11第十章滚动轴承

第十章滚动轴承具体内容滚动轴承的构造、类型及特点；滚动轴承的代号和类型选择；滚动轴承的受力分析、失效形式和计算准则；滚动轴承的选择计算（滚动轴承寿命计算；滚动轴承当量动载荷计算；滚动轴承静强度计算；极限转速校核；向心接触角轴承轴向载荷的计算）；滚动轴承的组合设计。

重点滚动轴承的代号；滚动轴承寿命计算；滚动轴承当量动载荷计算；滚动轴承静强度计算；极限转速；向心接触角轴承轴向载荷的计算。

难点滚动轴承的受力分析。

第一节滚动轴承的构造、类型及特点一、滚动轴承的构造滚动轴承是支承轴的部件。

它主要由内圈1、外圈2、滚动体3和保持架4组成，见图10.1所示。

（a）（b）图10.1 滚动轴承的基本构造内圈固定在轴颈上，外圈装在轴承座内，保持架将滚动体均匀分开，滚动体将内外圈隔开。

工作时，内外圈相对转动，滚动体沿着内、外圈滚道滚动。

常见滚动体的形状有球形、圆柱形、圆锥形、腰鼓形、滚针形等，如图10.2所示。

图10.2 滚动体的类型滚动轴承的内、外圈及滚动体均用含铬轴承钢制造，工作表面经磨削和抛光，硬度不低于60～65HRC。

保持架一般用低碳钢板有色金属或塑料制成。

二、滚动轴承的类型接触角是滚动轴承一个重要参数。

如图10.3所示，滚动体与外圈滚道接触处的法线和垂直于轴承轴心线的平面间的夹角α称为公称接触角。

滚动轴承按轴承承受载荷的方向和公称接触角的不同，滚动轴承可分为：1、向心轴承主要承受径向载荷（︒︒450α）≤≤α）（1）径向接触轴承（图10.3（a），︒=0（2）向心角接触轴承（图10.3（c），︒0α）︒45≤<2、推力轴承主要承受轴向载荷（图10.3（b），︒︒9045α）<≤α）（1）轴向接触轴承（︒=90（2）推力角接触轴承（︒45α）<︒90<（a）（b）（c）图10.3 滚动轴承的接触角教材上表11－6列出了常见滚动轴承的类型、性能和特点。

三、滚动轴承的特点1、滚动轴承的主要优点启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便、易于互换。

2、滚动轴承的主要缺点抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命不及液体滑动轴承。

第二节滚动轴承的代号和类型选择一、滚动轴承的代号滚动轴承已标准化。

国家标准GB/T272－93把滚动轴承的结构、尺寸、公差等级及技术性能等特征用字母加数字的代号表示出来。

国家标准GB/T272－93规定的滚动轴承代号由三部分组成：前置代号基本代号后置代号基本代号是轴承代号的核心；前置代号和后置代号都是轴承代号的补充，用于轴承结构、形状、材料、公差等级及技术要求等有特殊要求的轴承，一般情况下可部分或全部省略。

表10.1 轴承的常用尺寸系列代号1、基本代号轴承的基本代号包括三项内容：类型代号尺寸系列代号内径代号（1）类型代号表示轴承的类型，用数字或字母表示，见教材表11－6所列。

（2）尺寸系列代号由两位数字组成。

前一位代表宽度系列（向心轴承）或高度系列（推力轴承），后一位数字代表直径系列。

常用尺寸系列代号见表10.1所列。

（3）内径代号表示轴承公称直径的大小，用两位或两位以上数字表示，见教材表11－8。

2、前置代号前置代号表示成套轴承的分部件，用字母表示。

如L表示分离轴承的可分离内、外圈；K表示滚子和保持架组件。

详见GB/T272－93。

3、后置代号后置代号共有8组，其顺序如表10.2所列。

表10.2 后置代号顺序各组后置代号的含义见GB/T272－93。

二、滚动轴承类型的选择选用滚动轴承时，应考虑以下主要因素：1、轴承的载荷这是选择轴承类型的主要依据。

当承受的载荷较大时，应选用线接触的滚子轴承；载荷较小时，选用点接触的球轴承。

当承受轴向载荷时．应选用轴向接触轴承；当承受纯径向载荷时，应选用径向接触轴承；当同时承受径向载荷和轴向载荷时，可选用角接触轴承；也可选用能承受一定轴向力的径向轴承(当轴向载荷不太大时)，如深沟球轴承。

2、轴承的转速球轴承的极限转速高。

故在高速时优先选用球轴承。

3、调心性能的要求当轴的中心线与轴承(孔)中心线不重合而有角度误差时(如多支点的轴)，或轴受载后弯曲变形较大而造成轴承内、外因的轴线发生偏斜时，则要求轴承有一定的调心性能，这时应选用调心轴承：4、空间的限制在径向尺寸受到限制时可选用滚针轴承或结构尺寸较小的轴承：当轴向尺寸受到限制时可选用较窄的轴承。

5、轴承的安装和拆卸在轴承座没有剖分面必须沿轴向安装时，应优先选用内、外圈可分离的轴承，以便于安装、拆卸。

6、经济性球轴承比滚子轴承便宜。

同型号尺寸公差等级越高，价格越贵。

同型号尺寸公差等级为P0，P6，P5，P2的滚动轴承价格比约为1：1.5：2：7：10。

第三节滚动轴承的受力分析、失效形式和计算准则一、滚动轴承的受力分析滚动轴承受纯轴向载荷作用时，各滚动体受力相等。

受径向载荷作用时，下半圈滚动体与套圈接触点处发生弹性变形，内圈下沉，上半圈滚动体与套圈接触点处出现间隙，故下半圈为承载区。

由于接触点法向弹性变形量不同，承载区内各接触点处所受的力也不同。

处于载荷作用线上的接触点变形量最大，受力也最大。

载荷的分布情况见图10.4所示。

在承载区内，接触点处的弹性变形使接触点处有接触应力的作用，且接触应力是脉动循环变化的。

图10.4 滚动轴承径向载荷的分布二、滚动轴承的失效形式滚动轴承的主要失效形式为：1、疲劳点蚀滚动轴承工作时，内、外相对转动，滚动体既自转又围绕轴承中心公转，滚动体和套圈分别受到不同的脉动接触应力，如图10.4所示。

工作一定时间后，各元件接触表面上都可能发生接触疲劳点蚀。

2、塑性变形过大的静载荷或冲击载荷，会使轴承滚道和滚动体接触处的局部接触应力大于元件的屈服应力而产生塑性变形(滚道表面形成变形凹坑)。

3、轴承磨粒磨损在多尘或滚道内有污垢的条件下工作，可造成滚动体与套圈产生磨粒磨损。

三、滚动轴承的设计准则针对疲劳点蚀应进行寿命计算；针对塑性变形应进行静强度计算；针对磨粒磨损采用合理的润滑措施和密封装置。

高速轴承还应校核极限转速。

第四节滚动轴承的选择计算一、滚动轴承的寿命计算1、基本概念（1）轴承寿命轴承中任一元件在出现疲劳点蚀前，其内、外套圈间的相对运转的总转数或一定转速下的工作小时数，称为轴承寿命，用L 表示。

由于轴承材料组织的不均匀性和工艺过程中存在差异等，即使是同样材料、尺寸、同一批生产出来的滚动轴承，在完全相同的条件下工作，其寿命的差异很大，最长与最短的寿命可相差几倍、甚至几十倍。

因此，对一个具体的轴承，很难预知其确切的寿命，只有当它工作到失效时，才能知道它的寿命是多少。

对一组同型号的滚动轴承，在相同条件下进行疲劳试验，可得出轴承的可靠性(即不发生疲劳破坏)与寿命之间有如图10.5所示的关系。

可靠性常用可靠度R 衡量。

一组同型号轴承能达到或超过规定寿命的百分率，称为轴承的可靠度。

如图10.5所示，当寿命L 为1×106转时，可靠度R 为90％；L 为5×106转时，可靠度R 为50％。

图10.5 滚动轴承寿命分布曲线（2）基本额定寿命一组同型号轴承在同一条件下运转，其可靠度R 为90％时的寿命定义为基本额定寿命，记作10L （单位r 106）或h 10L （单位小时）。

对某一个具体的轴承来讲，在基本额定寿命之前发生失效的概率为10％，正常工作的概率为90％。

（3）基本额定动载荷轴承的基本额定寿命与所受载荷的大小有关，如图10.6所示：工作载荷越大，轴承的基本额定寿命越短。

图10.6 轴承的10L P -曲线定义基本额定寿命110=L 时轴承所能承受的载荷为基本额定动载荷，用C 表示。

对于向心轴承，C 为纯径向载荷；对于推力轴承，C 为轴向载荷；对于角接触球轴承或圆锥滚子轴承，C 为载荷的径向分量。

2、轴承的寿命计算式r 10610ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=P f C f L P t 10.1 或 h 60106h 10ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=P f C f n L P t 10.2 式中，P －当量动载荷，N ；ε－寿命系数，球轴承，3=ε；滚子轴承，310=ε； n －轴承的转速，r/min;t f －温度系数，见教材表11－10；P f －载荷系数，见教材表11－11。

二、滚动轴承的当量动载荷计算滚动轴承的基本额定动载荷是在特定条件下确定的。

实际工作时，轴承上所受载荷为复合型的。

为了方便，把实际载荷转换成与选用轴承确定基本额定动载荷条件相一致的载荷。

即定义一个当量动载荷P 。

所以，当量动载荷是一个假想的载荷。

1、仅能承受纯径向载荷r F 的轴承（如，圆柱滚子轴承），其当量动载荷为r F P = 10.32、仅能承受纯轴向载荷a F 的轴承（如，推力轴承），其当量动载荷为a F P = 10.43、能同时承受径向载荷r F 和轴向载荷a F 的轴承（如，深沟球、调心、向心角接触轴承），其当量动载荷为a r YF XF P += 10.5式中，X ，Y －分别为径向载荷系数、轴向载荷系数，见教材上表11－12。

4、当轴承承受冲击载荷时，当量动载荷为)(a r d YF XF f P += 10.6式中，d f －冲击载荷系数，参见表10.3。

表10.3 冲击载荷系数5、当轴承受力矩载荷时，当量动载荷为)(a r m YF XF f P += 10.7式中，m f －力矩载荷系数。

力矩较小时，取1.5；力矩较大时，取2。

三、滚动轴承的静强度计算滚动轴承的静强度计算就是当量静载荷0P 计算。

同当量动载荷一样，当量静载荷也是一个假想载荷。

1、仅承受纯径向载荷r F 的轴承，其当量静载荷为r F P =0 10.82、仅承受纯轴向载荷a F 的轴承，其当量静载荷为a F P =0 10.93、同时承受径向载荷r F 和轴向载荷a F 的轴承，其当量静载荷为a r F Y F X P 000+= 10.10式中，0X ，0Y －分别为静径向载荷系数、静轴向载荷系数，见教材上表11－14。

如果按式计算出来的r F P <0时，则取r F P =0。

静载荷计算的强度条件为00S C P ≤ 10.11 式中，0C －轴承基本额定静载荷，查教材上附表11－1～附表11－3； 0S －安全系数，查教材上表11－15。

四、极限转速校核滚动轴承的极限转速lim n 是指轴承在一定工作条件下，达到所能承受最高热平衡温度时的转速值。

滚动轴承转速过高，会摩擦产生高温，润滑剂粘度降低，油膜破坏，从而导致滚动体回火或元件胶合失效。

所以，轴承的实际转速n 应低于极限转速lim n 。

高速轴承必须校核极限转速。

1、当C P 1.0≤时， lim n n ≤2、当C P 1.0>时， lim 21n f f n ≤式中，1f ，2f －分别为载荷变化系数和载荷分布系数，查相关资料和手册。