页数：121页文件大小：7.23 MB来源： 机械设计ppt课件
本课件系统讲解滚动轴承，涵盖轴承的构造、材料与类型特点，轴承代号的编制规则与识读方法，疲劳点蚀等失效形式与计算准则，基本额定寿命、当量动载荷与角接触轴承轴向力的计算，以及支承组合结构设计。
滚动轴承封面
第十一章滚动轴承
基本概念
主要任务
构造内圈：装在轴上
1.构造内圈：装在轴上。
外圈：装在轴承座孔中。
滚动体：在两套圈之间滚动并传递载荷。
保持架：将滚动体均匀隔开。
外圈滚动体内圈保持架滚动体分为：球滚子：圆柱形、圆锥形、滚针、鼓形等11.1滚动轴承的构造和特点
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保持架
材料、热处理及用途
材料特点
（与滑动轴承相比）1)摩擦系数小，f=0.001~0.0042)启动灵活；
3)润滑容易4)标准化、互换5)但抗冲击差，重载能力差，很难做成剖分式
11.2 滚动轴承的类型
1011.2滚动轴承的类型和选择一、滚动轴承的类型按滚动体的形状可分为轴承公称接触角α:滚动体与外圈轨道接触点的法线和轴承半径方向的夹角αααα=0oα=0oα=90o径向接触轴承推力轴承向心角接触轴承球轴承滚子轴承点接触线接触
推力球轴承
向心轴承径向接触
11.向心轴承径向接触轴承(α=0o)向心角接触轴承(0o<α≤45o)2.推力轴承轴向接触轴承(α=90o)推力角接触轴承(45o<α<90o)常用的滚动轴承类型及特性见下表
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调心滚子轴承
主要特性和应用允许偏转角极限转速承载方向
深沟球轴承实例
轴承名称类型代号结构简图承载方向
角接触球轴承
主要特性和应用允许偏转角极限转速承载方向
结构简图轴承名称类型代号能同时承受较大的径向、轴向联合载荷，因系线接触，承载能力大于“7”类轴承。
内、外圈可分离，装拆方2'中圆锥滚子轴承3便，成对使用
圆锥滚子轴承实例
推力球轴承转速低
215推力球轴承转速低，单向垂直载荷N圆柱滚子轴承只承受径向载荷
推力球轴承实例
轴承名称类型代号结构简图承载方向
极限允许偏转速转角主要特性和应用滚针轴承NA只能承受径向载荷,承载能力大,径向尺寸特小,一般无保持架,因而滚针间有摩擦,轴承极低不允许限转速低。
这类轴承不允许有角偏差。
轴承内、外圈可分离可以不带内圈
滚针轴承实例
滚动轴承类型的选择25选择滚
二、滚动轴承类型的选择25选择滚动轴承类型时可参考以下几点：1载荷大小、构成、波动情况2工况条件：转速、温度等3环境：温度变化、清洁程度、膨胀等4结构：分离、调心、游动等5使用要求：刚度、寿命、价格等
当载荷较大或有冲击载荷时
1当载荷较大或有冲击载荷时，宜用滚子轴承；
当载荷较小时，宜用球轴承。
2当只受径向载荷时，或虽同时受径向和轴向载荷，但以径向载荷为主时，应用向心轴承。
当只受轴向载荷时，一般应用推力轴承，而当转速很高时，可用角接触球轴承或深沟球轴承。
当径向和轴向载荷都较大时，应采用角接触轴承。
当转速较高时
（3）当转速较高时，宜用球轴承；
当转速较低时，27可用滚子轴承，也可用球轴承。
4当要求支承具有较大刚度时，应用滚子轴承。
5当轴的挠曲变形大或轴承座孔直径不同、跨度大而对支承有调心要求时，应选用调心轴承。
6为便于轴承的装拆，可选用内、外圈分离的轴承。
7从经济角度看，球轴承比滚子轴承便宜，精度低的轴承比精度高的轴承便宜，普通结构轴承比特殊结构的轴承便宜。
11.3 滚动轴承代号下表表示滚
2811.3滚动轴承代号下表表示滚动轴承代号的构成122后置代号基本代号前置代号其它配置代号游隙组代号精度等级代号轴承材料变化代号保持架结构及材料变化代号密封防尘与外圈形状变化代号内部结构代号内径代码（占位）尺寸系列代号（占位）类型代号（占位）成套轴承分部件
代号轴承类型代号轴承类型7角接触球
29代号轴承类型代号轴承类型7角接触球轴承0双列角接触球轴承8推力滚子轴承1调心球轴承9推力圆锥滚子轴承2调心滚子轴承N圆柱滚子轴承29推力调心滚子轴承NA滚针轴承3圆锥滚子轴承U外球面球轴承4双列深沟球轴承L直线轴承5推力球轴承6深沟球轴承基本代号1.类型代号用数字或字母表示滚动轴承主要类型代号表
302.尺寸系列代号宽度系列与直径
系列由宽度系列代号和直径系列代号组成。
宽度系列：指内外径相同的轴承具有不同的宽度；
直径系列：指内径相同的轴承有几个不同的外径。
直径系列代号宽度系
列代号宽2正常1窄0轻2221202中3231303重424140431尺寸系列代号
内径代号32示例内径代号轴承内径d/
3.内径代号32示例内径代号轴承内径d/(mm)深沟球轴承6201内径d=12mm001010~17011202150317深沟球轴承6210内径d=50mm用内径除以5得的商数表示。
当商数只有个位数时，需在十位数处用0占位20~495(22、28、32除外)深沟球轴承62/500,内径d=500mm62/22,内径d=22mm用内径毫米数直接表示，并在尺寸系列代号与内径代号之间用“/”号隔开≥500以及22、28、32用数字表示轴承的内径尺寸
334.内部结构代号代号示例
对应旧标准C角接触球轴承公称接触角α=15°7210C36210AC角接触球轴承公称接触角α=25°7210AC46210B角接触球轴承公称接触角α=40°7210B6621032310B—E圆锥滚子轴承接触角加大加强型,改进结构设计,增大承载能力NU207E32207E5.公差等级代号示例精度低精度高6206/P5/P2/P4/P5/P6/P0D206BCDEG对应旧标准基本后置代号
成对使用配置代号
6.成对使用配置代号/DT/DF/DB代号串联安装方式面对面安装方式背对背安装方式含义示例436210336210236210旧标准
轴承代号按表
7.轴承代号的编制规则(1)轴承代号按表11-2所列的顺序从左至右排列。
(2)当轴承类型代号用字母表示时,字母与其后的数字之间应空一个字符。
(3)基本代号与后置代号之间应空一个字符,但当后置代号中有“-”号或“/”号时,不再留空。
(4)在尺寸系列代号中,位于括号中的数字省略不写。
(5)公差等级代号中的/PO省略不写。
35代号编制规则
例如:7210C/P5/DF7210C/
36例如:7210C/P5/DF7210C/P5/DF轴承类型为角接触球轴承面对面配置轴承精度等级为5级公称接触角α=15o空一个字符轴承内径d=5×10=50mm尺寸类型代号,其中宽度类型代号为0,窄系列,省略不写,直径系列代号为2,轻系列
例如:解释轴承代号的含义
6220362203精度等级—普通级轴承内径d=17mm直径系列代号，2（轻）系列宽度系列代号，2（宽）系列深沟球轴承
11.4 滚动轴承的失效形式
和计算准则一、滚动轴承的失效形式
疲劳点蚀2.塑性变形
1.疲劳点蚀2.塑性变形，冲击载荷3.严重磨损（磨粒/冲击）4.胶合/发兰/发黑5.膨胀卡死/元件断裂6.热失稳39一、滚动轴承的失效形式
401.疲劳点蚀
滚动体和套圈滚道承受循环接触应力。
点蚀使轴承产生振动和噪音而失效。
塑性变形
2塑性变形：对于转速很低或间歇摆动的轴承，会因过大的载荷或冲击载荷，使滚动体或内、外圈滚道产生塑性变形，形成不均匀的凹坑。
严重磨损多尘条件下工作的轴承
3.严重磨损多尘条件下工作的轴承，易产生磨粒磨损。
胶合/发兰/发黑润滑不良的高速轴承
4.胶合/发兰/发黑润滑不良的高速轴承，易产生胶合
膨胀卡死/元件断裂
5.膨胀卡死/元件断裂
滚动轴承的计算准则
二、滚动轴承的计算准则45对于转动的滚动轴承,疲劳点蚀是其主要失效形式,因而主要是进行寿命计算,必要时再作静强度校核。
对于不转动、低速或摆动的轴承，局部塑性变形是其主要失效形式，因而主要是进行静强度计算。
对于高速轴承，发热以至胶合是其主要失效形式，因而除进行寿命计算外还应该校核极限转速。
11.5 滚动轴承的寿命计算一
4611.5滚动轴承的寿命计算一、基本概念与公式疲劳寿命轴承寿命的可靠度在一定载荷下运转的单个滚动轴承，出现疲劳点蚀前所经历的总转数或在一定转速下所经历的小时数，称为滚动轴承的疲劳寿命。
疲劳寿命具有离散性。
一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分率，称为轴承寿命的可靠度。
基本额定寿命L一批相同的轴承在相同条件下运转，其可靠度为90%时，能达到或超过的寿命称为基本额定寿命。
L(106r)或Lh(h)基本额定动负荷C轴承工作在100℃以下，基本额定寿命为L=1×106r时，轴承所能承受的最大载荷称为基本额定动负荷。
47•基本额定动负荷的方向
对可靠度R=0.
9，在载荷P作用下的基本额定寿命公式为CεL=(106r)P106hh60nPCεL=10648fCεLh=Th60nfPP寿命计算设计：Lh≥Lh’(预期寿命)
滚动轴承的寿命计算一
对R≠0.9,材料和润滑状态变化时，需要考虑修正：Ls=Lh×α1×α2×α3α1–可靠度修正系数；
当R>0.9，α1<1α2–材质系数:普通轴承钢，α2=1；
真空脱气轴承钢，α2>1；
真空重熔轴承钢，α2 >1α3–润滑状态系数,dn值很低时，不易润滑，α3<1;
轴承预期寿命
参考值50Lh/h使用场合500不经常使用的仪器和设备4000～8000短时间或间断使用，中断时不致引起严重后果8000～12000间断使用，中断会引起严重后果12000～20000每天8h工作的机械40000～6000024h连续工作的机械
当量动载荷对于同时作用有径向载荷和轴
51二、当量动载荷对于同时作用有径向载荷和轴向载荷的轴承，在进行轴承寿命计算时，为了和基本额定动负荷进行比较，须把实际载荷折算为与基本额定动负荷的方向相同的一假想载荷，在该假想载荷作用下轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同，则称该假想载荷为当量动载荷，用P表示。
当量动载荷P的计算式为P=XFr+YFaFr、Fa−−轴承的径向载荷和轴向载荷X、Y−−径向系数和轴向系数P=Fr向心轴承只承受径向载荷时推力轴承只承受轴向载荷时P=Fa
角接触轴承的内部轴向力大小52方向
三、角接触轴承的内部轴向力大小52方向
由力的平衡条件得
53W+S2=S1+A作用在轴承2上的轴向载荷为作用在轴承Ι上的轴向载荷只有自身的内部轴向力,即Fa1=S1Fa2=W+S2=A+S1若S1+A>S2
滚动轴承的寿命计算一
Fa1=S1Fa2=S254（1）当Fa+S2=S1时：；
当Fa+S2>S1时
（2）当Fa+S2>S1时:Fa1=Fa+S2Fa2=S2；
当Fa+S2<S1时
（3）当Fa+S2<S1时：Fa1=S1；
Fa2=S1−Fa56
结论：放松端轴承的轴向载荷
等于它本身的内部轴向力，压紧端轴承的轴向载荷等于除本身内部轴向力外其余轴向力的代数和。
小结：1—轴承的轴向载荷与轴承部件的结构
尤其是固定方式密切相关；
2—轴承的轴向载荷可根据分离体的轴向力平衡条件确定，阻止分离体做轴向移动的轴承的轴向载荷，为轴向外载荷与另一个轴承的内部轴向力的合力，而另一个轴承的轴向载荷为其自身的内部轴向力。
轴承寿命计算程序框图已知
59四、轴承寿命计算程序框图已知Fr1、Fr2、A、n、L'h、工况选择类型选择代号查C、C0计算S1、S2计算Fa1、Fa2计算Fa/C0查e值查X、Y值P=XFr+YFa106f×CεLh=T60nfP×P输出结果Lh≥L'hYFa/Fr>eYP=Fr查fp、fTNN
11.6 滚动轴承的静强度计算滚
6011.6滚动轴承的静强度计算滚动轴承的静强度校核公式为C0≥S0P0S0−−静强度安全系数P0−−当量静载荷,N低速、静止、摆动的轴承，不会产生疲劳，但容易产生冲击塑性变形滚动轴承中受载最大的滚动体与最弱座圈滚道的接触处的塑性变形量之和为滚动体的1/10000时的载荷，是轴承的基本额定静负荷C0（国标规定）
当量静载荷P0是一个假想
载荷，其作用方向与基本额定静负荷相同，而在当量静载荷作用下，轴承的受载最大滚动体与滚道接触处的塑性变形总量与实际载荷作用下的塑性变形总量相同。
对于向心轴承、角接触轴承，当量静载荷取下面两式中计算出的较大值P0=X0Fr+Y0FaP0=FrX0、Y0−−分别为静径向系数和静轴向系数
11.7 滚动轴承的极限转速
于是,轴承允许的极限转速
11.8 滚动轴承部件结构设计
641、在机器中滚动轴承部件包括：传动件、轴、滚动轴承、机体、润滑及密封结构等2、滚动轴承部件结构设计的目的：1确保轴上零部件有正确的位置；
2确保能够传递合适的动力和运动；
3确保有良好的工艺和承载性能。
*分析力和运动的传递路线
轴承部件的轴
一、轴承部件的轴向固定1.两端固定支承跨距l<300~350mm温度变化较小C=0.25~0.35mm65
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圆锥滚子轴承用于两端固定支承
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一端固定
2.一端固定、一端游动支承跨距l>300mm温度变化较大C=2~3mm69
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两端游动支承
3.两端游动支承：72用于人字齿轮传动，但大齿轮轴两端固定
圆柱滚子轴承用于两端游动支承
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轴承部件的调整调整的目的
二、轴承部件的调整调整的目的：1）补偿加工误差2）弥补热膨胀；
1.轴承间隙的调整75调整的方法：1）垫片2）调整螺钉法；
轴上传动
2.轴上传动件位置的调整位置需要调整的零件：1）圆锥齿轮的定点调整2）蜗杆传动的中间平面调整；
轴承组合位置的调整
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滚动轴承的配合
轴承的装拆方法1）热套装
四、轴承的装拆方法1）热套装；
2压力装配（防止压坏轴承元件）；
3快速感应加热装置；
4螺纹套、油压装配等·专用拆卸器
错误的施力正确的施力装拆滚动轴承时
不能通过滚动体来传力，以免造成滚道或滚动体的损伤。
由于轴承的配合较紧，装拆时以使用专门的工具为宜。
配合过盈量小的中、小型轴承可用手锤打入或压力机压入；
配合过盈量大的轴承常用温差法装配。
具体的装拆方法
滚动轴承的润滑和密封831.滚
润滑剂选用及用量1重载低速
滚动轴承的密封1目的
5.滚动轴承的密封1目的：防止润滑油泄漏；
防止异物进入。
2密封方法：(a)防尘盖—与轴承一体；
(b)接触式密封：低速(c)非接触式密封：高速
滚动轴承的密封说明适用场合图例密封类型
矩形断面的毛毡圈安装在梯形槽内，毛毡受到压力而紧贴在轴上，从而起到密封作用脂润滑。
要求环境清洁，轴颈圆周速度v不大于4m/s~5m/s，工作温度不超过90ºC接触式密封唇型密封圈用皮革、塑料或耐油橡胶制成，有的具有金属骨架，有的没有骨架，是标准件单向密封86脂或油润滑。
轴颈圆周速度v<7m/s,工作温度范围-40ºC~100ºC
密封类型图例适用场合说明脂润滑
87密封类型图例适用场合说明脂润滑。
干燥清洁环境靠轴与盖间的细小环节间隙密封,间隙愈小愈长,效果愈好,间隙δ取0.1mm~0.3mm`非接触式密封度不高于密封用脂的滴效果可靠脂润滑或油将旋转件与静止件之间的润滑。
工作温间隙作成迷宫（曲路）形式，在间隙中充填润滑油或润滑脂以加强密封效果。
迷宫点。
这种密封或密封分径向、轴向两种：图（a）径向曲路，径向间隙δ不大于0.1mm~0.2mm;
图(b)轴向曲路,考虑轴的伸长,间隙可取大些
11.9 减速器输出轴部件设计
8811.9减速器输出轴部件设计输出轴部件设计过程主要包括：1初定尺寸2画结构草图（3）校核计算（4）完成部件图设计（5）完成零件图设计
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减速器输出轴部件设计
11042↓Fr1Fr2↓←Fa
寿命指数错误
某圆锥齿轮减速器的主动轴
选用一对相同的圆锥滚子轴承支承,两个轴承所受径向力分别为:Fr1=3551N，Fr2=1168N，作用于轴上的轴向载荷Fa=292N，轴的转速n=620r/min，轴的直径d=30mm，工作中有轻微冲击，工作温度低于1200C，要求轴承寿命不低于35000h，试选择轴承型号。
解：（1）初选滚动轴承型号。
根据工作条件和轴径，初选30306型轴承，由手册查得C=55800N，e=0.31,Y=1.9(2)计算轴承轴向载荷对于圆锥滚子轴承，S=Fr/2YS1=Fr1/2Y=3551/2*1.9=935N；
S2=Fr2/2Y=1168/2*1.9=307N因为S2+Fa=307+292=599N<S1=935N,轴承2被压紧，轴承1被放松
计算轴承的当量动载荷
所以Fa1=S1=935N，Fa2=S1-Fa=935-292=643N(3)计算轴承的当量动载荷。
Fa1/Fr1=935／3551＝0.26<e，由表11.12和手册查得X=1,Y=0,轻微冲击，由表11.10查得fp=1.2，当量动载荷P1=XFr1+YFa1=3551N.Fa2/Fr2=643/1168=0.55>e＝0.31，由表11.12和手册查得X=0.4,Y=1.9,轻微冲击，由表11.10查得fp=1.2,当量动载荷P2=XFr2+YFa2=1689N.(4)计算轴承寿命。
由于P1>P2，故按P1计算，由表11.9查得fT=1p10760nfP10655800=130605h>3500h10360×6201.2×3551T=106fCLh=ε故所选轴承能够满足要求。
指出图示轴系部件中的错误结构
并简单说明错误原因，相同错误按一处计（指出除示例1外的六处即可，轴承采用脂润滑）。
109110324657891处键连接
处与右端盖密封处的轴之间应设计成阶梯结构；
2处端盖与轴间应有间隙；
3处定位套高度高于轴承内圈；
4处轴长度应小于轴毂长度；
5处键应离开轴肩；
6处定位轴肩高度高于轴承内圈；
7处应有凹进以减少重量（或材料），减少加工量；
8处座孔应有倒角或端盖有退刀槽；
9处轮毂圆角（或倒角）应大于轴肩圆角（或倒角）；
10处应加垫片以调整轴承间隙。
指出图示轴系部件中的错误结构
并简单说明错误原因，相同错误按一处计（指出除示例1外的六处即可，轴承采用脂润滑）。
减速器输出轴部件设计
11011123456789答：1处键连接处与右端盖处的轴之间应设计成阶梯结构；
2处端盖与轴间应有间隙；
3处键应离开轴肩；
4处定位套高度高于轴承内圈；
5处轴长度应小于轴毂长度；
6处键右端不应超出轴肩界面；
处定位轴肩高度高于轴承内圈
7处定位轴肩高度高于轴承内圈；
8处应有凹进以减少重量（或材料），减少加工量；
9处轴与轮毂应有圆角（或倒角），且轮毂圆角（或倒角）应大于轴肩圆角；
10处应加垫片以调整轴承间隙。
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指出图示轴系部件中的错误结构
（用笔画出错误之处，并简单说明错误原因，相同错误按一处计）。
滚动轴承内圈的定位轴肩已高于内圈高度
1滚动轴承内圈的定位轴肩已高于内圈高度，无法拆卸。
2轴环处圆角半径大于轮毂圆角半径，无法实现对轮毂的轴向定位。
3安装齿轮处键槽位置偏左，应该稍偏向右端。
4轮毂的宽度小于相应轴段的宽度，无法实现对轮毂的轴向定位。
5密封圈处轴承盖与轴之间没有间隙。
一水泵选用6207轴承支承
已知转速n=2900rpm,轴承所受径向载荷Fr=2300N,轴向载荷Fa=540N,试计算轴承寿命。
（C0r=15.2KN,Cr=25.5KN，fp=1.1）
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试分析图示齿轮轴轴系结构上的结构错误
在图中编号并指出错误原因。
轴承采用脂润滑。
（指出6处不同错误即可，每处2分，相同错误算1处）
指出图示脂润滑轴系部件中的错误结构
（用笔画出错误之处，并简单说明错误原因，不要求改正。
指出10处即可，相同错误按一处计）。
轴承的基本额定寿命是什么含义？
轴承的基本额定动负荷C是什么含义？
轴承的当量动载荷P是什么含义？
如何计算？
角接触滚动轴承的内部轴向力是如何产生的？
如何计算轴承实际承受的轴向力？
为什么要对滚动轴承手册中给定的轴承极限转速进行修正？
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