第 9章 轴承
教学目标
1．会选用滑动轴承的结构和材料；
2,了解 非液体摩擦滑动轴承的设计
计算；
3,掌握 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设计。
第 9.1节 轴承的概述
轴承的功用
1．支承轴及轴上零件，保持轴的旋
转精度，减少旋转轴与支承之间的摩
擦和磨损。
2．按表面摩擦的性质，轴承分为滑
动摩擦轴承和滚动摩擦轴承。如下图,
第 9.2节 滑动轴承设计
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，本节主
要讨论滑动轴承。
§ 9.2.1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 9-1所示。
图 9－ 1
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
常称为 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 9.2-2所示）
图 9.2－ 2
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。因为滑动轴承的独特
优点是滚动轴承不能代替的。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。
§ 9.2.2 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 。
图 9.2－ 3
（ 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 。
图 9.2－ 3
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。
图 9.2－ 5
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 a），使轴瓦局部严重磨损。
图 9.2－ 6
为此可采用能相对轴承自行调节轴线位臵的滑动轴
承，称为自回滑动轴承，如图。
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臵，从而保证轴颈和轴瓦为球面接
触。
图 9.2－ 6
（ 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。
图 9.2－ 7
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。
图 9.2－ 8
图 9.2－ 9
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 9.2-10所示。
图 9.2－ 10
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 9.2-11所示。
图 9.2－ 11
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。
图 9.2－ 12
图 9.2－ 13
2,推力滑动轴承
推力滑动轴承用于承受轴向载荷。如图
9.2－ 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 。 最简结构
如图 9.2－ 14所示 。
图 9.2－ 14
图 9.2－ 14
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
§ 9.2.3 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
异物进入而导致故障的比率较大。
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 。
第 9.3节 滚动轴承设计
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。
第 9.3节 滚动轴承 概述
一、滚动轴承的构造
内圈、外圈、滚动体、保持架
滚动轴承
滚动体的形状
二, 滚动轴承的材料
三、滚动轴承的特点
§ 9.4 滚动轴承的类型与选择
一、滚动轴承的主要类型与特点
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
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 表 9.2— p294
最常用几种,
① 深沟球轴承（向心球轴承） —— 6
?
?
表 3 - 1 图
③ 角接触球轴承 —— 7 ② 圆锥滚子轴承 —— 3
?
?
?
?
二、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 )
五 四 三 二 一
∣
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
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
基本代号右起五位
（ 2）尺寸系列 基本代号右起三、四位
宽度系列 —— 右起第四位
0系列（正常宽度）可省略
有时 1系列也可省略 见 294页表 2
数字 0 ~ 9
直径系列 —— 右起第三位 数字 0 ~ 9
（ 3）轴承的内径 —— 右起一二位数字
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 —— 表示轴承的分部件，用字母表示
尺寸系列
L,K,R,NU,WS,GS
3、后置代号
—— 轴承的结构、公差、游隙及材料的特殊要求等
（ 1）内部结构代号
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
精度高 ———————————— →低
代号 /P2,/P4,/P5,/P6,/P6X,/P0
公差等级 2 4 5 6 6X 0 — 普通级
可省略
滚动轴承的代号
（ 4）轴承的径向游隙
（ 5）保持架代号
三、滚动轴承类型的选择
工作载荷、转速、支承刚性、安装精度
1） 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
2）主要受 Fr → 向心轴承
主要受 Fa,n不高时 →推力轴承
—— 角接触球轴承 7类（ n较高时）
同时受 Fr和 Fa均较大时
—— 圆锥滚子轴承 3类（ n较低时）
Fr较大,Fa较小时
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
—— 深沟球轴承 +推力球轴承
推力角接触轴承
5）便于装拆和间隙调整 —— 内、外圈不分离的轴承
6） 3,7两类轴承应成对使用，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
滚动轴承的选择
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。
§ 9.5 滚动轴承的受力分析、失效
形式及计算准则
一、滚动轴承的载荷分布
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
下半圈滚动体受力
Q max
R
n
?
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。
∴ 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 ??? ?? ?
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
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。
二、轴承工作时轴承元件上载荷与应力的变化
滚动体 —— 不稳定脉动循环变应力
固定套圈 —— 稳定的脉动循环变应力
进入非承载区进入承载区
Q
,?
H
Q
,?
H
T T
进入非承载区进入承载区
Q
,?
H
Q
,?
H
T T
三、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
2）塑性变形
转速很低或作间歇摆动
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 。
滚动轴承的制造和组装
四, 滚动轴承的动载荷和寿命计算
(1)基本额定寿命和基本额定动载荷
1、基本额定寿命 L10
轴承寿命 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
轴承的基本额定寿命 L10=1时，轴承所能承受的载荷
2、基本额定动载荷 C
由试验得到
(2)滚动轴承的当量动载荷 P（实际载荷）
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 表 13-5
引入载荷系数 fp 表 13-6 P = fp Fr P = fP Fa
P = fP ( X Fr + Y Fa )
(3)滚动轴承的寿命计算公式
C
P 1
P 2
O
1 L 1 L 2 L
10 (10 r)
6
P (N)
?
P L 10 = 常数
载荷与寿命的关系
c o n s tLP ?10?
=3 球轴承
= 10/3 滚子轴承
? —— 寿命指数
110 ?? ?? CLP ?)(10
P
CL ? ?)(
60
10 6
P
C
n
L h ?
代入一组数据求解
P=C L10=1（ 106r）
或
?)(
10 P
CfL t? ?)(
60
10 6
P
Cf
n
L th ?
?
10
60 h
t
Ln
f
PC ??
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 —— 表 13-7
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
—— 选轴承型号和尺寸
(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 FsFsF 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 Fs
1增大到 Fa+Fs2,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 FsFFa a ??
22 FsFa ?
∴ 轴承 1的实际轴向载荷为
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 FsFsF 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 Fs
2增大到 Fa-Fs1,阻止轴右移
∴ 轴承 2实际所受的轴向力为
aFFsFa ?? 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 FsFa ?
结论,—— 实际轴向力 Fa的计算方法
1）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。
2）“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。
3）“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
六、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 ?
五, 滚动轴承的静载荷与极限转速
一、滚动轴承的静载荷
1、基本额定静载荷 C0
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
2、按静载选择轴承的条件
000 PSC ?
二、滚动轴承的极限转速 n lmin
轴承实际许用转速为
l i m21m a x nffn ?
高速轴承
§ 9— 6 滚动轴承的组合结构设计
一、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)
一端单向固定 两端单向固定
正装
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
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
圆柱滚子轴承的游动 深沟球轴承的游动
二、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
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
斜齿轮轴系安装 锥齿轮轴系安装
三、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
四、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
五、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
六、滚动轴承的预紧
预紧的目的 预紧原理
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
七、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
八、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
九、滚动轴承的密封
密封的作用
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
(a) (b)
图 13 - 38
3,组合式密封
12
10
6
13
9 9
14
11
7
1
12
8
4
5
2
3
§ 9.7 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
§ 9.3.1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。
图 9.3－ 1
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 9.3-2所示，有
?
?
?
?
?
??
?
?
?
?
非对称球面滚子
球面滚子
圆锥
滚针
圆柱形
球形
图 9.3－ 2
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。
需要在以上类型中补充代号
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，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,前臵代号、基本代
号和后臵代号。见下表,
前
臵
代
号
基本代号 后臵代号（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
臵
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，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。
图 9.3－ 3
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,前臵代号, 后臵代号
前臵, 后臵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 。
前臵代号用字母表示, 用以说明成套轴承
部件的特点,一般轴承无需作此说明, 则前臵
代号可以省略 。
后臵代号用字母和字母 — 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。
§ 9.3.2 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（也可以查阅相关手
册）。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 。 所以, 一般必
须保证轴承在低于极限转速条件下工作 。
但注意,nlim值并不是一个不可超越的界限 。
CP 1.0?
（ 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。
§ 9.3.3 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。
图 9.3－ 4
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？
L(x106r)
C
P(KN)
1
25.6
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 9.3-5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,
??? CLPLP ??? ?2211
也就是,?
?
?
?
?
?
??
P
C
L
（ 106r）
对于球轴承 ε=3； 对
于滚子轴承 ε=10/3。
CP ?
图 9.3－ 5
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,
?
?
?
??
?
??
P
C
n
L h
60
10 6
'hL
?
6
'
10
60 hnLPC ? （ 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,
CfC tt ?
?
?
?
??
?
??
P
Cf
n
L th
60
10 6
?
6
'
10
60 h
t
nL
f
PC ?
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,
AYRXP ????
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。 eR
A ? e
R
A ?
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,
?
?
?
?
?
??
?
?
)( YAXRfP
RfP
AfP
p
p
p
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，要派生出轴向力。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 9.3-6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。
aF
aF
12 SSF a ??
若不满足上述关系时, 就会出现两种情况,
1,当 时, 因为轴承的位臵已经确定,
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,
12 SSF a ??
21 SFA a ??
22 SA ?
12 SSF a ??
11 SA ? aFSA ?? 12
?
?
?
??
??
]),m a x [ (
]),m a x [ (
212
121
SFSA
SSFA
a
a
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
压力中心位臵。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臵。
aF
aF
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 。
0C
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。
000 PSC ?
0S
0P AYRXP 000 ??
0X 0Y
0S 0X
0Y
【 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。
'hL
【 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
pf
pf
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,
=48233(N)
4）根据轴承样本，选择 C=55200N的
6311（ 311） 轴承，该轴承的
=41800N
66
'
10
50001000607205
10
60 ????? hnLPC
0C
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 。
0C
04.007.0
8.16.1
?
?
3
66
)7 6 6 75 5 2 0 0(1 0 0 060 10)(6010 ??? ?PCnL h
【 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。
图 9.3－ 7
【 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 。
)(3000100 )50100(2 NFR r ???
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)
图 9.3－ 7
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=0.0742,2/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 。
3636
3 6 0 0
1 7 8 0 01
609 6 0
10
60
10 ?
?
??
?
? ?
????
??
?
??
P
Cf
nL
t
h
§ 9.3.4 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臵（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 。
增大轴承装臵刚性的措施很多。
例如机壳上轴承装臵部分及轴承座孔
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。 图 9.3－ 8
二, 滚动轴承的轴向固定和调整
机器中的轴的位臵是靠轴承来
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 。
图 9.3－ 9
这种安装主要用在两个对成布臵的角
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。
图 9.3-10
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
图 9.3-10 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, 滚动轴承装臵的调整
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
调整方法有以下几种。
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。如下图
所示为轴承组合位臵调整的方法。
图 9.3-11
左图为锥齿轮轴承调整结构 。
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移动外圈的位臵来进行调整的。调
整后，用螺母 2锁紧防松。
图 9.3-12
2,滚动轴承的预紧
为了提高轴承的旋转精度，增加轴承装臵
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 ） 。
图 9.3-13
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。
图 9.3－ 14
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。
图 9.3－ 15
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
轴承密封装臵是为了防止灰尘, 水等其它杂
质进入轴承, 并防止润滑剂流出而设臵的 。 常见
的密封装臵如图所示, 有接触式和非接触式密封
两类 。
1） 接触式密封
在轴承盖内放臵软材料 （ 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。
图 9.3－ 16
图 9.3－ 16
（ 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 ） 图 a所示 。
图 9.3－ 17
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。
图 9.3－ 17
图 9.3－ 17
（ 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。
图 9.3－ 17
（ 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。
§ 9.3.5 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
教学目标
1．会选用滑动轴承的结构和材料；
2,了解 非液体摩擦滑动轴承的设计
计算；
3,掌握 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设计。
第 9.1节 轴承的概述
轴承的功用
1．支承轴及轴上零件，保持轴的旋
转精度，减少旋转轴与支承之间的摩
擦和磨损。
2．按表面摩擦的性质，轴承分为滑
动摩擦轴承和滚动摩擦轴承。如下图,
第 9.2节 滑动轴承设计
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，本节主
要讨论滑动轴承。
§ 9.2.1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 9-1所示。
图 9－ 1
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
常称为 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 9.2-2所示）
图 9.2－ 2
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。因为滑动轴承的独特
优点是滚动轴承不能代替的。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。
§ 9.2.2 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 。
图 9.2－ 3
（ 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 。
图 9.2－ 3
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。
图 9.2－ 5
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 a），使轴瓦局部严重磨损。
图 9.2－ 6
为此可采用能相对轴承自行调节轴线位臵的滑动轴
承，称为自回滑动轴承，如图。
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臵，从而保证轴颈和轴瓦为球面接
触。
图 9.2－ 6
（ 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。
图 9.2－ 7
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。
图 9.2－ 8
图 9.2－ 9
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 9.2-10所示。
图 9.2－ 10
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 9.2-11所示。
图 9.2－ 11
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。
图 9.2－ 12
图 9.2－ 13
2,推力滑动轴承
推力滑动轴承用于承受轴向载荷。如图
9.2－ 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 。 最简结构
如图 9.2－ 14所示 。
图 9.2－ 14
图 9.2－ 14
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
§ 9.2.3 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
异物进入而导致故障的比率较大。
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 。
第 9.3节 滚动轴承设计
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。
第 9.3节 滚动轴承 概述
一、滚动轴承的构造
内圈、外圈、滚动体、保持架
滚动轴承
滚动体的形状
二, 滚动轴承的材料
三、滚动轴承的特点
§ 9.4 滚动轴承的类型与选择
一、滚动轴承的主要类型与特点
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
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 表 9.2— p294
最常用几种,
① 深沟球轴承（向心球轴承） —— 6
?
?
表 3 - 1 图
③ 角接触球轴承 —— 7 ② 圆锥滚子轴承 —— 3
?
?
?
?
二、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 )
五 四 三 二 一
∣
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
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
基本代号右起五位
（ 2）尺寸系列 基本代号右起三、四位
宽度系列 —— 右起第四位
0系列（正常宽度）可省略
有时 1系列也可省略 见 294页表 2
数字 0 ~ 9
直径系列 —— 右起第三位 数字 0 ~ 9
（ 3）轴承的内径 —— 右起一二位数字
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 —— 表示轴承的分部件，用字母表示
尺寸系列
L,K,R,NU,WS,GS
3、后置代号
—— 轴承的结构、公差、游隙及材料的特殊要求等
（ 1）内部结构代号
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
精度高 ———————————— →低
代号 /P2,/P4,/P5,/P6,/P6X,/P0
公差等级 2 4 5 6 6X 0 — 普通级
可省略
滚动轴承的代号
（ 4）轴承的径向游隙
（ 5）保持架代号
三、滚动轴承类型的选择
工作载荷、转速、支承刚性、安装精度
1） 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
2）主要受 Fr → 向心轴承
主要受 Fa,n不高时 →推力轴承
—— 角接触球轴承 7类（ n较高时）
同时受 Fr和 Fa均较大时
—— 圆锥滚子轴承 3类（ n较低时）
Fr较大,Fa较小时
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
—— 深沟球轴承 +推力球轴承
推力角接触轴承
5）便于装拆和间隙调整 —— 内、外圈不分离的轴承
6） 3,7两类轴承应成对使用，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
滚动轴承的选择
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。
§ 9.5 滚动轴承的受力分析、失效
形式及计算准则
一、滚动轴承的载荷分布
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
下半圈滚动体受力
Q max
R
n
?
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。
∴ 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 ??? ?? ?
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
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。
二、轴承工作时轴承元件上载荷与应力的变化
滚动体 —— 不稳定脉动循环变应力
固定套圈 —— 稳定的脉动循环变应力
进入非承载区进入承载区
Q
,?
H
Q
,?
H
T T
进入非承载区进入承载区
Q
,?
H
Q
,?
H
T T
三、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
2）塑性变形
转速很低或作间歇摆动
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 。
滚动轴承的制造和组装
四, 滚动轴承的动载荷和寿命计算
(1)基本额定寿命和基本额定动载荷
1、基本额定寿命 L10
轴承寿命 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
轴承的基本额定寿命 L10=1时，轴承所能承受的载荷
2、基本额定动载荷 C
由试验得到
(2)滚动轴承的当量动载荷 P（实际载荷）
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 表 13-5
引入载荷系数 fp 表 13-6 P = fp Fr P = fP Fa
P = fP ( X Fr + Y Fa )
(3)滚动轴承的寿命计算公式
C
P 1
P 2
O
1 L 1 L 2 L
10 (10 r)
6
P (N)
?
P L 10 = 常数
载荷与寿命的关系
c o n s tLP ?10?
=3 球轴承
= 10/3 滚子轴承
? —— 寿命指数
110 ?? ?? CLP ?)(10
P
CL ? ?)(
60
10 6
P
C
n
L h ?
代入一组数据求解
P=C L10=1（ 106r）
或
?)(
10 P
CfL t? ?)(
60
10 6
P
Cf
n
L th ?
?
10
60 h
t
Ln
f
PC ??
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 —— 表 13-7
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
—— 选轴承型号和尺寸
(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 FsFsF 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 Fs
1增大到 Fa+Fs2,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 FsFFa a ??
22 FsFa ?
∴ 轴承 1的实际轴向载荷为
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 FsFsF 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 Fs
2增大到 Fa-Fs1,阻止轴右移
∴ 轴承 2实际所受的轴向力为
aFFsFa ?? 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 FsFa ?
结论,—— 实际轴向力 Fa的计算方法
1）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。
2）“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。
3）“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
六、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 ?
五, 滚动轴承的静载荷与极限转速
一、滚动轴承的静载荷
1、基本额定静载荷 C0
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
2、按静载选择轴承的条件
000 PSC ?
二、滚动轴承的极限转速 n lmin
轴承实际许用转速为
l i m21m a x nffn ?
高速轴承
§ 9— 6 滚动轴承的组合结构设计
一、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)
一端单向固定 两端单向固定
正装
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
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
圆柱滚子轴承的游动 深沟球轴承的游动
二、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
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
斜齿轮轴系安装 锥齿轮轴系安装
三、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
四、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
五、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
六、滚动轴承的预紧
预紧的目的 预紧原理
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
七、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
八、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
九、滚动轴承的密封
密封的作用
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
(a) (b)
图 13 - 38
3,组合式密封
12
10
6
13
9 9
14
11
7
1
12
8
4
5
2
3
§ 9.7 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
§ 9.3.1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。
图 9.3－ 1
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 9.3-2所示，有
?
?
?
?
?
??
?
?
?
?
非对称球面滚子
球面滚子
圆锥
滚针
圆柱形
球形
图 9.3－ 2
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。
需要在以上类型中补充代号
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，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,前臵代号、基本代
号和后臵代号。见下表,
前
臵
代
号
基本代号 后臵代号（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
臵
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，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。
图 9.3－ 3
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,前臵代号, 后臵代号
前臵, 后臵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 。
前臵代号用字母表示, 用以说明成套轴承
部件的特点,一般轴承无需作此说明, 则前臵
代号可以省略 。
后臵代号用字母和字母 — 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。
§ 9.3.2 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（也可以查阅相关手
册）。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 。 所以, 一般必
须保证轴承在低于极限转速条件下工作 。
但注意,nlim值并不是一个不可超越的界限 。
CP 1.0?
（ 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。
§ 9.3.3 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。
图 9.3－ 4
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？
L(x106r)
C
P(KN)
1
25.6
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 9.3-5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,
??? CLPLP ??? ?2211
也就是,?
?
?
?
?
?
??
P
C
L
（ 106r）
对于球轴承 ε=3； 对
于滚子轴承 ε=10/3。
CP ?
图 9.3－ 5
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,
?
?
?
??
?
??
P
C
n
L h
60
10 6
'hL
?
6
'
10
60 hnLPC ? （ 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,
CfC tt ?
?
?
?
??
?
??
P
Cf
n
L th
60
10 6
?
6
'
10
60 h
t
nL
f
PC ?
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,
AYRXP ????
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。 eR
A ? e
R
A ?
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,
?
?
?
?
?
??
?
?
)( YAXRfP
RfP
AfP
p
p
p
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，要派生出轴向力。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 9.3-6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。
aF
aF
12 SSF a ??
若不满足上述关系时, 就会出现两种情况,
1,当 时, 因为轴承的位臵已经确定,
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,
12 SSF a ??
21 SFA a ??
22 SA ?
12 SSF a ??
11 SA ? aFSA ?? 12
?
?
?
??
??
]),m a x [ (
]),m a x [ (
212
121
SFSA
SSFA
a
a
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
压力中心位臵。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臵。
aF
aF
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 。
0C
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。
000 PSC ?
0S
0P AYRXP 000 ??
0X 0Y
0S 0X
0Y
【 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。
'hL
【 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
pf
pf
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,
=48233(N)
4）根据轴承样本，选择 C=55200N的
6311（ 311） 轴承，该轴承的
=41800N
66
'
10
50001000607205
10
60 ????? hnLPC
0C
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 。
0C
04.007.0
8.16.1
?
?
3
66
)7 6 6 75 5 2 0 0(1 0 0 060 10)(6010 ??? ?PCnL h
【 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。
图 9.3－ 7
【 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 。
)(3000100 )50100(2 NFR r ???
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)
图 9.3－ 7
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=0.0742,2/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 。
3636
3 6 0 0
1 7 8 0 01
609 6 0
10
60
10 ?
?
??
?
? ?
????
??
?
??
P
Cf
nL
t
h
§ 9.3.4 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臵（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 。
增大轴承装臵刚性的措施很多。
例如机壳上轴承装臵部分及轴承座孔
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。 图 9.3－ 8
二, 滚动轴承的轴向固定和调整
机器中的轴的位臵是靠轴承来
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 。
图 9.3－ 9
这种安装主要用在两个对成布臵的角
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。
图 9.3-10
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
图 9.3-10 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, 滚动轴承装臵的调整
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
调整方法有以下几种。
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。如下图
所示为轴承组合位臵调整的方法。
图 9.3-11
左图为锥齿轮轴承调整结构 。
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移动外圈的位臵来进行调整的。调
整后，用螺母 2锁紧防松。
图 9.3-12
2,滚动轴承的预紧
为了提高轴承的旋转精度，增加轴承装臵
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 ） 。
图 9.3-13
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。
图 9.3－ 14
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。
图 9.3－ 15
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
轴承密封装臵是为了防止灰尘, 水等其它杂
质进入轴承, 并防止润滑剂流出而设臵的 。 常见
的密封装臵如图所示, 有接触式和非接触式密封
两类 。
1） 接触式密封
在轴承盖内放臵软材料 （ 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。
图 9.3－ 16
图 9.3－ 16
（ 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 ） 图 a所示 。
图 9.3－ 17
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。
图 9.3－ 17
图 9.3－ 17
（ 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。
图 9.3－ 17
（ 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。
§ 9.3.5 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
