第13章 轴 承 217

计算轴承1的寿命。

查手册得7211AC轴承的Cr=50 500N。取ε=3，fT=1，则由式(13-7)得

L10h106?fTC?106?1?50 500? ?????=12437h>[Lh]=10000h ??60n?P?60?1 750?4 620??3轴承寿命大于轴承的预期寿命，所以所选轴承型号合适。

13.6 滚动轴承的静载荷计算

13.6.1 静强度校核

对于在工作载荷下基本不旋转或缓慢旋转或缓慢摆动的轴承，其失效形式不是疲劳点

蚀，而是因滚动接触面上的接触应力过大而产生的过大的塑性变形。

按静强度选择轴承时，应满足下列条件

C0?S0P0 (13-18) 式中C0为基本额定静载荷。滚动轴承受载后，使受载最大的滚动体与滚道接触中心处的接触应力达到一定值时的载荷称为基本额定静载荷。对于调心球轴承为4 600MPa，其他球轴承为 4 200MPa，滚子轴承为4 000MPa。对于径向接触和轴向接触轴承，C0分别是径向载荷和中心轴向载荷，对于向心角接触轴承，C0是载荷的径向分量。实践表明，在上述接触应力下产生的塑件变形量通常不影响轴承的正常工作。常用轴承的基本额定静载荷C0值可由设计手册查取。

P0为当量静载荷，当轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时，应将实际载荷转化成假想的当量静载荷，在该载荷作用下，滚动体与滚道上的接触应力与实际载荷作用相同。

当量静载荷P0与实际载荷的关系是

P0?X0Fa?Y0Fr (13-19) 式中 X0——径向静载荷系数；

Y0——轴向静载荷系数，见表13-11。

表13-11 径向和轴向静载荷系数X0、Y0值

轴 承 类 型 深沟球轴承 α=15° α=20° α=25° 角接触球轴承 α=30° α=35° α=40° α=45° 调心球轴承 α≠15° 调心滚子轴承 α≠0° 圆锥滚子轴承 0.5 0.5 0.5 0.5 单 列 X0 0.6 Y0 0.5 0.46 0.42 0.38 0.33 0.29 0.26 0.22 0.22cotα 0.22cotα 0.22cotα 1 1 1 1 X0 0.6 双 列 Y0 0.5 0.92 0.84 0.76 0.66 0.58 0.52 0.44 0.44cotα 0.44cotα 0.44cotα 218

机械设计基础与实践 S0为轴承静强度安全系数，其值见表13-12。

表13-12 轴承静强度安全系数S0 使用要求或载荷性质 正常使用 旋转轴承 对旋转精度和运转平稳性要求较低、没有冲击和振动 对旋转精度和运转平稳性要求较高 承受较大振动和冲击 静止轴承(静止、缓慢摆动、极低速旋转) 不需要经常旋转的轴承、一般载荷 不需经常旋转的轴承、有冲击载荷或载荷分布不均(例如，水坝闸门S0≥1，吊桥S0≥1.5) S0 0.8~1.2 0.5~0.8 1.5~2.5 1.2~2.5 0.5 1~1.5 注：①推力调心滚子轴承无论旋转与否均取S0≥2，对旋转轴承，滚子轴承比球轴承的S0值取得高，

一般均不小于1；

②与轴承配合部分的座体刚度较低时应取较高的安全系数，反之取较低的值。

13.6.2 极限转速校核

极限转速是滚动轴承的最高转速。滚动轴承转速过高，会使摩擦表面间产生很高的温度，影响润滑剂的性能，破坏油膜，从而导致轴承元件产生胶合失效。因此，对于高速滚动轴承，除应满足疲劳寿命约束外，还应满足转速的约束，其约束条件为

nmax≤nlim (13-20)

式中 nmax——滚动轴承的最大工作转速；

nlim——滚动轴承的极限转速。

有关设计手册及轴承样本中都给出了各种型号轴承在脂润滑和油润滑条件下的极限转速值。这些数值适用于P≤0.1C(C为基本额定动载荷)、润滑与冷却条件正常、向心轴承只受径向载荷或推力轴承只受轴向载荷的0级精度的轴承。

当轴承在重负荷(P>0.1C)下工作时，接触应力将增大；向心轴承受轴向力作用时，将使受载滚动体增加，增大轴承接触表面间的摩擦，使润滑态恶化。这时，要用载荷因数f1和载荷分布因数f2对手册中的极限转速值进行修正。这样，滚动轴承极限转速的约束条件为

nmax≤f1f2nlim (13-21)

式中，f1、f2的值可从图13-13中查得。

图13-13 载荷系数和载荷分配系数

第13章 轴 承 219

13.7 滚动轴承的组合设计

为了保证滚动轴承的正常工作，除正确选择轴承的类型和型号外，还应合理地进行轴承部件的组合设计。轴承部件的组合设计，主要解决支承结构形式选择、轴承固定、调整、配合、预紧、润滑和密封等问题。

13.7.1 滚动轴承的固定

轴承固定指轴承外圈与座体孔之间的联接，轴承的锁紧指内圈与轴之间的联接。 13.7.1.1 滚动轴承内圈的固定方法

轴承内圈的紧固应根据轴向力的大小选择轴用弹性挡圈、轴端挡圈和圆螺母等，如图13-14所示。弹性挡圈定位，如图13-14(a)所示，适用于轴上零件受轴向力较小、转速不高的情况。轴端挡圈如图13-14(b)所示，常与轴肩或圆锥面联合使用，可用于高转速下轴向力大的场合。圆螺母，如图13-14(c)所示，常用在轴上多个需要固定的零件的间距较大时，这种固定方法承载能力较大，固定可靠，但由于对轴的强度削弱较大，所以在载荷较大的轴段上不宜使用，常用于轴端零件的轴向固定。

内圈的另一端常以轴肩或套筒作为定位面，为保证可靠定位，轴肩圆角半径应该小于轴承的圆角半径。为了便于拆卸，轴肩的高度应低于轴承内圈厚度的3/4。

如图13-14(d)所示为紧定衬套与圆螺母结构，用于光轴上轴向力和转速都不大的调心轴承。一般来说，当轴系采用如图13-16所示的两端固定支承型式时，轴承内圈不需采取上述的紧固措施。

图13-14 轴承内圈常用的轴向紧固方法

13.7.1.2 滚动轴承外圈的固定方法 轴承外圈的紧固常采用轴承盖、孔用弹性挡圈、座孔凸肩和止动环等结构措施，如图13-15所示。用嵌入外壳沟槽的孔用弹性挡圈紧固，用于轴向力不大且需要减小轴承装置尺寸时，如图13-15(a)所示；用轴用弹性挡

图13-15 轴承外圈常用的轴向紧固方法

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机械设计基础与实践 圈嵌入轴承外圈的止动槽内紧固，用于带有止动槽的深沟球轴承，当外壳不便设计凸肩且外壳为剖分式结构时，如图13-15(b)所示；用轴承盖紧固，用于高转速及很大轴向力时的各类向心、推力和向心推力球轴承如图13-15(c)所示。

13.7.2 支承结构形式及其选择

机器中轴系位置是靠轴承来定位的，其结构既要防止轴系沿轴向窜动，又要保证滚动体不致因轴受热膨胀而被卡死，故允许支承有一定的轴向游隙。轴承的支承结构形式很多，最基本的结构形式有如下3种。

13.7.2.1 两端单向固定

如图13-16所示，轴系中的每个轴承分别承受轴系一个方向的轴向力，限制轴系的一个方向的移动，两个支点的轴承合起来就能承受双向的轴向力，从而限制了轴系沿轴向的双向移动，这种固定方式称为两端单向固定。它适用于工作温度变化不大的短轴(跨距L≤350mm)，为允许轴工作 时有少量热膨胀，轴承安装时应留有0.25~ 0.4mm的轴向间隙，结构图上不必画出间

图13-16 两端单向固定的深沟球轴承轴系

隙，间隙量常用垫片或调整螺钉调节。轴注：图13-16中上半部分为圆锥滚子轴承，下半

向力较大时，则可选用一对角接触球轴承部分为角接触球轴承

或一对圆锥滚子轴承，如图13-16所示。 13.7.2.2 一端固定、一端游动

当轴的支点跨距较大(跨距L>350mm)或工作温度较高时，因这时轴的热伸长量较大，采用上一种支承预留间隙的方式已不能满足要求。右端轴承的内、外圈两侧均固定，使轴双向轴向定位，而左端可采用深沟球轴承作游动端，为防止轴承从轴上脱落，轴承内圈两侧应固定，而其外圈两侧均不固定，且与机座孔之间是间隙配合。左端也可采用外圈无挡边圆柱滚子轴承为游动端，这时的内、外圈的固定方式如图13-17所示。

13.7.2.3 两端游动

如图13-18所示，其左、右两端都采用圆柱滚子轴承，轴承的内、外圈都要求固定，以保证在轴承外圈的内表面与滚动体之间能够产生左右轴向游动。此种支承方式一般只用

图13-17 一端固定、一端游动式支承 图13-18 两端游动式支承