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轴承的选择与设计
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§6 滚动轴承类型的选择 1. 载荷条件 轴承承受载荷的大小、方向和性质是选择轴承类型主要依据。如载荷小而平稳时，可选球轴承；载荷大又有冲击时，宜选滚子轴承；如轴承仅受径向载荷时，选径向接触球轴承或圆柱滚子轴承； 只受轴向载荷时，宜选推力轴承； 轴承同时受径向和轴向载荷时，选用角接触轴承。轴向载荷越大，应选择接触角越大的轴承，必要时也可选用径向轴承和推力轴承的组合结构。 应该注意推力轴承不能承受径向载荷，圆柱滚子轴承不能承受轴向载荷。
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2. 轴承的转速 若轴承的尺寸和精度相同，则球轴承的极限转速比滚子轴承高，所以当转速较高且旋转精度要求较高时，应选用球轴承. 推力轴承的极限转速低。当工作转速较高，而轴向载荷不大时，可采用角接触球轴承或深沟球轴承。 对高速回转的轴承，为减小滚动体施加于外圈滚道的离心力，宜选用外径和滚动体直径较小的轴承。一般应保证轴承在低于极限转速条件下工作。 若工作转速超过轴承的极限转速，可通过提高轴承的公差等级、适当加大其径向游隙等措施来满足要求。
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3. 调心性能 轴承内、外圈轴线间的偏移角应控制在极限值之内，否则会增加轴承的附加载荷而降低其寿命。 对于刚度差或安装精度差的轴系，轴承内、外圈轴线间的偏位角较大，宜选用调心类轴承。 如调心球轴承（1类）、调心滚子轴承（2类）等。 4. 允许的空间 当轴向尺寸受到限制时，宜选用窄或特窄的轴承。 当径向尺寸受到限制时，宜选用滚动体较小的轴承。 如要求径向尺寸小而径向载荷又很大时，可选用滚针轴承。
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5. 装调性能 圆锥滚子轴承（3类）和圆柱滚子轴承（N类）的内外圈可分离，装拆比较方便。 6. 经济性 在满足使用要求的情况下应尽量选用价格低廉的轴承。一般情况下球轴承的价格低于滚子轴承。轴承的精度等级越高，其价格也越高。
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在同尺寸和同精度的轴承中深沟球轴承的价格最低。
同型号、尺寸，不同公差等级的深沟球轴承的价格比约为P0∶P6∶P5∶P4∶P2≈1∶1.5∶2∶7∶10。 如无特殊要求，应尽量选用普通级精度轴承，只有对旋转精度有较高要求时，才选用精度较高的轴承。 除此之外，还可能有其他各种各样的要求，如轴承装置整体设计的要求等。因此设计时要全面分析比较，选出最合适的轴承。
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§15—7 滚动轴承的组合设计 一、滚动轴承内、外圈的轴向定位
正确选用轴承类型和型号之后，为了保证轴与轴上旋转零件正常运行，还应解决轴承组合的结构问题，其中包括，轴承组合的轴向固定，轴承与相关零件的配合，间隙调整、装拆、润滑等一系列问题。 一、滚动轴承内、外圈的轴向定位 表15-9 滚动轴承内圈的轴向固定方法 表15-10 滚动轴承外圈的轴向固定方法
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1.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
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2.滚动轴承外圈轴向紧固常用方法 (a) 弹性挡圈紧固 (b) 止动环紧固 (c) 端盖紧固 (d) 螺纹环紧固
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二、轴系的固定 正常的滚动轴承支承应使轴能正常传递载荷而不发生轴向窜动及轴受热膨胀后卡死等现象。常用的滚动轴承支承结构型式有三种：
1、两端单向固定 轴的两个轴承分别限制一个方向的轴向移动，这种固定方式称为两端单向固定。考虑到轴受热伸长，对于深沟球轴承可在轴承盖与外圈端面之间，留出热补偿间隙 c＝0．2～0．3 mm。间隙量的大小可用一组垫片来调整。这种支承结构简单，安装调整方便，它适用于工作温度变化不大的短轴。
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2、一端双向固定，一端游动 一端支承的轴承，内、外圈双向固定，另一端支承的轴承可以轴向游动。双向固定端的轴承可承受双向轴向载荷，游动端的轴承端面与轴承盖之间留有较大的间隙。以适应轴的伸缩量，这种支承结构适用于轴的温度变化大和跨距较大的场合。
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3、两端游动 两端游动支承结构的轴承，分别不对轴作精确的轴向定位。两轴承的内、外圈双向固定，以保证轴能作双向游动。两端采用圆柱滚子轴承支承，适用于人字齿轮主动轴。但与其啮合的另一轴系必须两端固定。
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三、配合 1、滚动轴承与轴和座孔的配合 滚动轴承配合是指内圈与轴颈、外圈与外壳孔的配合。
内孔与轴的配合采用基孔制，外径与外壳孔的配合采用基轴制。 轴承内圈与轴 基孔制：松 →紧 js6，j6，k6，m6，n6 轴承外圈与轴承座孔 基轴制：松 →紧 G7，H7，JS7，J7
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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 5）与空心轴配合的轴承应取较紧的配合。
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四. 滚动轴承的安装与拆卸 轴承内圈与轴颈配合较紧，对于小尺寸的轴承，一般可用压力直接将轴承的内圈压入轴颈。对于尺寸较大的轴承，可先将轴承放在温度为80-100℃的热油中加热，使内孔胀大，然后用压力机装在轴颈上。拆卸轴承时应使用专用工具。为便于拆卸，设计时轴肩高度不能大于内圈高度。
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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
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§ 滚动轴承失效形式、寿命 计算和静强度计算
§ 滚动轴承失效形式、寿命 计算和静强度计算 一 、滚动轴承的失效形式及设计准则 (1)疲劳破坏(点蚀) ←疲劳接触应力→ 寿命计算 (2)塑性变形 ←ｎ极低、Ｆ较大 →静强度计算 (3)磨损 润滑不良，杂质、灰尘的侵入→暂无公式
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1. 疲劳点蚀 安装润滑和维护良好
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2. 塑性变形 转速很低或作间歇摆动
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3. 磨损 润滑不良、 密封不严、 多尘条件
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二、轴承的寿命计算 （一）寿命计算中的基本概念 1.轴承寿命： 轴承中任一元件出现疲劳点蚀前,一个套圈相对另一套圈的转数或工作小时数。
2.基本额定寿命Ｌ10： 指一批相同的轴承,在相同工作条件下，有90％的轴承没有发生疲劳点蚀前的转数或总工作小时数。 含义：⑴一批轴承中有90％的寿命将比其基本额定寿命长；⑵一个轴承在基本额定寿命期内正常工作的概率有90％，失效率为有10％
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（二） 滚动轴承寿命的计算公式 3. 滚动轴承的额定动载荷 额定动载荷：当轴承额定寿命为10６转时，轴承能承受的最大载荷，用C表示。
Cr——径向载荷或分量 Ca——轴向载荷 C =｛ C 1 2 3 4 =25.6 L10 （二） 滚动轴承寿命的计算公式 轴承寿命曲线：
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轴承寿命计算公式 （转） (h) 式中：n——转速 r／min ε——寿命指数（球轴承ε＝３; 滚子轴承ε＝10/3） Ｐ——当量动载荷 假定的载荷→与实际载荷相当 高温下轴承C值将减小，引入温度系数ft 表14—13 （三） 当量动载荷Ｐ P＝fP（X Fr ＋YFa ）
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ｆP －载荷系数，查表(15-12 ) Fr 、 Fa －轴承的径向、轴向力（注意区别轴上载荷） X、Y－径向、轴向载荷系数 查表(15-14) ①查判断系数e → (Ｃ０－轴承的额定静载荷） ┌深沟球轴承—按f0Fa /C0r f0 = 查e └角接触球轴承—按Fa /C0 查 e 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Ｒ→ Ｐ＝fPＲ 即：X=1 , Y=0 Fa/Fr ＞e －轴向力较大,要计 即：X≠1, Y≠0
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计算轴承载荷→查e、X、Y →计算P→计算Lh →分析轴承是否合格
只能承受纯径向载荷的轴承（N、NA类）：P＝fP Fr 只能承受纯轴向载荷的轴承（5类）：P＝fP Fa 设计轴承的基本方法： ⑴由工作条件定轴承类型→×0000 ⑵由结构定轴承直径→ ×00×× ⑶初选型号 → ××× ×× →查C、C0 ⑷验算寿命： 计算轴承载荷→查e、X、Y →计算P→计算Lh →分析轴承是否合格
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解：查得：C0=29200Ｎ ①查e ： ②求X、Y: X1=0.56, Y1=1.7 例１：已知齿轮轴采用一对6211轴承，已知轴承
载荷Ｒ1=3500Ｎ，Fa1=1606Ｎ，R2=2500Ｎ，Fa2=０ fP＝1.2，试求P1、P2。 解：查得：C0=29200Ｎ ①查e ： f0Fa1/C0 =14.7×1606/29200 = →e1在 之间,插值得 e1 = 0.27 ②求X、Y: Fa1/R1 = 1606/3500 = 0.459＞e X1=0.56, Y1=1.7 ∵Fa2=0 X2=1, Y2=0
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③求Ｐ: P1=fP(X1R1+Y1Fa1)=1.2(0.56×3500+1.7×1606) P2=fPR2=1.2×2500=3000Ｎ
=5628Ｎ P2=fPR2=1.2×2500=3000Ｎ ∵P1＞P2 ∴１轴承危险，计算1的寿命
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三. 轴承的轴向载荷Fa 2.角接触轴承 (3、7类) (1)派生轴向力F d 1.径向轴承－ (6 、 1 、 2类) Fae指向者受力
┌ 两端固定→ Fa1= Fae , Fa2=0 └ 一端固定、一端游动 →固定端受力 Fd Fa 1=0 , Fa 2= Fae 2.角接触轴承 (3、7类) (1)派生轴向力F d ∵ ＞０，∴在Ｒ作用下→Fd →内外圈分离→ ∴成对使用 Fd的大小→查表
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(2)安装型式（成对使用） 角接触轴承应成对使用→以抵消派生轴向力和避 免轴产生轴向窜动 Fd1 Fd2 ①正安装（ X 型、面对面）→
跨距减少 Fd1 Fd2 ②反安装（ O型、背对背）→ 两轴承外圈的宽边相对→Ｆd背对背 跨距增大 说明：轴承支点（压力中心）偏移，但为方便计 算，仍取轴承宽度中点为支点
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(3)角接触轴承的轴向载荷Fa1、 Fa2 轴向载荷┌轴上外载荷Fae→Fa＝？ └轴承的派生轴向力Fd 分析： Fd1 +Fae与 Fd2比较 Fae Fd1 Fd2 S2 ⑴当Fd1+Fae＞Fd2 →右边压紧→S2 ┌ Fa1= └ Fa2= Fd1 → Fd1+Fae＝Fd2+S2 Fd2＋S2＝Fd1＋Fae ⑵当Fd1+Fae＜Fd2→ 左边压紧→S1 S1 Fae Fd1 Fd2 →Fd1+Fae＋S1＝Fd2 ∴┌ Fa1＝ └ Fa2＝ Fd1＋S1＝Fd2－Fae Fd2
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计算轴向载荷的方法: ① 画安装简图→标明轴承的派生轴向力Fd方向 ② 计算Fd1、Fd2 ③ 根据Fd1、Fae、Fd2三者的关系判断压紧、放松端 压紧端=除本身的派生轴向力外其余轴向力之和 放松端=本身的派生轴向力 判断压紧、放松端时要注意正、反装 ⑴当Fd1+Fae＞Fd2 右边压紧 左边压紧 Fae Fd1 Fd2 Fd2 Fd1 Fae 2 1 R2 R1 左边压紧 右边压紧 ⑵当Fd1 +Fae ＜ Fd2
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1 例２:一对反装7312AC轴承,R1＝5000N,R2＝8000N， Fae＝2000N，由1轴承指向2轴承，求Fa1、Fa2。
解：①画安装简图→ Fd2 与 Fae同向 求Fd1，Fd2 Fd1 Fd2 Fae 1 2 R1 R2 Fd1＝0.68R1＝0.68×5000＝3400N Fd2＝0.68R2＝0.68×8000＝5440N ②求Fa1 ， Fa2 ∵ Fd2＋Fae＝5440＋2000＝7440N＞ Fd1＝3400N 轴承1被压紧 轴承2被放松 Fa1 ＝Fd2＋Fae＝7440N Fa12＝Fd2＝5440N
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四. 轴承寿命计算步骤 求R1、R2 →求Fa1、Fa2→ 求P1、P2→ 求Lh(C′)
例３:接上题,如果n＝960r/min,fP＝1.2, 求轴承寿命。 解：查得7212AC轴承的C＝42800N，e＝0.68 R1＝5000N, R2＝8000N Fa1／R1＝7440／5000＝1.488＞e X1＝0.41 ， Y1＝0.87 P1＝fP(X1R1＋Y1A1) ＝1.2(0.41×5000＋0.87×7440) ＝ N Fa1＝7440N Fa2＝5440N Fa2／R2＝5440／8000＝0.68= e X2＝1,Y2＝0 P2＝fPR2＝1.2×8000＝9600N ∵P1＞P2 ∴Ⅱ轴承危险
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五、滚动轴承的静载荷 当量静载荷： P0=X0Fr+Y0Fa 按轴承静载能力选择轴承 C0 ≥ S0P0 S0 查表15—8
