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第十八章 滚动轴承
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§18-1 滚动轴承的结构及类型 一、滚动轴承的结构 滚动轴承一般是由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。 滚动轴承的具体结构见图18-1。
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图18-1滚动轴承结构
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滚动轴承的安装与工作 通常内圈随轴颈转动，外圈装在机座或零件的轴承孔内固定不动。 内外圈都制有滚道，当内外圈相对旋转时，滚动体将沿滚道滚动。保持架的作用是把滚动体沿滚道均匀地隔开，如图18-2所示。
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图18-2 滚动轴承运动
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滚动轴承的材料 滚动体与内外圈的材料应具有高的硬度和接触疲劳强度、良好的耐磨性和冲击韧性。一般用含铬合金钢制造，经热处理后硬度可达HRC61~65，工作表面须经磨削和抛光。保持架一般用低碳钢板冲压制成，高速轴承多采用有色金属或塑料保持架。
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滚动轴承的特点和使用 与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，起动灵敏、效率高、润滑简便和易于互换等优点，所以获得广泛应用。它的缺点是抗冲击能力较差，高速时出现噪声，工作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承。 由于滚动轴承已经标准化，并由轴承厂大批生产，所以，使用者的任务主要是熟悉标准、正确选用。
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滚动体的形状 图18-3给出了不同形状的滚动体，按滚动体形状滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。滚子又分为长圆柱滚子、短圆柱滚子、螺旋滚子、圆锥滚子、球面滚子和滚针等。
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图18-3 滚动体的形状
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滚动轴承常用类型和特性 根据需要，滚动轴承有许多不同的类型，类型不同它们的性能也不相同。 常用滚动轴承的类型和特性，见表18-1。
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由于结构的不同，各类轴承的使用性能如下：
1．承载能力 在同样外形尺寸下。滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.5~3倍。所以，在载荷较大或有冲击载荷时宜采用滚子轴承。但当轴承内径d20mm时，滚子轴承和球轴承的承载能力已相差不多，而球轴承的价格一般低于滚子轴承，故可优先选用球轴承。
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2．接触角 接触角是滚动轴承的一个主要参数，轴承的受力分析和承载能力等与接触角有关。表18-2列出各类轴承的公称接触角。 滚动体套圈接触处的法线与轴承径向平面（垂直于轴承轴心线的平面）之间的夹角称为公称接触角。公称接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大。
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滚动轴承按其承受载荷的方向或公称接触角的不同，可分为：
（1） 径向轴承，主要用于承受径向载荷，其公称接触角从0到45； （2） 推力轴承，主要用于承受轴向载荷，其公称接触角从大于45到90（表18-2）。
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由于接触角的存在，角接触轴承可同时承受径向载荷和轴向载荷。公称接触角小的，如角接触向心轴承，主要用于承受径向载荷；公称接触角大的，如角接触推力轴承，主要用于承受轴向载荷。径向接触向心球轴承的公称接触角为零（表18-2），但由于滚动体与滚道间留有微量间隙，受轴向载荷时轴承内外圈间将产生轴向相对位移，实际上形成一个不大的接触角，所以它也能承受一定的轴向载荷。
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3． 极限转速nc 滚动轴承转速过高会使摩擦面间产生高温，润滑失效，从而导致滚动体回火或胶合破坏。轴承在一定载荷和润滑条件下，允许的最高转速称为极限转速，其具体数值见有关手册。各类轴承极限转速的比较，见表18-1。如果轴承极限转速不能满足要求，可采取提高轴承精度、适当加大间隙、改善润滑和冷却条件、选用青铜保持架等措施。
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4． 角偏差 轴承由于安装误差或轴的变形等都会引起内外圈中心线发生相对倾斜。其倾斜角称为角偏差。各类轴承的允许角偏差见表18-1。
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三、滚动轴承的代号 滚动轴承的类型很多，而各类轴承又有不同的结构、尺寸、精度和技术要求，为便于组织生产和选用，应规定滚动轴承的代号。滚动轴承的代号表示方法如下：
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前置代号 基本代号 后置代号 类型代号 尺寸系列代号 内径代号
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（1）内径尺寸代号：右起第一、二位数字表示内径尺寸，表示方法见表18-3。
特别要记住的是直径为20~480mm的表示方法。
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（2） 尺寸系列代号：右起第三、四位表示尺寸系列（第四位为0时可不写出）。为了适应不同承载能力的需要，同一内径尺寸的轴承，可使用不同大小的滚动体，因而使轴承的外径和宽度也随着改变。这种内径相同而外径或宽度不同的变化称为尺寸系列，见表18-4。
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（3） 类型代号：右起第五位表示轴承类型，其代号见表18-1。代号为0时不写出。
（4） 前置代号：成套轴承分部件，见表18-5。 （5） 后置代号：内部结构、尺寸、公差等，其顺序见表18-5，常见的轴承内部结构代号和公差等级见表18-6和18-7。
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例18-1 试说明轴承代号6203/P4和7312C的意义。 窄0轻2 2 深沟球轴承 6 内径17 03 4级精度 /P4 C 角接触球轴承 窄0中3 内径60 公称接触角=15
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§18-2 滚动轴承的失效形式及寿命计算 一、主要失效形式 1．滚动体受力
§18-2 滚动轴承的失效形式及寿命计算 一、主要失效形式 1．滚动体受力 滚动轴承在通过轴心线的轴向载荷（中心轴向载荷）Fa作用下，可认为各滚动体所承受载荷是相等的。
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当轴承受纯径向载荷Fr作用时（图18-4），由于各接触点上存在弹性变形，使内圈沿Fr方向下移一距离，上半圈滚动体不承受载荷，而下半圈各滚动体承受不同的载荷。处于Fr作用线最下位置的滚动体受载最大（Q），而远离作用线的各滚动体，其受载就逐渐减小。对于=0的向心轴承可以导出： 式中，z为轴承的滚动体的总数。
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图18-4滚动体受力分布
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2．滚动轴承的失效形式 （1） 疲劳破坏 如图18-4所示，在工作过程中，滚动体和内外圈不断地接触，滚动体与滚道受变应力作用，可近似地看作是脉动循环。在载荷的反复作用下，首先在表面下一定深度处产生疲劳裂纹，继而扩展到接触表面，形成疲劳点蚀，致使轴承不能正常工作。通常，疲劳点蚀是滚动轴承的主要失效形式。
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（2） 塑性变形 当轴承转速很低或间歇摆动时，一般不会产生疲劳损坏。而很大的静载荷或冲击载荷会使轴承滚道和滚动体接触处产生塑性变形，使滚道表面形成变形凹坑。从而使轴承在运转中产生剧烈振动和噪声，无法正常工作。 此外，使用维护和保养不当或密封润滑不良也能引起轴承早期磨损、胶合、内外圈和保持架破损等失效形式。
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二、轴承寿命 轴承的套圈或滚动体的材料首次出现疲劳点蚀前，一个套圈相对于另一个套圈的转数，称为轴承的寿命。寿命还可以用在恒定转速下的运转小时数来表示。 对于一组同一型号的轴承，由于材料、热处理和工艺等很多随机因素的影响，即使在相同条件下运转，寿命也不一样，有的甚至相差几十倍。
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因此对一个具体轴承，很难预知其确切的寿命。但大量的轴承寿命试验表明，轴承的可靠性与寿命之间有如图18-5所示的关系。可靠性常用可靠度R度量。一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分率，称为轴承寿命的可靠度。如图所示，当寿命L为1(106转)时，可靠度R为90。
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图18-5 轴承寿命曲线
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一组同一型号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额定寿命，单位为百万转（106转）。换言之，即90的轴承在发生疲劳点蚀前能达到或超过的寿命，称为额定寿命。对单个轴承来讲，能够达到或超过此寿命的概率为90。
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三、额定动载荷及寿命计算 大量试验表明：对于相同型号的轴承，在不同载荷F1，F2，F3，作用下，若轴承的额定寿命分别为L1，L2，L3，（106转），则它们之间有如下的关系： =常数
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在寿命L=106转（可靠度为90）时，轴承能承受的载荷为额定动载荷，用C表示。上式可写为
（106转）(18-1) 或 式中， 为寿命指数，对球轴承=3，滚子轴承 =1/3。
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实际计算时，用小时表示轴承寿命比较方便，上式可改写为：
（h） (18-2) 式中，n为轴承的转速，r/min。
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考虑到轴承工作温度高于100C时，轴承的额定动载荷C有所降低，故引进温度系数fT，对C值予以修正，fT可查表18-8。考虑到很多机械在工作中有冲击、振动、使轴承寿命降低，为此又引进载荷系数fF，对载荷F值进行修正，fF可查表18-9。
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修正后的寿命计算式可写为 （h） (18-3) 当已知载荷和所需寿命时，应选的轴承额定动载荷可按下式计算： (N) (18-4)
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以上两式是设计计算时经常用到的轴承寿命计算式，由此可迅速确定轴承的寿命或尺寸型号。各类机器中轴承预期寿命Lh的参考值，列于表18-10中。
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例18-2 试求N207轴承允许的最大径向载荷。已知工作转速n=200r/min、工作温度t<1000C、载荷平稳、寿命Lh=10000h。
解：对向心轴承，由式（18-3）可得载荷为：
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由机械设计手册查得圆柱滚子轴承N207的径向额定动载荷C=27200N；因t<100C，由表18-8查得fT=1，因载荷平稳，由表18-9查得fF=1，对滚子轴承取=10/3。将以上有关数据代入上式，得 N 故在规定的条件下，N207轴承可承受的载荷为6469N。
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四、当量动载荷的计算 滚动轴承的额定动载荷是在一定条件下确定的。对向心轴承是指承受纯径向载荷；对推力轴承是指承受轴向载荷。如果作用在轴承上的实际载荷与上述条件不一样，必须将实际载荷换算为和上述条件相同的载荷后，才能和额定动载荷进行比较。换算后的载荷是一种假定的载荷，称为当量动载荷。径向和轴向载荷分别用R和A表示。
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对于向心轴承，径向当量动载荷P与实际载荷R、A的关系式为
P=XR+YA （18-5） 式中，X为径向系数、Y为轴向系数，可分别按A/R>e或A/Re两种情况，由表18-11查出。参数e反映了轴向载荷对轴承承载能力的影响，其值与轴承类型和A/C0有关，C0是轴承的径向额定静载荷。
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径向轴承只承受径向载荷时，其当量动载荷为
P=R （18-6） 推力轴承只能承受轴向载荷，因此其当量动载荷为 P=A （18-7）
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五、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷计算
角接触球轴承和圆锥滚子的结构特点是在滚动体和滚道接触处存在着接触角。当它承受径向载荷R时，作用在承载区内第i个滚动体上的法向力Qi可分解为径向分力Ri和轴向分力Si。各滚动体上所受轴向分力的和即为轴承的内部轴向力S（见图18-6a中的S1和S2）。轴承的内部轴向力可以按表18-12计算。
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图18-6圆锥滚子轴承的受力
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为了使轴承内部轴向力得到平衡，通常角接触球轴承和圆锥滚子轴承都是成对使用的。在计算轴承所受轴向力A时，除了考虑外部轴向力FA的作用外，还应将由径向载荷R产生的内部轴向力S1和S2考虑进去（见图18-6b）。
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首先按表18-12求得轴承内部轴向力S1和S2。如图18-6c所示，当FA+S1>S2，由于轴不能向右移动，轴承II承受的轴向力显然是 A2=FA+S1。若如图18-6d所示，S2>FA+S1，则轴承II的轴向力是A2=S2。因此轴承II的轴向载荷必然是下列两值中的较大者。
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（18-8） 用同样的方法分析，可得轴承I的轴向力是下列两值中的较大者 （18-9） 当轴向外力FA与图示方向相反时，应取负值，其他计算步骤相同。
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六、滚动轴承的额定静载荷 为限制滚动轴承在过载和冲击载荷下产生的永久变形，应按静载荷作校核计算。按静载荷进行校核的公式如下： （18-10） 或 式中，S0为静载荷安全系数；C为额定静载荷；P为当量静载荷；下标0为静载荷；下标r为径向载荷；下标a为轴向载荷。
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解：（1）先计算轴承1、2的轴向力A1、A2（参见图18-6b）
例18-3一机械传动装置，采用一对角接触球轴承，并暂定轴承型号为7307AC。已知轴承载荷R1=1200 N，R2=2050 N，FA=880 N，转速n=5000 r/min，运转中受中等冲击，预期寿命Lh=2000 h，试问所选轴承型号是否恰当？ 解：（1）先计算轴承1、2的轴向力A1、A2（参见图18-6b） 由表18-12可知70000AC型轴承的内部轴向力为
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因为 所以 而
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（2）计算轴承1、2的当量动载荷 由表18-11查得70000AC型轴承e=0.68，而
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查表18-11可得X1=0.41、Y1=0.87；X2=0.41、Y2=0.87。故径向当量动载荷为
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（3）计算所需的径向额定动载荷C 因两端选择同样尺寸的轴承，而P2＞P1，故应以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据。工作温度正常，查表18-8得fT=1；按中等冲击载荷，查表18-9得fF=1.5。
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求得较大的额定动载荷为 （4）由机械设计手册查得7307AC轴承的径向额定动载荷 C=32800 N。因为 C2＜C，故所选7307AC轴承合适。
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§18-3 滚动轴承的组合设计、润滑与密封 一、滚动轴承的组合设计
为保证轴承在机器中能正常工作，除合理选择轴承类型、尺寸外，还应正确进行轴承的组合设计，处理好轴承与其周围零件之间的关系。也就是要解决轴承的轴向位置固定、轴承与其他零件的配合、间隙调整、装拆和润滑密封等一系列问题。
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1．轴承的固定 （1）双支点单向固定 如图18-7所示，使轴的两个支点中每一个支点都能限制轴的单向移动，两个支点合起来就限制了轴的双向移动。它适用于工作温度变化不大的短轴，考虑到轴因受热而伸长，在轴承盖与外圈端面之间应留出热补偿间隙（图18-7 b）。
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(a) (b) 图18-7 双支点单向固定（一）
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（2）单支点双向固定 这种变化适用于温度变化较大的长轴，如图18-8所示，在两个支点中使一个支点能限制轴的双向移动，另一个支点则可作轴向移动。可作轴向移动的支承称为游动支承，它不承受轴向载荷。图 a右轴承外圈未完全固定，可以有一定的游动量；图b采用的圆柱滚子轴承，其滚子和轴承的外圈之间可以发生轴向游动。
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(a) (b) 图18-8单支点双向固定
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2．轴承组合的调整 （1）轴承的调整 轴承的调整包括轴承间隙调整和轴承位置调整。轴承间隙的调整是通过调整垫片厚度、调整螺钉和调整套筒等方法完成的。轴承组合位置调整是使轴上的零件（如齿轮、带轮等）具有准确的工作位置。 图18-9通过调整轴承端盖与机座间垫片厚度实现轴承间隙的调整。
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图18-9调整垫片
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图18-10为调整螺钉方法。利用调整螺钉对轴承外圈的压盖进行调整以实现轴承的间隙调整。调整完毕之后，用螺母锁紧防松。
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图18-10调整螺钉
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图18-11是调整套筒。整个圆锥齿轮轴系安装在调整套筒中，然后再安装在机座上。通过垫片1调整套筒与机座的相对位置，实现对锥齿轮轴轴向位置的调整。通过垫片2调整轴承的间隙。
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图18-11调整套筒
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（2）轴承的预紧 对某些可调游隙式轴承，在安装时给予一定的轴向预紧力，使内外圈产生相对位移，因而消除了游隙，并在套圈和滚动体接触处产生了弹性预变形，借此提高轴的旋转精度和刚度，称为轴承的预紧。 图18-12是通过外圈压紧预紧，利用夹紧一对圆锥滚子轴承的外圈而将轴承预紧。
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图18-12外圈压紧预紧
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图18-13外圈压紧预紧
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通过弹簧预紧。如图18-13，在一对轴承间加入弹簧，可以得到稳定的预紧力。
图18-14用不同长度的套筒预紧。两轴承之间加入不同长度的套筒实现预紧。预紧力可以由两个套筒的长度差加以控制。
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图18-14 不同长度的套筒预紧
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图18-15利用磨窄套圈预紧。夹紧一对磨窄了外圈的轴承实现预紧。反装时可磨窄轴承的内圈。这种特制的成对安装的角接触球轴承可由生产厂选配组合成套提供。并可在滚动轴承样本中查到不同型号成对安装的角接触球轴承的轻、中、重三个系列预紧载荷值及相应的内外圈磨窄量。
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图18-15磨窄套圈预紧
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(a)弹性挡圈和轴肩 (b)轴端端盖和轴肩 (c)圆螺母和轴肩 (d)圆螺母和止推垫圈 图18-16内圈轴向紧固常用方法
图18-16给出滚动轴承内圈轴向紧固常用方法。 (a)弹性挡圈和轴肩 (b)轴端端盖和轴肩 (c)圆螺母和轴肩 (d)圆螺母和止推垫圈 图18-16内圈轴向紧固常用方法
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图18-16给出了滚动轴承外圈轴向紧固常用方法。a) ；b) ；c) ；d) 。
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(c) 端盖紧固 (d) 螺纹环紧固 图18-17外圈轴向紧固常用方法
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3．滚动轴承的配合 由于滚动轴承是标准件，选择配合时就把它作为基准件。因此，轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴承外圈与轴承座孔的配合则采用基轴制。
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选择配合时，应考虑载荷的方向、大小和性质，以及轴承类型、转速和使用条件等因素。当外载荷方向不变时，转动套圈应比固定套圈的配合紧一些。一般情况下是内圈随轴一起转动、外圈固定不转，故内圈常取具有过盈的过渡配合；外圈常取较松的过渡配合。当轴承作游动支承时，外圈应取保证有间隙的配合。
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4．轴承的装拆 设计轴承组合时，应考虑怎样有利于轴承装拆，以便在装拆过程中不致损坏轴承和其他零件。滚动轴承的装拆以压力法最常用，此外还有温差法、液压配合法等。温差法是将轴承放进烘箱或热油中，使轴承的内圈受热膨胀，然后即可将轴承顺利装在轴上。液压配合法是通过将压力油打入环形油槽拆卸轴承。
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图18-18轴承内圈压装，通过压轴承内圈，将轴承压装到轴上。
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图18-19轴承外圈压装，通过压轴承外圈，将轴承压装到轮毂孔中。
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图18-20用轴承拆卸器拆卸轴承。在设计中应预留拆卸空间。另外应注意：从轴上拆卸时，应卡住轴承的内圈，如图所示。从座孔中拆卸轴承时，应用反向爪拆卸轴承的外圈。
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图18-20 钩爪拆卸器
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当轴不太重时，可以用压力法拆卸轴承，如图18-21所示。注意采用该方法时，不可只垫轴承的外圈，以免损坏轴承。
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18-21垫平轴承压拆轴承
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图18-22是利用在开口圆锥紧定套上的轴承支撑结构装拆轴承。安装轴承时，将圆螺母上紧。在圆螺母沿轴向将轴承压紧在圆锥套上的同时，还在径向压迫圆锥套的开口处使其紧固在轴上。拆卸时，松开螺母使开口处复原，从而很容易将圆锥套与轴分开。
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图18-22 开口圆锥结构
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图18-23利用具有环形油槽的轴颈拆卸轴承。为了轴承的拆卸方便在轴颈上开出环形槽。在拆卸轴承时，将高压油从油路入口打入。在压力油的作用下轴承的内圈撑大、轴颈压缩，实现拆卸。在拆卸时，高压油还可以起到润滑作用。
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图18-23环形油槽
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二、滚动轴承的润滑和密封 润滑和密封对滚动轴承的使用寿命有重要意义。润滑的主要目的是减小摩擦与磨损。滚动接触部位形成油膜时，还有吸收振动、降低工作温度等作用。密封的目的是防止灰尘、水分等进入轴承，并阻止润滑剂的流失。
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1．滚动轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是润滑脂、润滑油或固体润滑剂。一般情况下，轴承采用润滑脂润滑，但在轴承附近已经具有润滑油源时（如变速箱内本来就有润滑齿轮的油），也可采用润滑油润滑。具体选择可按速度因数 dn值来定。d代表轴承内径（mm）；n代表轴承转速（r/min），dn值间接地反映了轴颈的圆周速度，当dn＜(1.5~2)105 mm·r/min时，一般滚动轴承可采用润滑脂润滑，超过这一范围宜用润滑油润滑。
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脂润滑因润滑脂不易流失，故便于密封和维护，且一次充填润滑脂可运转较长时间。油润滑的优点是比脂润滑摩擦阻力小，并能散热，主要用于高速或工作温度较高的轴承。
润滑油的粘度可按轴承的速度因数dn和工作温度t来确定。油量不宜过多，如果采用浸油润滑则油面高度不超过最低滚动体的中心，以免产生过大的搅油损耗和热量。高速轴承通常采用滴油或喷雾方法润滑。
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2．滚动轴承的密封 滚动轴承密封方法的选择与润滑的种类、工作环境、温度、密封表面的圆周速度有关。密封方法可分两大类：接触式密封和非接触式密封。它们的密封型式、适用范围和性能可查阅表18-13。
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