第十六章 滚 动 轴 承 p.252
前 言
§ 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
§ 16-5 滚动轴承组合设计
§ 16-4 轴承的润滑与密封
→支承轴及轴上零件,并保证旋转精度
减少轴与支承间的摩擦与磨损
1.摩擦阻力小,功率损耗少,起动灵敏
2.润滑简便,易于更换,价格低。
3.抗冲击能力差,高速时出现噪音 ; 寿命也比不
上液体润滑的滑动轴承
一,轴承功用
二,特点,
三, 滚动轴承的设计 →
四, 滚动轴承的结构,
┌轴承本身的设计 →┌类型的选择
│ └尺寸的选择
└轴承组合设计 →安装、调整、润滑与密封
1.内圈,
2.外圈,
3.滚动体：
4.保持架：
点接触 → 线 接触
限制 滚动体 轴向移动
→ 均匀隔开 滚动体
减少磨擦与磨损
装在轴颈上 有 →
滚道装在轴承座
球、滚子
冲压
实心
→ 图 16-1承载 均匀
四, 滚动轴承的结构,
§ 16-1 滚动轴承的基本类型和特点 p.252
(一 )滚动轴承主要类型,
公称接触角 α －
Fi′
FR
在 径向 载荷作用下 →内部轴向力Ｆ ′
→F′= ∑Fi′
→内外圈分离 → ∴ 要 成对使用。
P.252倒 4
α愈大,可承受的轴向力愈大。
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。
图 16-7
?
→以 FR(径向载荷 )为主
→FＲ ＋ FＡ (径向 )
2.按承受的载荷方向 →表 16-1
→FA＋ FR(轴向 )
α
αα
α=0 °
1.按滚动体形状分类 →
球轴承
滚子轴承
径向接触 角接触向心 角接触推力 轴向接触
→FＡ (轴向载荷 )
一, 滚动轴承的分类
向心轴承
推力轴承
径向接触, α =0°
角接触, 0° ＜ α≤ 45°
角接触, 45° ＜ α＜ 90°
轴向接触, α =90°
4.推力轴承
→２ (3)类 →调心性
能好、承载力较大
二, 滚动轴承的基本类型和特点 p.253 表 16-2
1.径向轴承 (α＝ 0° )
① 深沟球轴承 → ６ (0)类 →
nlim最高、价廉、优先采用
→Ｎ (2)类
承载力较大,内外可分,只受 FR
→ＮＡ (4)类
→径向 尺寸小,只受 FR
② 圆柱滚子轴承
③ 滚针轴承
2.调心轴承 (α＝ 0° )
3.角接触轴承
④ 调心球轴承
→１ 类 →调心性能最好 ⑤ 调心滚子轴承
⑦ 圆锥滚子轴承
→承受 FR+单向 FA
( ∵ α >０ ° →∴ 要成对使用 )
→承载能力 >７ 类
→承受 FR+单向 FA
(∵ α ＞０ ° →∴ 要成对使用 )
→┌ α ＝ 15° 7000Ｃ
│ α ＝ 25° 7000ＡＣ
└ α ＝ 40° 7000Ｂ
⑥ 角接触球轴承
α
α
→７ (6) 类
→３ (7)类
3.角接触轴承 (０ ° ＜ α≤45° )
→以 FＡ 为主
→5(８ )类 →只承受轴向 (FＡ )载荷⑧ 推力球轴承
⑨ 推力滚子轴承
→ ８ 类 →单向 FA（大）
双向 FA单向 FA
4.推力轴承
一, 各类轴承的性能比较
按载荷大小、性质、方向、转速及其要求来选择
滚子＞球 (线＞点 )
重＞中＞轻＞特轻
2.极限转速, 球＞滚子
特轻＞轻＞中＞重
实心保持架＞冲压
3.调心性能, 调心＞非调心
球＞滚子
1.承载能力,
(二 )滚动轴承的类型选择
二, 类型选择一般原则
1.载荷的大小,方向与性质,(主要 )
纯 FR,6类,N类 (FR大,冲击大 ), NA(径向尺寸小 )
纯 FA,5类,6类 (n很高 )
FR＞＞ FA,
FR＞ FA,
FR＜ FA,
FR＜＜ FA:
6类
7类 (α =15°,α =25° ),3类
70000B,3类
推力 +向心组合
二, 类型选择一般原则,
2.特殊要求,
FR+FA:
① 两支承跨距大,轴刚度小,
② 安装座孔长,不方便,
③ 两轴中心距小,
④ 经济性,
调心轴承
(3类 )圆锥滚子轴承
(NA类 ) 滚针轴承
优先 6类及普通精度
d/5①
类
型
代
号
宽
度
系
列
直
径
系
列
内
径
代
号
内
部
结
构
公
差
等
级
成套
轴承
分部
件
5 4 3 2 1
③④
表 16-7
①,内径代号,从 20～ 495 → d/5 (22,28,32 除外 ) P.256表 16-5
②,直径系列,数字 (特轻、轻、中、重 ) (图 16－ 4)P.255
②
③,宽度系列,(表 16-4) 0,1,2,3与直径系列对应
0－正常系列 → 可省 (除 调心滚子、圆锥、推力～ 表注 )
④,类型代号,数字或字母 (※ P.255倒 7)
/P6 /P5
/P4 /P2
/P0表 16-8
直径系列 + 宽度系列 = 尺寸系列 (表 16-4)
§ 16-2 滚动轴承的代号 p.255
代号, 前置代号 ＋ 基本代号 ＋ 后置代号
组成 (字母 ) 数字 (字母 )(五位 ) 字母 (＋数字 )
例,7 2 12 AC
││ │ └
││ └
│└
└
?
?
└深沟球轴承
└直径系列为 3(中 ),宽度系列为 0(不标 )
└内径 d=25mm
0级公差 (不标 )
│
角接触球轴承
直径系列为 2(轻 ),宽度系列为 0(不标 )
内径 d =60mm
=25
例,6 3 05 (/P0)
││ │ └
││
└ 圆锥滚子轴承
└宽度系列为 0
└直径系列为 4(重 )
└内径 =45mm
作业, 16-1 p.267( 7207CJ→7207C 改动）
例, 3 0 4 09
│ ││ │
│ ││
│ │
│
*§ 16-3 滚动轴承的选择计算 P.257
(一 )失效形式,
2.失效形式,
各滚动体 受力不均匀
各滚动体 受力均匀
(1)疲劳破坏 (点蚀 )
(2)过大塑性变形 ←
←点、线接触 → 正常 失效
→ 寿命计算 → 常用
ｎ极低、Ｆ较大 → 静强度计算
(3)早期磨损、胶合、内外圈和
保持架破损 → 不正常
当轴承 ┌轴 FＡ →
承受 └径 FＲ →
1.受力分析－
下 半圈受载
上 半圈不受载
(二 )寿命计算, p.258 一, 基本定义,
2,基本额定寿命 (Ｌ 10,Ｌ h)－
二,寿命计算公式
三, 当量动载荷Ｐ
四, 轴承的轴向载荷 FＡ
五, 轴承寿命计算步骤
轴承中任一元件出现第一个疲劳扩
展迹象前,一个套圈相对另一套圈的总转数或某一转
速下的工作小时数。
1.轴承寿命 L－
3,基本额定动载荷Ｃ一组同一型号轴承在同一条
件下运转,可靠度为 90％时,能
达到或超过的寿命 →90％轴承
在发生疲劳点蚀前能达到或超
过的寿命 →概率为 90％
→其 失效率为 10％ 。
Ｌ
/(1
×
10
6 r)
R/(％ )
－当轴承 L10＝ 10６ 转时，轴承能承受的最大载荷。
轴承 1,P=2000N,L10=106转
轴承 2,P=1000N,L10=2× 106转
轴承 1>轴承 2 轴承 1<轴承 2
向心轴承 → Cr
推力轴承 → Ca
C
P.258第 15
P.295 及 手册 p.144
当 P = C→ L10＝ 10６ 转 ;
当 P≠ C→ L10＝? ;
→ 寿命计算
当 L10＝ 10６ 转 → P= C
当 L’10 ≠ 10６ 转 → P =?
预期寿命
3,基本额定动载荷Ｃ
二,寿命计算公式,p.258
?)(
10 P
CL ?
?)(
60
10 6
P
C
n
L h ?
106r (16-1)
h (16-2)
考虑冲击振动引入 fP (载荷系数 ),
考虑高温 (t＞ 100° )引入 ft(温度～系数 )
?
?
6
6
10
60
)(
60
10
h
t
P
P
t
h
nL
f
Pf
C
Pf
Cf
n
L
?
?
(16-3)
说明, 1,n－转速 r／ min
2.ε－寿命指数 ┌球轴承 ε＝ 3；
p.258 倒 5 └滚子轴承 ε＝ 10/3
3.Ｌ 10、Ｌ h－轴承的基本额定寿命 →106 转、小时
4.Ｐ －当量动载荷 →假定的载荷 →与 实际载荷 相当
5.载荷系数 fP ; 温度系数 ft →查表 (16-10),(16-9)
三, 当量动载荷Ｐ P.259
P＝ XFR＋ YFA (16-4)
1,X,Y－径,轴向系数 表 (16-12) P.260
2.FR:轴承承受的 径向力
3.FＡ,轴承承受的 轴向力
① 查判断系数 e→ Ｃ ０ r:轴承的额定静载荷,查 P.295
② 判 FA/FR 与 e 的关系 →定 X,Y
FA/FR≤e － 轴向力较小,可忽略不计,只计 FＲ →
Ｐ＝ FＲ →即,X=1,Y=0
? ?－ 轴向力较大,要计 →即,X 1,Y 0FA/FR＞ e
Fr → FR
Fa → FA
按 12.3FA/C0r (12.3Fa/C0r) 查 e
┌ α ＝ 15° →按 12.3 FA/C0r 查 e
└α＝ 25°, α ＝ 40° →表 16-12
→e=1.5tg α p.296
深沟球轴承－
角接触球轴承
圆锥滚子轴承
解：查得,C0r=29200Ｎ P.295
① 查 e,
② 求 X,Y:
③ 求Ｐ,
12.3FA1/C0r =12.3× 1635/29200 = 0.689
→e 1= 0.26
∵ FA1/FR1 = 1635/3500 = 0.467＞ e1
∴ X1=0.56,Y1=1.71
∵ FA2=0
X2=1,Y2=0
P1=X1FR1+Y1FA1=0.56× 3500+1.71× 1635=4756Ｎ
P2=FR2=2500Ｎ ∵ P1＞ P2 ∴Ⅰ 轴承危险
径向载荷 FR→ 求支反力 作业,16-4 p.267
例１,已知齿轮轴采用一对 6211轴承，已知轴承载荷
FＲ 1=3500Ｎ,FA1=1635Ｎ,FR2=2500Ｎ,FA2=0，
试求 P1,P2。
H面 FR1H=FR2H=Ft/2=17400/2=8700N
V面
∴ FR1V=(Fr·L/2－ Fa× d2/2)/L=2123N
FR2V=Fr－ FR1V=6410－ 2123=4287N
F
面
FR1F=F·K/L=4500× 206/193=4803N
FR2F=FR1F＋ F=4803＋ 4500=9303N
2,求支反力,
NFFF FRVRHR 1 3 7 5 811212 ???
NFFF FRVRHR 1900222222 ???
FR2=
FR1=轴承径
向力
Ft
FR1H FR2H
FR2F
FFR1F
∵ FR1V× L － Fr× L/2＋ Fa·d 2/2=0
最不利情况, F 与 H,V面的合力共面
1,作计算简图
Fa
Fr
FR2VFR1V
Ma
Ma=Fa·d 2/2
KL
FrFt Fa F
例题 14-1,P,231 图 14-18有错
(2) 安装型式 (3)角接触轴承的轴向载荷
四, 轴承的轴向载荷 FＡ P.260
1.径向接触轴承 － (6, 1, 2类 ) Fa1 2
1 2Fa
2.角接触轴承 (3,7类 )
一端固定、一端游动
FA1F
a指向者受力
FA2
(1)内部轴向力 Fi′
∵ α＞ 0,∴ 在 FＲ 作用下 →F′= ∑Fi′
→内外圈分离 → ∴ 成对使用
F′的大小 →查表 (16-13)P.261
两端固定 →
→ 固定端受力
?
Fi′
FR
－产生原因：
FA1= Fa,FA2=0
FA1=0,FA2= Fa
(2)（成对使用）安装型式：
角接触轴承应成对使用 →以抵消内部轴向力和避
免轴产生轴向窜动
① 正安装 （内八字、面对面）
→两轴承外圈的窄边相对 →Ｆ ′面对面
→支点内移 →宜 Ⅰ 型 →刚度 ↑
② 反安装 （外八字、背对背）
→两轴承外圈的宽边相对 →Ｆ ′背对背
→支点外移 →宜 Ⅱ 型 →刚度 ↑
F1′ F2′
?
?
F1′ F2′?
?
(3)角接触轴承的轴向载荷 FA１, FＡ２
轴向载荷 ┌轴上外载荷 Fa → FA＝？
└轴承的内部轴向力 F′ FaF
1′
F2′
S2
S1
⑴ 当 F1′+Fa ＞ F2′
⑵ 当 F1′+Fa ＜ F2′→
┌FA1=
└FA2=
→右边压紧 →S2
→ F1′+Fa =F2′+ S2
F1′
F2′+ S2 ＝ F1′+ Fa
→ F1′+Fa ＋ S1＝ F2′
左边压紧 →S1
┌ FA1 ＝
└ FA2 ＝ 解题,① 画安装简图 → 求 F1′,F2′
F1′＋ S1＝ F2′ － Fa
F2′
② FA=┌本身的内部轴向力
└除本身的内部轴向力外其余轴向力之和
大者
分析,F1′+Fa与 F2′比较
FaF
1′
F2′
F1′+Fa ＞ F2′
┌ FA1＝ F1′
└ FA2＝ F1′ ＋ Fa
F1′+Fa ＜ F2′
┌ FA1 ＝ F2′ － Fa
└ FA2 ＝ F2′
⑴ 当 F1′+Fa＞ F2′
∵ F1′＞ F2 ′－ Fa
⑵ 当 F1′+Fa＜ F2′
∵ F1′＜ F2′－ Fa
┌FA2 ＝
└ FA2 ＝
F1′
F2′－ Fa
F2′
F1′ ＋ Fa
∴ ┌ FA1＝ F1′
└ FA2＝ F1′ ＋ Fa
∴ ┌ FA1 ＝ F2′ － Fa
└ FA2 ＝ F2′
Fa
F1′ F
2′
对比,┌ FA1＝
└ FA1＝
对比：
结论相同
① 画安装简图 → 求 F1′,F2′
② FA=┌本身的内部轴向力
└除本身的内部轴向力外其余轴向力之和
大
者
方法 ?
1.判断压紧、放松端
正安装－ 合力指向 压紧端
反安装－ 合力指向 放松端
压紧端－
FA紧 =除本身的内部轴向力外 其余轴向力之和
放松端－
FA松 =本身的内部轴向力
2.求 FA1,FA2
Fa
F1′
F2′
F1′
F2′
Fa
方法 ?
F1′+Fa＞ F2′
??紧 ?松
F2′+Fa＞ F1′
??紧 ?松
┌ FA1＝ F1′
└ FA2＝ F1′ ＋ Fa
┌ FA1 ＝ F2′ + Fa
└ FA2 ＝ F2′
例 3:一对反装 7312AC轴承,FR1＝ 5000N,
FR2＝ 8000N,Fa＝ 2000N，由 1轴承指向
2轴承，求 FA1,FA2。
解,① 画安装简图,F2′与 FA同向
② 求 FA1,FA2→
∴ FA1＝ F2′＋ Fa＝ 7440N ∴ FA2＝ F2′＝ 5440N
F1′＝ 0.68FR1＝ 0.68× 5000＝ 3400N
F2′＝ 0.68FR2＝ 0.68× 8000＝ 5440N
F2′F1′
1 Fa 2
FR1 FR2
┌FA1＝
└FA1＝
┌FA2＝
└FA2＝
F1′=3400N
F2′＋ Fa=7440N
F2′=5440N
F1′－ Fa=1400N
方法 ?:
?F2′＋ Fa ＝ 7440N＞ F2′＝ 5440N ∴ ?紧 ?松
∴ FA1＝ F2′＋ Fa＝ 7440N,FA2＝ F2′＝ 5440N
五, 轴承寿命计算步骤
求 FR1,FR2
例 4:接上题,如果 n＝ 960r/min,fP＝ 1.2,求轴承寿命
→ 求 FA1,FA2→ 求 P1,P2→ 求 Lh(C′)
解,查得 7212AC轴承的 C＝ 58200N,e＝ 0.68
∵ FA1／ FR1＝ 7440／ 5000＝ 1.488＞ e
∴ X1＝ 0.41, Y1＝ 0.87
P1＝ X1FR1＋ Y1FA1＝ 0.41× 5000＋ 0.87× 7440＝ 8523N
∵ FA2／ FR2＝ 5440／ 8000＝ 0.68= e
P2＝ FR2＝ 8000N
∴ X2＝ 1,Y2＝ 0
∵ P1＞ P2 ∴ Ⅰ 轴承危险
作业 p.267,16-6,
16-8(左 1，右 2)
轴上 Fa由 1→2
(FA1＝ 7440N,FA2=5440N,FR1＝ 5000N,FR2＝ 8000N)
h
Pf
Cf
n
L
P
rt
h 32 00)8.85 222.1
58 20 0(
96 060
10)(
60
10 36
1
6
?
?
?
?
?? ?
1,求 FR1,FR2,(径向载荷 )→ 求支反力
2,求 FA1,FA2,(1)径向接触轴承 (6, 1, 2类 )
Fa1 2
1 2Fa└ 一端固定、一端游动 FA1= Fa,FA2=0
Fa指向者受力
FA1=0,FA2= Fa
┌ 两端固定 →
→ 固定端受力
( 2)角接触轴承 (3,7类 )
安装型式 正安装 → Ｆ ′面对面反安装 → Ｆ ′背对背
F1′ F2′
F1′ F2′
① 画安装简图 → 求 F1′,F2′ 表 (16-13)P.261
② FA=┌本身的内部轴向力
└除本身的内部轴向力外其余轴向力之和
大者
轴承寿命计算小结,
3.求 P1,P2:(当量动载荷Ｐ )
P＝ XFR＋ YFA① 查判断系数 e
深沟球轴承－
角接触球轴承
圆锥滚子轴承
按 12.3FA/C0r (12.3Fa/C0r) 查 e
┌ α ＝ 15° →按 12.3 FA/C0r 查 e
└α＝ 25°, α ＝ 40° →表 16-12
→e=1.5tg α p.296
② 判 FA/FR 与 e 的关系 →定 X,Y
┌FA/FR≤e － 轴向力较小,可忽略不计,只计 FＲ →
Ｐ＝ FＲ →即,X=1,Y=0
? ?－ 轴向力较大,要计 →即,X 1,Y 0└FA/FR＞ e
4.求 Lh(C′)
??
6
6
10
60)(
60
10 h
t
P
P
t
h
nL
f
PfC
Pf
Cf
n
L ?? 堂上作业
§ 16-5 滚动轴承组合设计 P.265
(一 )轴承组合轴向固定 p.265
一,轴承轴向固定要求,
二, 轴承的轴向固定
三, 轴承组合的轴向固定
1.防止轴向窜动
2.能进行轴承间隙调整
3.必要时允许轴承轴向游动 (受热伸长 )
(二 )轴承的周向固定（配合）
(三 )轴承的装拆 →利于装拆 (可靠、方便、不损坏 )
(四 )轴承组合的调整
1.内圈
固定
在轴
上
轴肩
套筒
轴用弹性挡圈
圆螺母＋止退垫圈
2.外圈
固定
在座
孔上
轴承端盖
孔用弹性圈
座孔凸肩
螺纹环
轴端挡板＋螺钉
二, 轴承的轴向固定
2.一端固定、一端游动：
3.两端游动,
三, 轴承组合的轴向固定：
1.两端固定 ① 每个支点固定一个方向 →双向均固定
内圈固定内侧，
外圈固定外侧
正安装,同上
反安装,内圈固定外侧，
外圈固内侧
Fa1 2
角接触轴承
(3,7类 )
轴承
固定
方式
径向轴承
(6,1,2类 )
③ 要求 3:
应用, 跨距短,温差不大
C
不可调游隙轴承,
可调游隙轴承,
② 要求 2:调整垫片
C查手册 P.151
在不受 FA端留间隙
C=0.25~0.4
→其中一个支点双向固定，另一支点不固定
固定支点 －
游
动
支
点
内外圈的内外侧均固定
1,2,6类轴承,
N类轴承：
3,7类轴承：
固定内圈两侧,外圈与座孔
间隙配合
内外圈内外侧均固定
不可作游动支点
应用, 跨距长,温差大
12 Fa
一端固定，一端游动
2.一端固定，一端游动
轴承
固定
方式
应用, 特殊场合
3.两端游动
1.以轴承为基准件 →
轴承与轴, 基孔制 φ50k6(m6)
轴承与孔, 基轴制 φ100H7(J7,Js7)
2.转动圈比固定圈紧
φ50 H7/k6φ50k6φ100H7/k6φ100H7
轴承不标
(二 )轴承的周向固定（配合） p.267
→利于装拆 (可靠、方便
、不损坏 )
① 轴承内圈Ｒ＞轴肩处ｒ
② 轴承定位高度不宜过高
→拆卸时不损坏
图 16-17,16-18
轴肩
轴承内圈
Ｒ
ｒ
(三 )轴承的装拆
③ 安装轴承轴段不宜过长 →易装易拆
① 轴承间隙调整（相对运动、储存润滑剂）
→调整垫片 ;调节螺钉 图 16-14 p.266
② 轴承组合位置调整（锥齿轮）：
套筒＋垫片 图 16-16
不可调游隙轴承, 在不受 FA端留间隙 C=0.25~0.4
可调游隙轴承, C查手册 P.151
(四 )轴承组合的调整
§ 16-4 轴承的润滑与密封 p.263
1.润滑 －
2.密封 －
(dn＜ (1.5～ 2) × 105mm·r/min),承载力
大，不易流失，易密封维护
润滑效果好，具冷却、清洗作用，供油及
密封麻烦 →浸油不超过滚动体的中心
减少阻力、磨损、噪音，冷却，吸振防锈
保证润滑良好、防止外泄，防止灰尘、水
气、杂质、酸气进入
表 16-14接触式
非接触式：
组合密封
毛粘圈
密封圈
缝隙式装置
迷宫装置
脂 润滑 →
油 润滑 →
毛粘圈
密封圈
接触式
非接触式,缝隙式装置
迷宫装置
组合密封 毛粘圈 密封圈 缝隙式
迷宫装置
小结,1,滚动轴承的主要
类型及代号（ 6,7,3类）
2,基本额定寿命 (Ｌ 10,Ｌ h)
3,；基本额定动载荷 C;
当量动载荷 P的定义。
3.角接触轴承安装型式及特点。
4.滚动轴承的失效形式及寿命计算。 (6,7,3类）
5.轴承组合轴向固定形式及安装调整。
前 言
§ 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
§ 16-5 滚动轴承组合设计
§ 16-4 轴承的润滑与密封
→支承轴及轴上零件,并保证旋转精度
减少轴与支承间的摩擦与磨损
1.摩擦阻力小,功率损耗少,起动灵敏
2.润滑简便,易于更换,价格低。
3.抗冲击能力差,高速时出现噪音 ; 寿命也比不
上液体润滑的滑动轴承
一,轴承功用
二,特点,
三, 滚动轴承的设计 →
四, 滚动轴承的结构,
┌轴承本身的设计 →┌类型的选择
│ └尺寸的选择
└轴承组合设计 →安装、调整、润滑与密封
1.内圈,
2.外圈,
3.滚动体：
4.保持架：
点接触 → 线 接触
限制 滚动体 轴向移动
→ 均匀隔开 滚动体
减少磨擦与磨损
装在轴颈上 有 →
滚道装在轴承座
球、滚子
冲压
实心
→ 图 16-1承载 均匀
四, 滚动轴承的结构,
§ 16-1 滚动轴承的基本类型和特点 p.252
(一 )滚动轴承主要类型,
公称接触角 α －
Fi′
FR
在 径向 载荷作用下 →内部轴向力Ｆ ′
→F′= ∑Fi′
→内外圈分离 → ∴ 要 成对使用。
P.252倒 4
α愈大,可承受的轴向力愈大。
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。
图 16-7
?
→以 FR(径向载荷 )为主
→FＲ ＋ FＡ (径向 )
2.按承受的载荷方向 →表 16-1
→FA＋ FR(轴向 )
α
αα
α=0 °
1.按滚动体形状分类 →
球轴承
滚子轴承
径向接触 角接触向心 角接触推力 轴向接触
→FＡ (轴向载荷 )
一, 滚动轴承的分类
向心轴承
推力轴承
径向接触, α =0°
角接触, 0° ＜ α≤ 45°
角接触, 45° ＜ α＜ 90°
轴向接触, α =90°
4.推力轴承
→２ (3)类 →调心性
能好、承载力较大
二, 滚动轴承的基本类型和特点 p.253 表 16-2
1.径向轴承 (α＝ 0° )
① 深沟球轴承 → ６ (0)类 →
nlim最高、价廉、优先采用
→Ｎ (2)类
承载力较大,内外可分,只受 FR
→ＮＡ (4)类
→径向 尺寸小,只受 FR
② 圆柱滚子轴承
③ 滚针轴承
2.调心轴承 (α＝ 0° )
3.角接触轴承
④ 调心球轴承
→１ 类 →调心性能最好 ⑤ 调心滚子轴承
⑦ 圆锥滚子轴承
→承受 FR+单向 FA
( ∵ α >０ ° →∴ 要成对使用 )
→承载能力 >７ 类
→承受 FR+单向 FA
(∵ α ＞０ ° →∴ 要成对使用 )
→┌ α ＝ 15° 7000Ｃ
│ α ＝ 25° 7000ＡＣ
└ α ＝ 40° 7000Ｂ
⑥ 角接触球轴承
α
α
→７ (6) 类
→３ (7)类
3.角接触轴承 (０ ° ＜ α≤45° )
→以 FＡ 为主
→5(８ )类 →只承受轴向 (FＡ )载荷⑧ 推力球轴承
⑨ 推力滚子轴承
→ ８ 类 →单向 FA（大）
双向 FA单向 FA
4.推力轴承
一, 各类轴承的性能比较
按载荷大小、性质、方向、转速及其要求来选择
滚子＞球 (线＞点 )
重＞中＞轻＞特轻
2.极限转速, 球＞滚子
特轻＞轻＞中＞重
实心保持架＞冲压
3.调心性能, 调心＞非调心
球＞滚子
1.承载能力,
(二 )滚动轴承的类型选择
二, 类型选择一般原则
1.载荷的大小,方向与性质,(主要 )
纯 FR,6类,N类 (FR大,冲击大 ), NA(径向尺寸小 )
纯 FA,5类,6类 (n很高 )
FR＞＞ FA,
FR＞ FA,
FR＜ FA,
FR＜＜ FA:
6类
7类 (α =15°,α =25° ),3类
70000B,3类
推力 +向心组合
二, 类型选择一般原则,
2.特殊要求,
FR+FA:
① 两支承跨距大,轴刚度小,
② 安装座孔长,不方便,
③ 两轴中心距小,
④ 经济性,
调心轴承
(3类 )圆锥滚子轴承
(NA类 ) 滚针轴承
优先 6类及普通精度
d/5①
类
型
代
号
宽
度
系
列
直
径
系
列
内
径
代
号
内
部
结
构
公
差
等
级
成套
轴承
分部
件
5 4 3 2 1
③④
表 16-7
①,内径代号,从 20～ 495 → d/5 (22,28,32 除外 ) P.256表 16-5
②,直径系列,数字 (特轻、轻、中、重 ) (图 16－ 4)P.255
②
③,宽度系列,(表 16-4) 0,1,2,3与直径系列对应
0－正常系列 → 可省 (除 调心滚子、圆锥、推力～ 表注 )
④,类型代号,数字或字母 (※ P.255倒 7)
/P6 /P5
/P4 /P2
/P0表 16-8
直径系列 + 宽度系列 = 尺寸系列 (表 16-4)
§ 16-2 滚动轴承的代号 p.255
代号, 前置代号 ＋ 基本代号 ＋ 后置代号
组成 (字母 ) 数字 (字母 )(五位 ) 字母 (＋数字 )
例,7 2 12 AC
││ │ └
││ └
│└
└
?
?
└深沟球轴承
└直径系列为 3(中 ),宽度系列为 0(不标 )
└内径 d=25mm
0级公差 (不标 )
│
角接触球轴承
直径系列为 2(轻 ),宽度系列为 0(不标 )
内径 d =60mm
=25
例,6 3 05 (/P0)
││ │ └
││
└ 圆锥滚子轴承
└宽度系列为 0
└直径系列为 4(重 )
└内径 =45mm
作业, 16-1 p.267( 7207CJ→7207C 改动）
例, 3 0 4 09
│ ││ │
│ ││
│ │
│
*§ 16-3 滚动轴承的选择计算 P.257
(一 )失效形式,
2.失效形式,
各滚动体 受力不均匀
各滚动体 受力均匀
(1)疲劳破坏 (点蚀 )
(2)过大塑性变形 ←
←点、线接触 → 正常 失效
→ 寿命计算 → 常用
ｎ极低、Ｆ较大 → 静强度计算
(3)早期磨损、胶合、内外圈和
保持架破损 → 不正常
当轴承 ┌轴 FＡ →
承受 └径 FＲ →
1.受力分析－
下 半圈受载
上 半圈不受载
(二 )寿命计算, p.258 一, 基本定义,
2,基本额定寿命 (Ｌ 10,Ｌ h)－
二,寿命计算公式
三, 当量动载荷Ｐ
四, 轴承的轴向载荷 FＡ
五, 轴承寿命计算步骤
轴承中任一元件出现第一个疲劳扩
展迹象前,一个套圈相对另一套圈的总转数或某一转
速下的工作小时数。
1.轴承寿命 L－
3,基本额定动载荷Ｃ一组同一型号轴承在同一条
件下运转,可靠度为 90％时,能
达到或超过的寿命 →90％轴承
在发生疲劳点蚀前能达到或超
过的寿命 →概率为 90％
→其 失效率为 10％ 。
Ｌ
/(1
×
10
6 r)
R/(％ )
－当轴承 L10＝ 10６ 转时，轴承能承受的最大载荷。
轴承 1,P=2000N,L10=106转
轴承 2,P=1000N,L10=2× 106转
轴承 1>轴承 2 轴承 1<轴承 2
向心轴承 → Cr
推力轴承 → Ca
C
P.258第 15
P.295 及 手册 p.144
当 P = C→ L10＝ 10６ 转 ;
当 P≠ C→ L10＝? ;
→ 寿命计算
当 L10＝ 10６ 转 → P= C
当 L’10 ≠ 10６ 转 → P =?
预期寿命
3,基本额定动载荷Ｃ
二,寿命计算公式,p.258
?)(
10 P
CL ?
?)(
60
10 6
P
C
n
L h ?
106r (16-1)
h (16-2)
考虑冲击振动引入 fP (载荷系数 ),
考虑高温 (t＞ 100° )引入 ft(温度～系数 )
?
?
6
6
10
60
)(
60
10
h
t
P
P
t
h
nL
f
Pf
C
Pf
Cf
n
L
?
?
(16-3)
说明, 1,n－转速 r／ min
2.ε－寿命指数 ┌球轴承 ε＝ 3；
p.258 倒 5 └滚子轴承 ε＝ 10/3
3.Ｌ 10、Ｌ h－轴承的基本额定寿命 →106 转、小时
4.Ｐ －当量动载荷 →假定的载荷 →与 实际载荷 相当
5.载荷系数 fP ; 温度系数 ft →查表 (16-10),(16-9)
三, 当量动载荷Ｐ P.259
P＝ XFR＋ YFA (16-4)
1,X,Y－径,轴向系数 表 (16-12) P.260
2.FR:轴承承受的 径向力
3.FＡ,轴承承受的 轴向力
① 查判断系数 e→ Ｃ ０ r:轴承的额定静载荷,查 P.295
② 判 FA/FR 与 e 的关系 →定 X,Y
FA/FR≤e － 轴向力较小,可忽略不计,只计 FＲ →
Ｐ＝ FＲ →即,X=1,Y=0
? ?－ 轴向力较大,要计 →即,X 1,Y 0FA/FR＞ e
Fr → FR
Fa → FA
按 12.3FA/C0r (12.3Fa/C0r) 查 e
┌ α ＝ 15° →按 12.3 FA/C0r 查 e
└α＝ 25°, α ＝ 40° →表 16-12
→e=1.5tg α p.296
深沟球轴承－
角接触球轴承
圆锥滚子轴承
解：查得,C0r=29200Ｎ P.295
① 查 e,
② 求 X,Y:
③ 求Ｐ,
12.3FA1/C0r =12.3× 1635/29200 = 0.689
→e 1= 0.26
∵ FA1/FR1 = 1635/3500 = 0.467＞ e1
∴ X1=0.56,Y1=1.71
∵ FA2=0
X2=1,Y2=0
P1=X1FR1+Y1FA1=0.56× 3500+1.71× 1635=4756Ｎ
P2=FR2=2500Ｎ ∵ P1＞ P2 ∴Ⅰ 轴承危险
径向载荷 FR→ 求支反力 作业,16-4 p.267
例１,已知齿轮轴采用一对 6211轴承，已知轴承载荷
FＲ 1=3500Ｎ,FA1=1635Ｎ,FR2=2500Ｎ,FA2=0，
试求 P1,P2。
H面 FR1H=FR2H=Ft/2=17400/2=8700N
V面
∴ FR1V=(Fr·L/2－ Fa× d2/2)/L=2123N
FR2V=Fr－ FR1V=6410－ 2123=4287N
F
面
FR1F=F·K/L=4500× 206/193=4803N
FR2F=FR1F＋ F=4803＋ 4500=9303N
2,求支反力,
NFFF FRVRHR 1 3 7 5 811212 ???
NFFF FRVRHR 1900222222 ???
FR2=
FR1=轴承径
向力
Ft
FR1H FR2H
FR2F
FFR1F
∵ FR1V× L － Fr× L/2＋ Fa·d 2/2=0
最不利情况, F 与 H,V面的合力共面
1,作计算简图
Fa
Fr
FR2VFR1V
Ma
Ma=Fa·d 2/2
KL
FrFt Fa F
例题 14-1,P,231 图 14-18有错
(2) 安装型式 (3)角接触轴承的轴向载荷
四, 轴承的轴向载荷 FＡ P.260
1.径向接触轴承 － (6, 1, 2类 ) Fa1 2
1 2Fa
2.角接触轴承 (3,7类 )
一端固定、一端游动
FA1F
a指向者受力
FA2
(1)内部轴向力 Fi′
∵ α＞ 0,∴ 在 FＲ 作用下 →F′= ∑Fi′
→内外圈分离 → ∴ 成对使用
F′的大小 →查表 (16-13)P.261
两端固定 →
→ 固定端受力
?
Fi′
FR
－产生原因：
FA1= Fa,FA2=0
FA1=0,FA2= Fa
(2)（成对使用）安装型式：
角接触轴承应成对使用 →以抵消内部轴向力和避
免轴产生轴向窜动
① 正安装 （内八字、面对面）
→两轴承外圈的窄边相对 →Ｆ ′面对面
→支点内移 →宜 Ⅰ 型 →刚度 ↑
② 反安装 （外八字、背对背）
→两轴承外圈的宽边相对 →Ｆ ′背对背
→支点外移 →宜 Ⅱ 型 →刚度 ↑
F1′ F2′
?
?
F1′ F2′?
?
(3)角接触轴承的轴向载荷 FA１, FＡ２
轴向载荷 ┌轴上外载荷 Fa → FA＝？
└轴承的内部轴向力 F′ FaF
1′
F2′
S2
S1
⑴ 当 F1′+Fa ＞ F2′
⑵ 当 F1′+Fa ＜ F2′→
┌FA1=
└FA2=
→右边压紧 →S2
→ F1′+Fa =F2′+ S2
F1′
F2′+ S2 ＝ F1′+ Fa
→ F1′+Fa ＋ S1＝ F2′
左边压紧 →S1
┌ FA1 ＝
└ FA2 ＝ 解题,① 画安装简图 → 求 F1′,F2′
F1′＋ S1＝ F2′ － Fa
F2′
② FA=┌本身的内部轴向力
└除本身的内部轴向力外其余轴向力之和
大者
分析,F1′+Fa与 F2′比较
FaF
1′
F2′
F1′+Fa ＞ F2′
┌ FA1＝ F1′
└ FA2＝ F1′ ＋ Fa
F1′+Fa ＜ F2′
┌ FA1 ＝ F2′ － Fa
└ FA2 ＝ F2′
⑴ 当 F1′+Fa＞ F2′
∵ F1′＞ F2 ′－ Fa
⑵ 当 F1′+Fa＜ F2′
∵ F1′＜ F2′－ Fa
┌FA2 ＝
└ FA2 ＝
F1′
F2′－ Fa
F2′
F1′ ＋ Fa
∴ ┌ FA1＝ F1′
└ FA2＝ F1′ ＋ Fa
∴ ┌ FA1 ＝ F2′ － Fa
└ FA2 ＝ F2′
Fa
F1′ F
2′
对比,┌ FA1＝
└ FA1＝
对比：
结论相同
① 画安装简图 → 求 F1′,F2′
② FA=┌本身的内部轴向力
└除本身的内部轴向力外其余轴向力之和
大
者
方法 ?
1.判断压紧、放松端
正安装－ 合力指向 压紧端
反安装－ 合力指向 放松端
压紧端－
FA紧 =除本身的内部轴向力外 其余轴向力之和
放松端－
FA松 =本身的内部轴向力
2.求 FA1,FA2
Fa
F1′
F2′
F1′
F2′
Fa
方法 ?
F1′+Fa＞ F2′
??紧 ?松
F2′+Fa＞ F1′
??紧 ?松
┌ FA1＝ F1′
└ FA2＝ F1′ ＋ Fa
┌ FA1 ＝ F2′ + Fa
└ FA2 ＝ F2′
例 3:一对反装 7312AC轴承,FR1＝ 5000N,
FR2＝ 8000N,Fa＝ 2000N，由 1轴承指向
2轴承，求 FA1,FA2。
解,① 画安装简图,F2′与 FA同向
② 求 FA1,FA2→
∴ FA1＝ F2′＋ Fa＝ 7440N ∴ FA2＝ F2′＝ 5440N
F1′＝ 0.68FR1＝ 0.68× 5000＝ 3400N
F2′＝ 0.68FR2＝ 0.68× 8000＝ 5440N
F2′F1′
1 Fa 2
FR1 FR2
┌FA1＝
└FA1＝
┌FA2＝
└FA2＝
F1′=3400N
F2′＋ Fa=7440N
F2′=5440N
F1′－ Fa=1400N
方法 ?:
?F2′＋ Fa ＝ 7440N＞ F2′＝ 5440N ∴ ?紧 ?松
∴ FA1＝ F2′＋ Fa＝ 7440N,FA2＝ F2′＝ 5440N
五, 轴承寿命计算步骤
求 FR1,FR2
例 4:接上题,如果 n＝ 960r/min,fP＝ 1.2,求轴承寿命
→ 求 FA1,FA2→ 求 P1,P2→ 求 Lh(C′)
解,查得 7212AC轴承的 C＝ 58200N,e＝ 0.68
∵ FA1／ FR1＝ 7440／ 5000＝ 1.488＞ e
∴ X1＝ 0.41, Y1＝ 0.87
P1＝ X1FR1＋ Y1FA1＝ 0.41× 5000＋ 0.87× 7440＝ 8523N
∵ FA2／ FR2＝ 5440／ 8000＝ 0.68= e
P2＝ FR2＝ 8000N
∴ X2＝ 1,Y2＝ 0
∵ P1＞ P2 ∴ Ⅰ 轴承危险
作业 p.267,16-6,
16-8(左 1，右 2)
轴上 Fa由 1→2
(FA1＝ 7440N,FA2=5440N,FR1＝ 5000N,FR2＝ 8000N)
h
Pf
Cf
n
L
P
rt
h 32 00)8.85 222.1
58 20 0(
96 060
10)(
60
10 36
1
6
?
?
?
?
?? ?
1,求 FR1,FR2,(径向载荷 )→ 求支反力
2,求 FA1,FA2,(1)径向接触轴承 (6, 1, 2类 )
Fa1 2
1 2Fa└ 一端固定、一端游动 FA1= Fa,FA2=0
Fa指向者受力
FA1=0,FA2= Fa
┌ 两端固定 →
→ 固定端受力
( 2)角接触轴承 (3,7类 )
安装型式 正安装 → Ｆ ′面对面反安装 → Ｆ ′背对背
F1′ F2′
F1′ F2′
① 画安装简图 → 求 F1′,F2′ 表 (16-13)P.261
② FA=┌本身的内部轴向力
└除本身的内部轴向力外其余轴向力之和
大者
轴承寿命计算小结,
3.求 P1,P2:(当量动载荷Ｐ )
P＝ XFR＋ YFA① 查判断系数 e
深沟球轴承－
角接触球轴承
圆锥滚子轴承
按 12.3FA/C0r (12.3Fa/C0r) 查 e
┌ α ＝ 15° →按 12.3 FA/C0r 查 e
└α＝ 25°, α ＝ 40° →表 16-12
→e=1.5tg α p.296
② 判 FA/FR 与 e 的关系 →定 X,Y
┌FA/FR≤e － 轴向力较小,可忽略不计,只计 FＲ →
Ｐ＝ FＲ →即,X=1,Y=0
? ?－ 轴向力较大,要计 →即,X 1,Y 0└FA/FR＞ e
4.求 Lh(C′)
??
6
6
10
60)(
60
10 h
t
P
P
t
h
nL
f
PfC
Pf
Cf
n
L ?? 堂上作业
§ 16-5 滚动轴承组合设计 P.265
(一 )轴承组合轴向固定 p.265
一,轴承轴向固定要求,
二, 轴承的轴向固定
三, 轴承组合的轴向固定
1.防止轴向窜动
2.能进行轴承间隙调整
3.必要时允许轴承轴向游动 (受热伸长 )
(二 )轴承的周向固定（配合）
(三 )轴承的装拆 →利于装拆 (可靠、方便、不损坏 )
(四 )轴承组合的调整
1.内圈
固定
在轴
上
轴肩
套筒
轴用弹性挡圈
圆螺母＋止退垫圈
2.外圈
固定
在座
孔上
轴承端盖
孔用弹性圈
座孔凸肩
螺纹环
轴端挡板＋螺钉
二, 轴承的轴向固定
2.一端固定、一端游动：
3.两端游动,
三, 轴承组合的轴向固定：
1.两端固定 ① 每个支点固定一个方向 →双向均固定
内圈固定内侧，
外圈固定外侧
正安装,同上
反安装,内圈固定外侧，
外圈固内侧
Fa1 2
角接触轴承
(3,7类 )
轴承
固定
方式
径向轴承
(6,1,2类 )
③ 要求 3:
应用, 跨距短,温差不大
C
不可调游隙轴承,
可调游隙轴承,
② 要求 2:调整垫片
C查手册 P.151
在不受 FA端留间隙
C=0.25~0.4
→其中一个支点双向固定，另一支点不固定
固定支点 －
游
动
支
点
内外圈的内外侧均固定
1,2,6类轴承,
N类轴承：
3,7类轴承：
固定内圈两侧,外圈与座孔
间隙配合
内外圈内外侧均固定
不可作游动支点
应用, 跨距长,温差大
12 Fa
一端固定，一端游动
2.一端固定，一端游动
轴承
固定
方式
应用, 特殊场合
3.两端游动
1.以轴承为基准件 →
轴承与轴, 基孔制 φ50k6(m6)
轴承与孔, 基轴制 φ100H7(J7,Js7)
2.转动圈比固定圈紧
φ50 H7/k6φ50k6φ100H7/k6φ100H7
轴承不标
(二 )轴承的周向固定（配合） p.267
→利于装拆 (可靠、方便
、不损坏 )
① 轴承内圈Ｒ＞轴肩处ｒ
② 轴承定位高度不宜过高
→拆卸时不损坏
图 16-17,16-18
轴肩
轴承内圈
Ｒ
ｒ
(三 )轴承的装拆
③ 安装轴承轴段不宜过长 →易装易拆
① 轴承间隙调整（相对运动、储存润滑剂）
→调整垫片 ;调节螺钉 图 16-14 p.266
② 轴承组合位置调整（锥齿轮）：
套筒＋垫片 图 16-16
不可调游隙轴承, 在不受 FA端留间隙 C=0.25~0.4
可调游隙轴承, C查手册 P.151
(四 )轴承组合的调整
§ 16-4 轴承的润滑与密封 p.263
1.润滑 －
2.密封 －
(dn＜ (1.5～ 2) × 105mm·r/min),承载力
大，不易流失，易密封维护
润滑效果好，具冷却、清洗作用，供油及
密封麻烦 →浸油不超过滚动体的中心
减少阻力、磨损、噪音，冷却，吸振防锈
保证润滑良好、防止外泄，防止灰尘、水
气、杂质、酸气进入
表 16-14接触式
非接触式：
组合密封
毛粘圈
密封圈
缝隙式装置
迷宫装置
脂 润滑 →
油 润滑 →
毛粘圈
密封圈
接触式
非接触式,缝隙式装置
迷宫装置
组合密封 毛粘圈 密封圈 缝隙式
迷宫装置
小结,1,滚动轴承的主要
类型及代号（ 6,7,3类）
2,基本额定寿命 (Ｌ 10,Ｌ h)
3,；基本额定动载荷 C;
当量动载荷 P的定义。
3.角接触轴承安装型式及特点。
4.滚动轴承的失效形式及寿命计算。 (6,7,3类）
5.轴承组合轴向固定形式及安装调整。
