滑油是滑动轴承中应用最广的润滑剂，目前使用的润滑油多位矿物油。润滑油最重要的屋里性能是粘度，它也是选择润滑油的主要依据。粘度标志着液体流动的内摩擦性能。粘度越大，内摩擦阻力越大，液体的流动性越差。粘度的大小可用动力粘度（又称绝对粘度）或运动年度来表示。
动力粘度的定义：设长、宽、高各为1cm的液体(如图所示），使两平行平面a和b产生1m/s的相对滑动速度所需的力Ff为1你N，则认为这种液体具有1粘度单位的动力粘度，以η表示，其单位是Ns/m2，或Pas（帕秒）。
运动粘度ν为动力粘度η与同温度下该液体的密度ρ的比值表示的粘度，其单位为m2/s，该单位偏大，工程上多用mm2/s，即cSt(厘斯)。
工业上多用运动粘度标定润滑油的粘度。根据国家标准，润滑油产品油牌号一般按40oC时的运动粘度平均值来划分，我们需要时可以查阅相关手册或资料参考选择。
2、润滑脂
润滑脂是在润滑油中添加稠化剂（如钙、钠、铝、锂等金属）后形成的胶状润滑剂。因为它稠度大，不宜流失，所以承载能力较大，但它的物理、化学性质不如润滑油稳定，摩擦功耗也大，故不宜在温度变化大或高速条件下使用（一般在轴承相对滑动速度低于1～2m/s时或不变注油的场合使用）。
目前使用最多的是钙基润滑脂，它有耐水性，常用于60oC以下的各种机械设备中的轴承润滑。钠基润滑脂可用于115～145oC以下，但抗水性较差。锂基润滑脂性能优良，抗水性好，在－20～150oC范围内广泛使用，可以代替钙基、钠基润滑脂。
3、固体润滑剂
常用的固体润滑剂有石墨和二硫化钼。在滑动轴承中主要以粉剂加入润滑油或润滑脂中，用于提高其润滑性能，减少摩擦损失，提高轴承使用寿命。尤其高温、重载下工作的轴承，采用添加二硫化钼的润滑剂，能获得良好的润滑效果。
二、润滑方法和润滑装置
为了保证轴承良好的润滑状态，除了合理选择润滑剂之外，合理选择润滑方法和润滑装置也是十分重要的。
1）润滑油：润滑油的润滑方法有间歇供油和连续供油两种。
间歇供油有手工油壶注油和油杯注油供油。这种方法只适用于低速不重要的轴承或间歇工作的轴承。
对于重要的轴承必须采用连续供润滑，连续供油方法及装置主要有以下几种
（1）油杯滴油润滑
如图所示分别为针阀油杯和芯捻油杯。针阀油杯可调节滴油速度以改变供油量，在轴承停止工作时，可通过油杯上部手柄关闭油杯，停止供油。芯捻油杯利用毛细管作用将油引到轴承工作表面上，这种方法不易调节供油量。
（2）浸油润滑
将部分轴承直接浸入油池中润滑，如图所示。
（3）飞溅润滑和油环润滑
飞溅润滑主要用于润滑如减速器、内燃机等机械中的轴承。通常直接利用转动零件将油池中的润滑油带起溅到轴承或箱体壁上，然后经油沟导入轴承工作面进行润滑。
甩油环根据安装特点分为松环和固定环两种，如图所示。
松环是指油环松套在轴上，如图a所示。靠摩擦力随轴转动，将附着在油环上的油溅到箱体壁上，然后经油沟导入轴承和直接甩到轴承工作面上进行润滑。当轴承转速较低时，环和轴同步运动。转速增加，由于在环和轴的接触部位有油润滑，摩擦力降低，油环会出现滞后。松环的供油量与环的质量、宽度、浸油深度以及润滑油的粘度有关。大量实验证明，松环的供油量对轴承的润滑是完全够用的。如果在油环的内表面上开出窄的沟槽，如图c所示，供油量会明显增大，轴的温度也会明显降低。松环适用于v ≤ 20m/s，运转比较平稳的轴承。
如图b所示，油环通过紧固螺钉或其它方式固定在轴上，称为固定环。这种结构主要用于低速，通常v ≤ 13m/s范围内使用。
（4）压力循环润滑
如图所示，压力循环润滑是一种强制润滑方法。润滑油泵将一润高压力的油经油路导入轴承，润滑油经轴承两端流会油池，构称个循环润滑。这种润滑方法供油量充足，润滑可靠，并有冷却和冲洗轴承的作用。但结构复杂、费用较高。常用于重载、高速和载荷变化较大的轴承当中。
2）脂润滑
润滑脂只能间歇供给。常用的装置如图所示的（图a）旋盖注油油杯和（图b）压注油杯。旋盖注油油杯靠旋紧杯盖将杯内润滑脂压入轴承工作面；压注油杯靠油枪压注润滑脂至轴承工作面。
滑动轴承的润滑方式可根据系数k选定：
式中：p为比压，单位MPa；v为轴颈的线速度，单位m/s。
当k ≤ 2时，用润滑脂，油杯润滑；k=2～16时，用针阀式润滑；k=16～32时，用油环或飞溅润滑；k > 32时，用压力润滑。
§14.1滚动轴承的结构、类型和代号
一、滚动轴承的基本结构
滚动轴承严格来说是一个组合标准件，其基本结构如图所示。它主要有内圈、外圈、滚动体和保持架等四个部分所组成。通常其内圈用来与轴颈配合装配，外圈的外径用来与轴承座或机架座孔相配合装配。有时也有轴承内圈与轴固定不动、外圈转动的场合。
作为转轴支撑的滚动轴承，显然其中的滚动体是必不可少的元件；有时为了简化结构，降低成本造价，可根据需要而省去内圈、外圈、甚至保持架等。这时滚动体直接与轴颈和座孔滚动接触。例如自行车上的滚动轴承就是这样的简易结构。
当内、外圈相对转动时，滚动体即在内外圈的滚道中滚动。
常见的滚动体形状如图14-2所示，有
滚动轴承的内、外圈和滚动体一般采用轴承铬钢（如GCr9、Gcr15、GCr15SiMn等）经淬火制成，硬度HRC60以上。
保持架使滚动体均匀分布在圆周上，其作用是：避免相邻滚动体之间的接触。保持架有冲压式和实体式两种。
冲压式：用低碳钢冲压制成。
实体式：用铜合金、铝合金或工程塑料。具有较好的定心精度，适用于较高速的轴承。
二、滚动轴承的主要类型及性能
滚动轴承的分类依据主要是其所能承受的载荷方向（或公称接触角）和滚动体的种类。
所以滚动轴承的一个重要参数就是接触角。接触角的概念：滚动体和套圈接触处的法线与轴承径向平面（垂至于轴承轴心线的平面）之间的夹角α称为公称接触角。α越大，则轴承承受轴向载荷的能力就越大。
按轴承的内部结构和所能承受的外载荷或公称接触角的不同，滚动轴承分为：
1、向心轴承（也称径向轴承）：主要或只能承受径向载荷的滚动轴承，其公称压力角为0o～45o。向心轴承按公称接触角的不同又可以分为0o的向心轴承，如深沟球轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承等。向心轴承按公称接触角的不同又可以分为
（1）径向接触轴承：公称接触角为0o的向心轴承，如深沟球轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承等。其中深沟球轴承除了主要承受径向载荷外，同时还可以承受一定的轴向载荷（双向），在高转速时甚至可以代替推力轴承来承受纯轴向载荷，因此有时也把它看作向心推力轴承。它的设计计算也与后述的向心推力轴承（角接触球轴承、圆锥滚子轴承类似）。与尺寸相同的其它轴承相比，深沟球轴承具有摩擦因数小、极限转速高的优点，并且价格低廉，故获得了最为广泛的应用。
（2）向心角接触轴承：公称接触角在0o～45o的向心轴承，如角接触球轴承、圆锥滚子轴承、调心轴承等。
两种调心轴承在主要承受径向载荷的同时，也可以承受不大的轴向载荷。其主要特点在于：允许内外圈轴线有较大的偏斜（2o～3o），因而具有自动调心的功能，可以适应轴的挠曲和两轴承孔的同轴度误差较大的情况。
2、推力轴承：主要用于承受轴向载荷的滚动轴承，其公称接触角为45o～90o。推力轴承按公称接触角的不同又分为
（1）轴向接触轴承：公称接触角为90o的推力轴承，如推力球轴承等。
（2）推力角接触轴承：公称接触角为45o到90o的推力轴承，如推力角接触轴承等。
按照承受单向轴向力和双向轴向力可以分为单列和双列推力轴承。
3、向心推力轴承：这类轴承包括角接触球轴承和圆锥滚子轴承，可以同时承受径向载荷和较大的轴向载荷。
在工程上常用的滚动轴承五类：深沟球轴承、圆柱滚子轴承、单列推力球轴承、角接触球轴承和圆锥滚子轴承。
各类轴承的承载性能见教材表格所列。
三、滚动轴承的代号（必须掌握）
滚动轴承的种类很多，而各类轴承又有不同结构、尺寸和公差等级等，为了表征各类轴承的不同特点，为了便于组织生产、管理、选择和使用，国家标准中规定了滚动轴承代号的表示方法，由数字和字母所组成。
滚动轴承的代号有三个部分代号所组成：前置代号、基本代号和后置代号。见下表：
前置代号
基本代号
后置代号（组）
轴承类型
尺寸系列
轴承内径
内部结构
密封防尘套圈变型
保持架
（材料）
轴承材料
公差等级
游隙
配置
其它
1、基本代号
基本代号是表示轴承主要特征的基础部分，也是我们应着重掌握的内容，包括轴承类型、尺寸系列和内径。
类型代号用阿拉伯数字（以下简称数字）或大些拉丁字母（简称字母）表示，个别情况下可以省略。
尺寸系列是是由轴承的直径系列代号和宽（高）度系列代号组合而成，用两位数字表示。
宽度系列是指径向轴承或向心推力轴承的结构、内径和直径都相同，而宽度为一系列不同尺寸，依8、0、1……6次序递增（推力轴承的高度依7、9、1、2顺序递增）。当宽度系列为0系列时，对多数轴承在代号种可以不予标出（但对调心轴承需要标出）。用基本代号右起第四位数字表示
直径系列表示同一类型、相同内径的轴承在外径和宽度上的变化系列，用基本代号右起第三位数字表示（滚动体尺寸随之增大）。即按7、8、9、0、1、……5顺序外径尺寸增大，如图所示。
内径代号是用两位数字表示轴承的内径：内径d=10～480mm的轴承内径表示方法见下表（其它有关尺寸的轴承内径需查阅有关手册和标准）。（用基本代号右起第一、二两位位数字表示）
内径代号
00
01
02
03
04～96
轴承内径（mm）
10
12
15
17
代号数×5
2、前置代号、后置代号
前置、后置代号是轴承在结构形状、尺寸、公差、技术要求等有改变时，在基本代号左右添加的补充代号。
前置代号用字母表示，用以说明成套轴承部件的特点,一般轴承无需作此说明，则前置代号可以省略。
后置代号用字母和字母—数字的组合来表示，按不同的情况可以紧接在基本代号之后或者用“－”、“/”符号隔开，其含义见轴承代号表格所示。
常见的轴承内部结构代号及公差等级代号见下表：
（1）内部结构代号
代号
含义及示例
C
角接触球轴承 公称接触角 α＝15o 7210C
调心滚子轴承 C型 23122C
AC
角接触球轴承 公称接触角 α＝25o 7210AC
B
角接触球轴承 公称接触角 α＝45o 7210B
圆锥滚子轴承 接触角加大 32310B
E
加强型（即内部结构设计改进，增大轴承承载能力）N207E
（2）轴承公差代号
代号
含义和示例
新标准
GB/T272－93
原标准
GB272－88
/P0
G
公差等级符合标准规定的0级，代号中省略不标 6203
/P6
E
公差等级符合标准中的6级 6203/P6
/P6X
EX
公差等级符合标准中的6X级 6203/P6X
P5
D
公差等级符合标准中的5级 6203/P5
P4
C
公差等级符合标准中的4级 6203/P4
P2
B
公差等级符合标准中的2级 6203/P2
其精度等级按上表中的顺序依次提高。
其它各符号的含义可以查阅GB/T272－93，此处我们就不作过多介绍了。
【例】试说明轴承代号6206、32315E、7312C及51410/P6的含义。
【解】
6206：（从左至右）6深沟球轴承；2尺寸系列代号，直径系列为2，宽度系列为0（省略）；06为轴承内径30mm；公差等级为0级。
32315E：（从左至右）3为圆锥滚子轴承；23为尺寸系列代号，直径系列为3、宽度系列为2；15为轴承内径75mm；E加强型；公差等级为0级。
7312C：（从左至右）7为角接触球轴承；3为尺寸系列代号，直径系列为3、宽度系列为0（省略）；12为轴承内径60mm；C公称接触角α＝15o；公差等级为0级。
51410/P6：（从左至右）5为双向推力轴承；14为尺寸系列代号，直径系列为4、了宽度系列为1；10为轴承直径50mm；P6前有“/”，为轴承公差等级。
§14.2 滚动轴承的类型选择
滚动轴承的类型很多，因此选用轴承首先是选择类型。而选择类型必须依据各类轴承的特性，在教材表格中的最后一列中给出了各类轴承的性能特点，供我们选用时参考。同时，我们在选用轴承时还要考虑下面几个方面的因素。
一、轴承所受的载荷（大小、方向和性质）
受纯径向载荷时应选用向心轴承（如60000、N0000、NU0000型等）。受纯轴向载荷应选用推力轴承（如50000型）。对于同时承受径向载荷R和轴向载荷A的轴承，应根据两者（A/R）的比值来确定：若A相对于R较小时，可选用深沟球轴承（60000型）、或接触角不大的角接触球轴承（70000C型）及圆锥滚子轴承（30000型）；当R相比较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承（70000AC型或70000C型）；当A比R大很多时，则应考虑采用向心轴承和推力轴承的组合结构，以分别承受径向载荷和轴向载荷。
在同样外廓尺寸的条件下，滚子轴承比球轴承的承载能力和抗冲击能力要大。故载荷较大、有振动和冲击时，应优先选用滚子轴承。反之，轻载和要求旋转精度较高的场合应选择球轴承。
同一轴上两处支承的径向载荷相差较大时，也可以选用不同类型的轴承。
二、轴承的转速
在一般转速下，转速的高低对类型选择不发生什么影响，只有当转速较高时，才会有比较显著的影响。在轴承样本中列入了各种类型、各种尺寸轴承的极限转速nlim值。这个极限转速是指载荷（C为基本额定动载荷，后面我们再讲），冷却条件正常，且为0级公差时的最大允许转速。但nlim值并不是一个不可超越的界限。所以，一般必须保证轴承在低于极限转速条件下工作。
（1）球轴承比滚子轴承的极限转速高，所以在高速情况下应选择球轴承。
（2）当轴承内径相同，外径越小则滚动体越小，产生的离心力越小，对外径滚道的作用也小。所以，外径越大极限转速越低。
（3）实体保持架比冲压保持架允许有较高的转速。
（4）推力轴承的极限转速低，所以当工作转速较高而轴向载荷较小时，可以采用角接触球轴承或深沟球轴承。
三、调心性能的要求
对于因支点跨距大而使轴刚性较差、或因轴承座孔的同轴度低等原因而使轴挠曲时，为了适应轴的变形，应选用允许内外圈有较大相对偏斜的调心轴承，例如10000系列和20000系列的调心球轴承可以在内外圈产生不大的相对偏斜时正常工作。
在使用调心轴承的轴上，一般不宜使用其它类型的轴承，以免受其影响而失去了调心作用。
滚子轴承对轴线的偏斜最敏感，调心性能差。在轴的刚度和轴承座的支撑刚度较低的情况下，应尽可能避免使用。
四、拆装方便等其它因素
选择轴承类型时，还应考虑到轴承装拆的方便性、安装空间尺寸的限制以及经济性问题。例如，在轴承的径向尺寸受到限制的时候，就应选择同一类型、相同内径轴承中外径较小的轴承，或考虑选用滚针轴承。
在轴承座没有剖分面而必须沿轴向安装和拆卸时，应优先选择内、外圈可分离的轴承。
球轴承比滚子轴承便宜，在能满足需要的情况下应优先选用球轴承。
同型号不同公差等级的轴承价格相差很大，故对高精度轴承应慎重选用，等等。
§14.3 滚动轴承的设计计算（选择方法）
滚动轴承的设计计算要解决的问题可以分为两类：1）对于已选定具体型号的轴承，求在给定载荷下不发生点蚀的使用期限，即寿命计算；2）在规定的寿命期限内和给定载荷情况下选取某一具体轴承的型号（即选型设计）。
滚动轴承尺寸选择的基本理论是通过对轴承在实际使用的破坏形式进行总结而建立起来的，所以首先我们必须了解滚动轴承的失效形式。
一．失效形式和设计准则
1、疲劳点蚀
实践表明：在安装、润滑、维护良好的条件下，滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内、外圈滚道上的点蚀破坏。成因是由于大量地承受变化的接触应力。
滚动轴承在运转过程中，相对于径向载荷方向的不同方位处的载荷大小是不同的，如图所示，与径向载荷相反方向上有一个径向载荷为零的非承载区；而且滚动体与套圈滚道的接触传力点也随时都在变化（因为内圈或外圈的转动以及滚动体的公转和自转）；所以滚动体和套圈滚道的表面受脉动循环变化的接触应力。
在这种接触变应力的长期作用下，金属表层会出现麻点状剥落现象，这就是疲劳点蚀。
在发生点蚀破坏后，在运转中将会产生较强烈的振动、噪音和发热现象，最后导致失效而不能正常工作，轴承的设计就是针对这种失效而展开的。
2、塑性变形
在特殊情况下也会发生其它形式的破坏，例如：压凹、烧伤、磨损、断裂等等。
当轴承不回转、缓慢摆动或低速转动（n < 10 r/min）时，一般不会产生疲劳损坏。但过大的静载荷或冲击载荷会使套圈滚道与滚动体接触处产生较大的局部应力，在局部应力超过材料的屈服极限时将产生较大的塑性，从而导致轴承失效。因此对与这种工况下的轴承需作静强度计算。
虽然滚动轴承的其它失效形式（如套圈断裂、滚动体破碎、保持架磨损、锈蚀等）在公称是那股也时有发生，但只要制造合格、设计合理、安装维护正常，都是可以防止的。所以在工程上，我们主要以疲劳点蚀和压凹两类失效形式进行计算。
3、设计准则
由于滚动轴承的正常失效形式是点蚀破坏，所以对于一般转速的轴承，轴承的设计准则就是以防止点蚀引起的过早失效而进行疲劳点蚀计算，在轴承计算中称为寿命计算。
对于不转动、摆动或转速低的轴承，要求控制塑性变形，应作静强度计算；而以磨损、胶合为主要失效形式的轴承，由于影响因素复杂，目前还没有相应的计算方法，只能采取适当的预防措施。
二．滚动轴承的基本额定寿命和基本额定动载荷
上面我们已经多次提到轴承的寿命问题，那么到底轴承的寿命是一个什么概念呢？
轴承的寿命就是：滚动轴承在点蚀破坏前所经历的转数（以106r为单位）或小时数。
但是，由于制造精度、材料的差异，即使是同样的材料、同样的尺寸以及同一批生产出来的轴承，在完全相同的条件下工作，它们的寿命也不相同，也会产生和大得差异，甚至相差达到几十倍。因此对于轴承得寿命计算就需要采用概率和数理统计得方法来进行处理，即为在一定可靠度（能正常工作而不失效的概率）下的寿命。同一型号的轴承，在可靠度要求不同时其寿命也不同，即可靠度要求高时其寿命较短、可靠度要求低时其寿命较长。为了便于统一，考虑到一般机器的使用条件及可靠性要求，标准规定了基本额定寿命：一组在相同条件下运转的近于相同的轴承，按有10%的轴承发生点蚀破坏，而其余90%的轴承未发生点蚀破坏前的转数L10（以106r为单位）或工作小时数Lh。也就是说，以轴承的基本额定寿命为计算依据时，轴承的失效概率为10％，而可靠度为90％。
我们知道，对于一个具体的轴承，其结构、尺寸、材料都已确定。这时，如果工作载荷越大，产生的接触应力越大，从而发生点蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，折合成轴承能够旋转的次数也就越少，轴承的寿命也就越短。为了在计算时有一个基准，就引入了基本额定动载荷的概念，用符号Cr表示。
基本额定动载荷：是指轴承的基本额定寿命恰好为106r时，轴承所能承受的载荷值。
对于向心及向心推力轴承指的是径向力（径向载荷）。
对于推力轴承指的是轴向力。
基本额定动载荷代表了不同型号轴承的承载特性。已经通过大量的试验和理论分析得到，在轴承样本中对每个型号的轴承都给出了基本额定动载荷，在使用时可以直接查取。
三．滚动轴承的寿命计算
上面我们介绍了基本额定动载荷和基本额定寿命的概念。但是，轴承工作条件是千变万化各不相同的。上面我们说过，我们在设计时会有两种情况出现：
1）对于具有基本额定动载荷C的轴承，当它所受的载荷P（计算值）等于C时，其基本额定寿命就是106r。但是，当时，轴承的寿命是多少？
2）如果我们知道轴承应该承受的载荷P，而且要求轴承的寿命为L，那么我们应如何选择轴承？
很显然，当选定的轴承在某一确定的载荷P（）下工作时，其寿命L将不同于基本额定寿命。如图所示是6208轴承的载荷寿命曲线。
曲线上各点代表不同载荷下轴承的载荷和寿命关系。经过大量的实验得出关系式：
也就是： （106r）
对于球轴承 ε=3； 对于滚子轴承ε=10/3。
为了工程上的使用方便性，多用小时数表示寿命。若转速为n，则：
（小时）
同样，如果我们已知载荷为P，转速为n，要求轴承的预期寿命为时，则由上式可以得到所需轴承的基本额定动载荷为：
（N）
在轴承标准和样本中所得到的基本额定动载荷是在一般工作环境下而言的，如果工作在高温情况下，这些数值必须进行修正，也就是要乘上温度系数ft予以修正，求得在高温工况条件下的基本额定动载荷：
自然，上面所讲述的公式发生相应的变化。
得到： 、
ft的具体数值见下表。
轴承工作温度/oC
≤120
125
150
175
200
225
250
300
350
温度系数ft
1
0.95
0.9
0.85
0.8
0.75
0.7
0.6
0.5
四．滚动轴承的当量动载荷
轴承的工作条件千变万化，受载情况也往往与试验不一致，所以必须进行必要的换算，就像前面引入当量摩擦系数一样，我们在这里引入当量动载荷的概念。也就是说，如果轴承的承载情况与上述条件不一致时，我们必须把实际载荷换算为与上述条件等效的载荷，才能和C进行比较。这个经换算而得到的载荷是一个假定的载荷，就称为当量动载荷P。在此载荷的作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同。
所以，在轴承的寿命计算公式中引入所有载荷P都是指的当量动载荷。
对于只能承受轴向力A的推力轴承，P = A；
对于只能承受径向力R的向心轴承，P = R；
对于可以同时承受A和R的轴承，例如深沟球轴承、调心轴承和向心推力轴承，当量动载荷P应与实际作用的复合外载有同样的效果，即：
其中： X—径向系数； Y—轴向系数
其选择按和两种情况由教材表中查取。
利用上面的式子所求得的当量动载荷只是理论值，实际上机器的惯性、零件的不精确性及其它因素的影响，也必须给予修正。考虑上面的因素，我们引入载荷系数fp（见教材），所以，对应于三种情况分别有：
五．向心推力轴承的轴向载荷计算
对于向心推力轴承而言，在承受径向载荷时，要派生处轴向力。为了求解这类轴承的当量动载荷，我们必须进一步研究其轴向载荷的计算方法。
这类轴承在工作时，通常都是成对使用的。其安装方式有两种情况，见图所示。
图a所示的为背对背安装，也称为反装。图b的为面对面安装，也称为正装。
由上图可以看出，两个轴承的径向载荷、可以由径向力平衡条件求出。相应的派生轴向力可以由下表所列的计算公式求出。
轴承类型
角接触球轴承
圆锥滚子轴承
α＝15o（7000C）
α＝25o（7000AC）
α＝40o（7000B）
S
S= e R
S=0.68R
1.14R
S=R/2Y
(Y是A/R>1时的轴向系数)
注：其中e的数值可以查表得到。
当在轴上作用有外载轴向力时，我们如果把派生轴向力的方向与的方向相一致的轴承记作2，另一端的轴承记作1，则当时，达到轴向平衡。
若不满足上述关系时，就会出现两种情况：
1．当时，因为轴承的位置已经确定，轴不可能窜动，所以在轴承1的内部也必然由外圈通过滚动体对轴施加一个轴向平衡反力。所以，轴承1实际承受的轴向载荷为：；轴承2实际承受的轴向载荷为：
2．当时，同上分析可以知道：，
综合以上分析可得：
若的方向与上图中所示的方向相反，只需将派生轴向力与同向的轴承标为2，上述两式仍可应用。轴承反力的径向分力在轴心线上的作用点叫做轴承的压力中心。两种安装方式，对应两种不同的压力中心位置。但是，当轴承间的距离较大时，为方便起见，也可以把轴承宽度中点近似地作为支反力的作用位置。
六．滚动轴承的静载荷
在实际工作时，有许多轴承并非都是工作在正常状态，例如许多轴承就工作在低速重载工况下，甚至有些基本就不旋转。针对这种情况，其破坏的形式主要是滚动体接触表面上接触应力过大而产生永久的凹坑，也就是材料发生了永久变形。这时，我们就需要按照轴承静强度来选择轴承尺寸。
通常情况下，当轴承的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力不超过一定值时，对多数轴承而言尚不会影响其正常工作。因此，把轴承产生上述接触应力的静载荷称作基本额定静载荷，用表示。具体可以查阅手册或产品样本。
按静载荷选择轴承的公式为：
式中为轴承静载荷强度安全系数，为当量静载荷。
、分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数。
、、都可以由手册上查到。
【例题1】根据工作条件决定选用6300（300）系列的深沟球轴承。轴承载荷R=5000N，A=2500N，轴承转速n=1000r/min，运转时有轻微冲击，预期计算寿命=5000h，装轴承处的轴径直径可在50~60mm内选择，试选择球轴承型号。
【解】1）求比值 A/R=2500/5000=0.5
根据表（教材），深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时A/R>e。
2）初步计算当量动载荷P，由式P=(XR+YA)
按表（教材），X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷后才能求出。现暂时选一平均值，取Y=1.5，并由表取=1.1，则
P=1.1×(0.56×5000+1.5×2500)=7205N
3）根据寿命计算公式可以求轴承应具有的基本额定动载荷值：
=48233N
4）根据轴承样本，选择C=55200N的6311（311）轴承，该轴承的=41800N。验算如下：
（1）A/=2500/41800=0.0598，按表（教材），此时Y值在1.6~1.8之间。用线性插值法求Y值为
Y=1.8+×(0.0598-0.04)=1.668
故X=0.56，Y=1.668
（2）计算当量载荷
P=1.1×(0.56×5000+1.668×2500)=7667N
（3）验算6311轴承的寿命
=6220h>5000h
故所选轴承能够满足设计要求。
【例2】有一轴采用一对角接触求轴承7206C，反向安装（两端）。轴的转速n=960r/min，轴上外载荷Fr=2000N，Fx=500N，载荷系数fp=1.2，温度系数ft=1.0；7206C轴承的基本额定动载荷C=17800N，基本额定静载荷C0r=12800N；有关尺寸如图所示，试计算轴承寿命。
【解】1、求轴承的径向载荷R1、R2（即支反力，参见图示b）
R1＝R2－Fr=1000 (N)
2、求两轴承的轴向载荷A1、A2
为此，需要现在力分析图中标出轴承内部轴向力S1、S2的方向（见图b）；并求出S1 、S2的值。
查表可知，对于70000C轴承α＝15o，S=eR，因为R已经求出，则为了求S需先确定e；我们知道界限值e应该由A/C0r(C0r为轴承得径向额定静载荷)对应得到。而现在A为待求解量，这样就产生了“为了求A需先知道A”得递归问题。这种现象在工程上经常遇到，解决得办法就是采用试算法。下面我们就来看一下具体得计算方法。
这里我们可以先假定一个e0值，例如试取A/R表中e0＝0.47（基本取中值为宜），对应于A/C0r＝0.12。则由S=e0R可得：
S1=e0R1＝0.47×1000＝470（N）； S2=e0R2＝0.47×3000＝1410（N）
Fx+S1=970 < S2 ，也就是说应该在轴承1处加上附加平衡力B1(见图b所示)
A1=S1+B1=S2-Fx=910 (N)
这时需要利用所求得的A值进行验证：A/C0r与假定界限值e0时的相应比值否相等（一般只要足够近似就可以了，例如误差限制在5％以内）。
A1/C0r=910/12800=0.07109，与所试取的A/C0r＝0.12误差较大；
A2/C0r=1410/12800=0.1102，与所试取的A/C0r＝0.12误差较小。
若精度要求不高时，也可以此作为轴承2的计算结果，但在对计算精度要求较高时还需再作试算调整。而轴承1显然步行，需要进一步再作试算。
参照上次试算的结果，对轴承1重新试取e1＝0.445，对应的A1/C0r可由线性插值法求得为0.073， S1=e1R1＝0.445×1000＝445（N）
同样对轴承2重新选取e2＝0.465，线性插值得到对应的A2/C0r=0.104，则
S2=e2R2＝0.465×3000＝1395（N）
A1= S2-Fx=950 (N) ， A2=S2=1395（N）
验证：A1/C0r=950/12800=0.0742，A2/C0r=1395/12800=0.109，
这两个比值与假定e1、e2时A1/C0r、A2/C0r已经很接近，即可依次作为试算时的结果。
3、计算轴承的当量动载荷P1、P2
（1）轴承1
A1/R1＝950/1000=0.95 > e1，利用表格中相邻的两个e值（0.43，0.46）及其对应的Y值（1.30，1.23），可以利用线性插值得Y1＝1.265，而X1＝0.44，
P1=fp(X1R1+Y1A1)=1970（N）
（2）轴承2
A2/R2＝1395/3000=0.465 = e2，则X2=1，Y2=0
P2=fp(X2R2+Y2A2)=3600（N）
P2 > P1
所以取 ： P＝P2＝3600（N）
（一般只需按受载较大的那个轴承进行计算寿命或选型即可）
4、计算轴承寿命
直接应用公式将以上数据代入计算：
＝2099（h）
解答完毕。
§14.4 滚动轴承装置设计
为了保证轴承的正常工作，除了合理的选择轴承的类型和尺寸外，我们还必须正确设计轴承装置（即轴承组合），正确地解决轴承安装、配合、紧固、调整、润滑和密封等问题。在具体进行设计时应该主要考虑下面几个方面的问题。
一、保证支撑部分的刚性和同心度
也就是说支撑部分必须有适当的刚性和安装精度。刚性不足或安装精度不够，都会导致变形过大，从而影响滚动体的滚动而导致轴承提前破坏。
增大轴承装置刚性的措施很多。例如机壳上轴承装置部分及轴承座孔壁应有足够的厚度；轴承座的悬臂应尽可能缩短，并采用加强筋提高刚性；对于轻合金和非金属机壳应采用钢或铸铁衬套。对于采用剖分式结构的，应该采用组合加工方法；一组轴承的支撑应该一次加工出来。
二、滚动轴承的轴向固定和调整
机器中的轴的位置是靠轴承来定位的。当轴工作时，既要防止轴向传动，又要保证轴承工作受热膨胀时的影响（不致受热膨胀而卡死），轴承必须有适当的轴向固定措施。常用的轴向固定措施有两种：
1）双支撑单向固定（两端固定式）
这种方法是利用轴肩和端盖的挡肩单向固定内、外圈，每一个支撑只能限制单方向移动，两个支撑共同防止轴的双向移动。这种安装主要用在两个对成布置的角接触球轴承或圆锥滚子轴承的情况，同时考虑温度升高后轴的伸长，为使轴的伸长不致引起附加应力，在轴承盖与外圈端面之间留出热补偿间隙c＝0.2～0.4mm（如图b）。游隙的大小是靠端盖和外壳之间的调整垫片增减来实现的。
这种支撑方式结构简单，便于安装，适用于工作温度不高变化的短轴。
2）单支撑双向固定式（一端固定、一端游动）
对于工作温度较高的长轴，受热后伸长量比较大，应该采用一端固定，而另一端游动的支撑结构。作为固定支撑的轴承，应能承受双向载荷，故此内、外圈都要固定（如左端图）。作为游动支撑的轴承，若使用的是可分离型的圆柱滚子轴承等，则其内、外圈都应固定（如右端图）；若使用的是内外圈不可分离的轴承，则固定其内圈，其外圈在轴承座孔中应可以游动（如中间图）。
三、滚动轴承装置的调整
1、轴承间隙的调整
轴承在装配时，一般要留有适当间隙，以利轴承正常运转。常用的条真个方法有以下几种。
1）调整垫片
如图所示结构，时靠加减轴承盖与机座之间的垫片厚度来调整轴承间隙的。如左图所示为轴承组合位置调整的方法。
2）调节螺钉
如右图所示的结构，是用螺钉1通过轴承外圈压盖3移动外圈的位置来进行调整的。调整后，用螺母2锁紧防松。
2、滚动轴承的预紧
为了提高轴承的旋转精度，增加轴承装置的刚性，减小机器工作时的振动，滚动轴承一般都要有预紧措施，也就是在安装时采用某种方法，在轴承中产生并保持一定的轴向力，以消除轴承中轴向游隙，并在滚动体与内外圈接触处产生预变形。
预紧力的大小要根据轴承的载荷、使用要求来决定。预紧力过小，会达不到增加轴承刚性的目的；预紧力过大，又将使轴承中摩擦增加，温度升高，影响轴承寿命。在实际工作中，预紧力大小的调整主要依靠经验或试验来决定。常见的预紧结构如图所示（还有其它方法，需要时可以参考有关手册进行）。
四、滚动轴承的配合及拆装
1、滚动轴承的配合
滚动轴承的配合是指内圈与轴径、外圈与座孔的配合（同学们还没有学习过公差与技术测量），说白了：就是轴与孔之间的间隙大小。这些配合的松劲程度直接影响轴承间隙的大小，从而关系到轴承的运转精度和使用寿命。
轴承内孔与轴径的配合采用基孔制，就是以轴承内孔确定轴的直径；轴承外圈与轴承座孔的配合采用机轴制，就是用轴承的外圈直径确定座孔的大小。这是为了便于标准化生产。
在具体选取时，要根据轴承的类型和尺寸、载荷的大小和方向以及载荷的性质来确定：工作载荷不变时，转动圈（一般为内圈）要紧。转速越高、载荷越大、振动越大、工作温度变化越大，配合应该越紧。常用的配合有n6、m6、k6、js6；固定套圈（通常为外圈）、游动套圈或经常拆卸的轴承应该选择较松的配合。常用的配合有J7、J6、H7、G7。这一部分等同学们学习过公差与配合之后会有更好的理解。使用时可以参考相关手册或资料。
2、滚动轴承的装配与拆卸
我们在设计任何一部机器时都必须考虑零件能够装得上、拆得下。在轴承结构设计中也是一样，必须考虑轴承的装拆问题，而且要保证不因装拆而损坏轴承或其它零件。装配轴承的长度，在满足配合长度的情况下，应尽可能设计的短一些。轴承内圈与轴颈的配合通常较紧，可以采用压力机在内圈上施加压力将轴承压套在轴颈上。有时为了便于安装，尤其是大尺寸轴承，可用热油（不超过80～90oC）加热轴承，或用干冰冷却轴颈。中小型轴承可以使用软锤直接敲入或用另一段管子压住内圈敲入。
在拆卸时要考虑便于使用拆卸工具，以免在拆装的过程中损坏轴承和其它零件。如图所示。为了便于拆卸轴承，内圈在轴肩上应露出足够的高度，或在轴肩上开槽，以便放入拆卸工具的钩头。
当然，也可以采用其它结构，比如在轴上装配轴承的部位预留出油道，需要拆卸时利用打入高压油进行拆卸。
五、滚动轴承的密封
1、润滑
保证良好的润滑是维护保养轴承的主要手段。润滑可以降低摩擦阻力，减轻磨损。同时，还具有降低接触应力、缓冲吸振及防腐蚀等作用。
常用滚动轴承的润滑剂为润滑脂和润滑油两种。具体选择可按速度因数Dmn来决定(Dm为轴承的平均直径；n为轴承的转速)。Dmn间接反映了轴颈圆周速度，当Dmn < 2×105~3×105mm r/min时，一般采用脂润滑；超过这一范围宜采用油润滑。
一般情况下，滚动轴承使用的是润滑脂，它可以形成强度较高的油膜，承受较大的载荷，缓冲和吸振能力好，粘附力强，可以防水，不需要经常更换和补充。同时密封结构简单。在轴径圆周速度v<4~5m/s时适用。滚动轴承的装脂量为轴承内部空间的1/3～2/3。
润滑油的内摩擦力小，便于散热冷却，适用于高速机械。速度越高，油的黏度应该越小。当转速不超过10000r/min时，可以采用简单的浸油法。高于10000r/min时，搅油损失增大，引起油液和轴承严重发热，应该采用滴油、喷油或喷雾法。
2、密封
轴承密封装置是为了防止灰尘、水等其它杂质进入轴承，并防止润滑剂流出而设置的。常见的密封装置如图所示，有接触式和非接触式密封两类。
1）接触式密封
在轴承盖内放置软材料（毛毡、橡胶圈或皮碗等），与转动轴直接接触而起密封作用。这种密封多用于转速不高的情况，同时要求与密封接触的轴表面硬度大于40HRC，表面粗糙度小于0.8μm。接触式密封有毡圈密封和皮碗密封两种
（1）毡圈密封，如图a所示。在轴承盖上开出梯形槽，将矩形剖面的细毛毡防止在梯形槽中与轴接触。这种密封结构简单，但摩擦较严重，主要用于轴径圆周速度小于4~5m/s的油脂润滑结构。
（2）皮碗密封，如图b所示。在轴承盖中防止一个密封皮碗，它是用耐油橡胶等材料制成的，并装在一个钢外壳之中（有的没有钢壳）的整体部件，皮碗与轴紧密接触而起密封作用。为增强封油效果，用一个螺旋弹簧押在皮碗的唇部。唇的方向朝向密封部位，主要目的是防止漏油；唇朝外，主要目的是防尘。当采用两个皮碗相背防止时，既可以防尘又可以起密封作用。
这种结构安装方便，使用可靠，一般适用于轴径圆周速度小于6~7m/s的场合。
2）非接触式密封
非接触式密封不与轴直接接触，多用于速度较高的场合。
（1）油沟式密封（也称为隙缝密封）
如图a所示。在轴与轴承盖的通孔壁之间留有0.1～0.3 mm的间隙，并在轴承盖上车出沟槽，并在槽内填满油脂，以起密封作用。这种形式结构简单，轴径圆周速度小于5~6m/s，适用于润滑脂润滑。
（2）迷宫式密封 如图b所示。将旋转的和固定的密封零件间的间隙制成迷宫（曲路）形式，缝隙间填满润滑脂以加强密封效果。这种方式对润滑脂和润滑油都很有效，环境比较脏时采用这种形式，轴径圆周速度可达30m/s。
（3）油环与油沟组合密封 如图c所示。在油沟密封区内的轴上安装一个甩油环，当向外流失的润滑油落在甩油环上时，由于离心力的作用而甩落，然后通过导油槽流会油箱。这种组合密封形式在高速时密封效果好。
§14.5 滚动轴承与滑动轴承的比较
在设计机器轴承部件时，首先遇到的问题是采用滚动轴承还是滑动轴承的问题。因此，全面比较和了解两种轴承的性能，有助于正确地选用轴承。滚动轴承与滑动轴承地性能比较见下表。
比较项目
滚动轴承
滑动轴承
非液体轴承
液体轴承
动压式
静压式
效率
0.95～0.99
0.94～0.98
0.995～0.999（或更高）
起动摩擦阻力
小
较大
较大
小
旋转精度
较高
较低
较高
可以很高
适用工作速度、寿命、噪声
低、中速，寿命较短，噪声大
低速，寿命较长，无噪声
中、高速，寿命长，无噪声
任何速度，寿命长，无噪声
受冲击、振动能力
低
较低
高
高
外廓 尺寸
径向
大
小
小
小
轴向
小
大
大
大
维护
脂润滑时维护方便，不需经常照管
需定期补充润滑油
油质要清洁
油质要清洁，需经常维护供油系统
其它
一般是大量供应的标准件
一般要自行加工，要耗用有色金属
