第11章 轴承(二)

1、任务九任务九 轴承轴承(二二) 11.1 概述概述 11.2 滚动轴承的代号及选用滚动轴承的代号及选用 11.3 滚动轴承的寿命计算滚动轴承的寿命计算 11.4 滚动轴承组合设计滚动轴承组合设计 11.5 滚动轴承的公差与配合滚动轴承的公差与配合 11.6 滚动轴承的维护与使用滚动轴承的维护与使用 思考与练习思考与练习 11.1 概概 述述 轴承是支承轴及轴上零件的重要零件, 主要用来减轻轴与支承间的摩擦与磨损, 并保持轴的回转精度和安装位置。 轴承根据工作的摩擦性质, 可分为滑动摩擦轴承(简称滑动轴承)和滚动摩擦轴承(简称滚动轴承)两类。 滚动轴承具有摩擦系数小， 已标准化, 设计、 使用、

2、 润滑、 维护方便等一系列优点, 因此在一般机械中广泛应用。 滚动轴承是标准化产品, 在一般机械设计中主要是根据具体的载荷、 转速、 旋转精度和工作条件等要求, 选择类型和尺寸合适的滚动轴承, 并进行轴承的组合设计。 一、 滚动轴承的结构jb160101.swf 滚动轴承的典型结构如图11 - 1所示, 通常由外圈1、 内圈2、 滚动体3和保持架4组成。 内圈装在轴颈上, 外圈装在轴承座孔内, 多数情况下内圈与轴一起转动, 外圈保持不动。 工作时, 滚动体在内外圈间滚动, 保持架将滚动体均匀地隔开, 以减少滚动体之间的摩擦和磨损。 滚动体有球、 圆锥滚子、 圆柱滚子、 鼓形滚子和滚针等几种形状

3、, 如图11 - 2所示。 滚动轴承的内、 外圈和滚动体采用强度高、 耐磨性好的含铬合金钢制造, 保持架多用软钢冲压而成, 也有采用铜合金或塑料保持架的。 图 11 - 1 滚动轴承的构造 图 11 - 2 滚动体的种类 二、 滚动轴承的类型jb160201.swf 滚动轴承中, 滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的径向平面之间的夹角称为接触角, 如图11 - 3所示， 它是滚动轴承的一个重要参数。 1. 按滚动轴承承载方向分类 (1) 向心轴承： 主要承受或只承受径向载荷, 其接触角为045； (2) 推力轴承： 主要承受或只承受轴向载荷, 其接触角为4590。图 11 - 3 滚动

4、轴承的接触角 2. 按滚动轴承滚动体形状分类 滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承， 而滚子轴承又分为圆锥滚子轴承、 圆柱滚子轴承等。 3. 按滚动轴承工作时能否调心分类 滚动轴承可分为刚性轴承和调心轴承。 常用滚动轴承的主要类型、 尺寸系列代号及性能特点见表11 - 5。 11.2 滚动轴承的代号及选用滚动轴承的代号及选用 一、 滚动轴承的代号 由于滚动轴承已标准化, 为了便于生产和使用, 国家有关标准规定了滚动轴承的代号。 代号的构成情况见表11 - 6。 表11 - 3 常用轴承的内径代号 (2) 直径系列代号: 即结构相同、 内径相同的轴承在外径和宽度方面的变化系列, 用右起第3位数字表示。

5、 直径系列代号见表11 - 4。 各系列之间的尺寸对比如图11 - 5所示。 表11 - 4 向心轴承和推力轴承的常用尺寸系列代号图 11 - 5 直径系列对比 (3) 宽(高)度系列: 即结构、 内径和直径都相等的轴承, 在宽度方面的变化系列, 用右起第4位数字表示。 向心轴承和推力轴承的宽度系列代号见表11 - 4。 宽度系列为0系列时, 多数轴承此代号不标出(调心滚子轴承、 圆锥滚子轴承除外)。 (4) 类型代号: 轴承类型代号用数字或字母表示, 见表11 - 5。 圆柱滚子轴承、 滚针轴承分别用N、 NA表示, 其余都为数字表示。 用字母表示时, 类型代号与右边的数字代号之间空半个汉字

6、的宽度。 2. 前置、 后置代号 前置、 后置代号是轴承在结构形式、 尺寸、 公差、 技术要求等有改变时, 在其基本代号前后添加的补充代号。 (1) 前置代号: 前置代号用字母表示, 如圆柱滚子轴承代号LN207中的L表示可分离轴承的内圈或外圈。 (2) 后置代号: 后置代号用字母和数字表示轴承的结构、 公差及材料的特殊要求等内容, 与左边的基本代号空半个汉字(代号中有“”、 “/”符号的除外)。 后置代号中部分轴承内部结构的代号见表11 - 7。 表11 - 7 部分轴承内部结构的代号 例 11 - 1 说明滚动轴承代号7208 AC和6308/P63的意义。 解 (1) 二、 滚动轴承类型

7、的选择 在设计滚动轴承时, 首先遇到的问题是选择适当的轴承类型。 我国常用各类轴承的基本特点已在表11 - 5中列出, 选择轴承类型时, 除根据经验选型并参照类似机器中的轴承外,应参考以下主要因素。 有关滚动轴承类型选择jb160202.swf 1. 载荷条件 轴承所承受载荷的大小、 方向和性质是选择轴承类型的主要依据。 (1) 载荷的方向: 当轴承承受纯轴向载荷时, 选用推力轴承； 主要受径向载荷时, 选用向心球轴承； 同时承受径向载荷和轴向载荷时, 可选用角接触球轴承。 (2) 载荷大小： 在其他条件相同的情况下, 滚子轴承一般比球轴承的承载能力大。 因此承受较大载荷时, 应选用滚子轴承。

8、 (3) 载荷性质: 当载荷平稳时, 可选用球轴承； 有冲击和振动时, 应选用 滚子轴承。 2. 转速条件 滚动轴承在一定的载荷和润滑条件下允许的最高转速称为极限转速。 球轴承比滚子轴承有更高的极限转速。 高速或要求旋转精度高时, 应优先选用球轴承。 3. 调心性质 轴承内外圈轴线间的角偏差应控制在极限值内, 否则会增加轴承的附加载荷而使其寿命降低。 当角偏差值较大时, 应选用调心轴承。 4. 安装和调整性能 安装和调整也是选择轴承主要考虑的因素。 例如, 当安装尺寸受到限制, 必须要减小轴承径向尺寸时, 宜选用轻系列和特轻系列的轴承或滚针轴承； 当轴向尺寸受到限制时, 宜选用窄系列的轴承；

9、当轴承座没有剖分面而必须沿轴向安装和拆卸轴承部件时, 应优先选用内外圈可分离的轴承。 5. 经济性 在满足使用要求的情况下, 尽量选用价格低廉的轴承, 以降低成本。 一般普通结构的轴承比特殊结构的轴承便宜, 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。 11.3 滚动轴承的寿命计算滚动轴承的寿命计算 一、 滚动轴承工作分析 1. 运动分析 滚动轴承内外圈间有相对运动, 滚动体既有自转又围绕轴承中心公转。 2. 受力分析 在相同的径向载荷作用下, 向心轴承与角接触轴承的受力是不同的。 1) 向心轴承的受力分析 当向心轴承(接触角=0)只承受径向载荷FR作用时, 由于各元件的弹性变形,

10、 轴承上半圈滚动体不受力, 而下半圈各滚动体所受载荷大小与其所处位置有关, 处于FR作用线上的滚动体承载最大, 为Fmax。 轴承的压力中心在轴承宽度B的中点。 轴承中径向载荷的分布及受力最大位置如图11- 6所示。 图 11 - 6 滚动轴承的负荷分布情况 2) 角接触轴承的受力分析 角接触球轴承由于结构上的特点, 存在接触角(0), 在径向载荷FR作用下, 各滚动体的反力Fi不是沿与轴承轴线垂直的方向, 而是沿滚动体与外圈接触点的法线方向, 如图11 - 7所示。 第i个滚动体的法向力Fi可分解为径向分力FRi和轴向分力FSi: FSi=FRi tan图 11 - 7 角接触轴承的受力 轴

11、承中每一滚动体的径向反力, 必将有一轴向反力伴随产生, 各个滚动体轴向反力FSi的总和FSi即为轴承的内部轴向力FS。 各滚动体上所受径向分力FRi之和FRi与径向载荷FR平衡。 角接触轴承内部轴向力FS可查表11 - 12。 为了使轴承中产生的内部轴向力FS得以平衡, 角接触轴承一般都成对使用, 如图11- 8所示。 表11 - 12 角接触轴承的内部轴向力图 11 - 8 成对安装的角接触轴承 (a) 正装; (b) 反装图 11- 8 成对安装的角接触轴承 (a) 正装; (b) 反装 3) 应力分析 滚动体与旋转圈表面的接触应力是变化的, 可近似看作脉动循环应力； 固定圈下半部与滚动体

12、的表面接触应力也可近似看作脉动循环交变应力。 二、 失效形式与设计准则jb160401.swf 在滚动轴承运转过程中, 如出现异常发热、 噪音和振动时, 则轴承元件可能趋于失效。 常见的滚动轴承失效形式有如下几种。 1. 疲劳点蚀 对于一般长期使用的滚动轴承, 滚动体和内、 外圈在载荷作用下, 表面间有极大的循环接触应力, 从而使轴承的工作表面(滚动体和内、 外圈滚道表面)发生疲劳点蚀(麻点), 严重时会使表层金属成片剥落, 形成凹坑, 以致失去正常工作能力。 对于以疲劳点蚀为主要失效形式的轴承, 应进行轴承的寿命计算。 2. 塑性变形 对于极低速或缓慢摆动条件下工作的滚动轴承, 一般不会出现

13、疲劳点蚀。 但当载荷很大, 滚动体和滚道接触处的局部应力超过材料的屈服极限时, 会使轴承的工作表面发生永久的塑性变形, 从而使轴承不能继续使用。 当硬颗粒从外界进入轴承的滚道与滚动体之间时, 硬颗粒会在滚道表面形成压痕, 亦是一种塑性变形。 3. 磨损与胶合 如果润滑及密封不良, 则会引起轴承摩擦表面的磨损。 速度过高且散热不良时会出现胶合。 此类失效形式除要进行寿命计算外, 还应验算极限速度。 三、 滚动轴承的寿命计算 1. 轴承寿命、 轴承基本额定寿命及基本额定动载荷 1) 轴承寿命 滚动轴承在任一元件首次出现点蚀破坏前的总转数或一定转速下的工作小时数称为轴承寿命。 2) 轴承基本额定寿命

14、 实验证明, 轴承的疲劳寿命是相当离散的, 即使同一批生产的同一型号的轴承, 在完全相同的工作条件下, 它们的寿命也不一样, 最高寿命与最低寿命可相差2040倍。 对于同型号的一批轴承的寿命, 既不以最低寿命为标准, 也不以最高寿命为标准, 而是将这批轴承放在相同的条件下运转, 以其中10%的轴承发生疲劳点蚀, 90%的轴承不发生疲劳点蚀前的总转数或工作小时数作为该型号轴承的寿命, 称为基本额定寿命, 用L10来表示, 单位为106 r(106转)。 因此, 按其基本额定寿命计算选出的轴承, 其中可能有10%的轴承提前失效, 有90%的轴承可能达到或超过这一寿命。 故对单个轴承来说, 能够达到

15、基本额定寿命的可靠性为90%。在各种不同的使用场合, 对轴承的可靠度有不同的要求, 轴承寿命也不同。 要求轴承的可靠度越高, 轴承寿命就越低, 如图11 - 9所示。 图 11 - 9 轴承寿命曲线 02040608010015201510R可靠度 / %轴承的相对寿命 3) 轴承的基本额定动载荷 对于相同型号的轴承, 其基本额定寿命与载荷大小有关。 载荷越大, 寿命越短； 反之, 载荷越小, 寿命越长。 标准中规定, 将基本额定寿命为10 6转(10 6 r)、 可靠度为90%时的轴承载荷, 称为基本额定动载荷, 以C表示, 即图11 - 10中的C值。 在基本额定动载荷C作用下, 滚动轴承

16、可以工作10 6 r而不发生点蚀失效的轴承寿命可靠度为90%。 轴承的基本额定动载荷C值越大, 该轴承的抗疲劳点蚀的能力越强。 在轴承样本中可查到各类型轴承的基本额定动载荷C值。 图 11 - 10 滚动轴承的PL10曲线0 1510151020CL10 / 106 rP / kN 基本额定动载荷分为两类: 对主要承受径向载荷的向心轴承(如“6”、 “7”、 “3”类轴承), 为径向基本额定动载荷Cr； 对主要承受轴向载荷的推力轴承， 为轴向基本额定动载荷Ca。 不同型号的滚动轴承有不同的基本额定动载荷值, 可查阅设计手册。 2. 轴承的当量动载荷 滚动轴承的基本额定动载荷C, 对于向心轴承指

17、纯径向载荷Cr； 对于推力轴承则指的是轴向载荷Ca。 而轴承工作时往往同时承受径向载荷和轴向载荷, 为了和基本额定动载荷在相同条件下比较, 进行寿命计算需将实际载荷换算为一假定的载荷, 此假定载荷称为当量动载荷, 用符号P表示。 对向心轴承, P为一假定的径向载荷； 对于推力轴承, P则为一假定的轴向载荷。 轴承在当量动载荷作用下, 其寿命与实际载荷作用下的寿命相同。 对于向心轴承, 径向当量动载荷Pr与实际载荷的关系为 Pr=fp(XFR+YFA) (11 - 1)当只承受纯径向载荷时, 当量动载荷 Pr=fpFR (11 - 2)对于推力轴承, 轴向当量动载荷Pa与实际载荷的关系为 Pa=

18、fp(XFR+YFA) (11 - 3)当只承受纯轴向载荷时, 当量动载荷 Pa=fpFA (11 - 4)表11 - 9载 荷 系 数 fp 3. 轴承寿命的计算 滚动轴承的载荷与寿命之间的关系曲线如图11 - 10所示。 其曲线方程为 PL10=常数 式中, P为当量动载荷, 单位为N； L10为基本额定寿命, 单位为 10 6 r； 为寿命指数, 球轴承=3， 滚子轴承=10/3。 当L10=1(即10 6转)时, 轴承当量动载荷就是轴承的基本额定动载荷C, 即P=C, 则有 PL10=C1=常数 因此 PCL10 (11 - 5) 为使用方便, 用给定转速n(r/min)下的工作小时数

19、Lh来表示轴承的基本额定寿命, 则有PCnPCnnLLh16670601060610 (11 - 6a) 当预期寿命Lh已给定, 则需轴承应具有的基本额定动载荷C, 可根据式 (11 - 6a)计算得出 /116670nLPCn(11 - 6b) 当轴承温度高于120时, 基本额定动载荷C值将降低, 需引入温度系数(见表11 - 10)加以修正, 此时轴承的基本额定寿命公式为PfCnLh16670(11 - 6c) 表11 - 10 温 度 系 数 ft 由式(11 - 6)计算的轴承寿命Lh应大于轴承设计的预期寿命。 当计算的轴承寿命达不到预期寿命时, 则应重新选择轴承型号, 重新计算。 一

20、般可以将机器中修或大修的年限作为轴承的预期寿命。 预期寿命通常可取为500020 000 h, 表11 - 11的推荐值可供设计时参考。 表11 - 11 轴承预期寿命推荐值 4. 角接触轴承的轴向载荷 以如图11 - 11所示的滚动轴承组合为例, 分析轴承所受的轴向载荷。 设轴所受的轴向外载荷为Fa, 轴承和轴承分别受到径向载荷FR1和FR2的作用, FR1和FR2 产生的内部轴向力为FS1和FS2。 现按如下两种情形分析轴承、 所受的轴向力。 图 11 - 11 角接触轴承的轴向力图 11 - 11 角接触轴承的轴向力 (1) 当FS1+FaFS2(见图(c)时, 轴有向右移动的趋势, 轴

21、承“压紧”, 轴承“放松”。 由于轴承外圈已被端盖轴向定位, 不能右移, 因此轴承处应产生平衡反力。 根据轴向力平衡条件, 轴承的轴向载荷FA2由FS2增大到Fa+FS1； 而轴承只受到本身内部轴向载荷FS1的作用, 即 FA1=FS1 FA2=FS1+Fa (2) 当FS1+FaFS2(见图(d)时, 轴有向左移动的趋势, 轴承“压紧”, 轴承“放松”。 根据轴向力平衡条件, 轴承的轴向载荷FA1由FS1增大到FS2-Fa； 而轴承只受到本身内部轴向载荷FS2的作用, 即 FA1=FS2-Fa FA2=FS2 由上述分析, 可将角接触轴承的轴向载荷FA的计算步骤归纳如下: (1) 根据轴承的

22、安装形式和所受的载荷, 判断全部轴向载荷之合力的指向, 找出被“压紧”轴承和“放松” 轴承。 (2) 被“压紧”轴承的轴向载荷等于除本身以外的其他所有轴向载荷的代数和。 (3) “放松” 轴承的轴向载荷等于本身的内部轴向力。 例11 - 2 某减速器主动轴用两个角接触轴承7208 AC支承, 如图11 - 12所示。 已知轴的转速n=1450 r/min, 轴上斜齿轮作用于轴上的轴向力Fa=1000 N, 两轴承的径向支反力分别为FR1=1500 N, FR2=750 N。 工作时有中度冲击, 轴承工作温度正常。 要求轴承预期寿命为6000 h。 试判断该对轴承是否合适。 图 11 - 12

23、角接触轴承受力简图FS1FaFS2FR1FR2 四、 滚动轴承的静强度计算 滚动轴承的静强度计算是为了限制滚动轴承在静载荷和冲击载荷作用下产生过大的塑性变形。 对于在低转速(n10 r/min)或缓慢摆动条件下工作的滚动轴承, 应按静强度进行计算。 对在重载荷或冲击载荷作用下转速较高的轴承, 除按疲劳寿命计算外, 为安全起见, 还要按静强度对轴承进行验算。 轴承套圈间相对转速为零, 使最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值(球轴承为4200 MPa, 滚子轴承为4000 MPa)时的静载荷, 称为滚动轴承的基本额定静载荷C0(向心轴承称为径向基本额定静载荷C0r, 推力轴承称为

24、轴向基本额定静载荷C0a)。 实践证明, 在上述接触应力作用下所产生的塑性变形量, 除了对那些要求转动灵活性高和振动低的轴承外, 一般不会影响其正常工作。 对于同时承受径向和轴向载荷的轴承, 应按当量静载荷P0进行计算。 向心轴承的当量静载荷P0为下列两式中的较大值 P0r=X0FR+Y0FA P0r=FR (11 - 7) 表11 - 13 单列向心轴承的 X0、 Y0值对于0的推力轴承, 当量静载荷为 P0a=2.3 FR tan+FA (11 - 8)对于=0的推力轴承, 当量静载荷为 P0a=FA (14 - 9)按静强度选择轴承的计算式为 C0S0P0 (11 - 10)式中, S0

25、为静强度安全系数, 其值可查表11 - 14。 表11 - 14 静强度安全系数 11.4 滚动轴承组合设计滚动轴承组合设计 一、 滚动轴承的支承结构 通常一根轴需要两个支点, 每个支点由一个或两个轴承组成。 滚动轴承的支承结构应考虑轴在机器中的正确位置, 防止轴向窜动及轴受热伸长后布置将轴卡死等因素。 滚动轴承的支承结构可分为以下三类。 1. 两端单向固定 如图11 - 13和图11 - 14所示, 两个支点中每个支点各限制一个方向的轴向移动,从而限制了轴的双向移动。 对于有轴向力和轴的跨距较短(L350 mm)时, 可采用这种固定形式。为了补偿轴的受热伸长, 在一个轴承外圈与轴承盖之间应留

26、有一定的间隙C(见图11 - 13),通常取C=(0.250.5) mm。 采用角接触轴承时, 间隙C和轴承游隙的大小可用调整垫片或调整螺钉等方法调节, 如图11 - 14所示, 其值可查手册。 图 11 - 13 深沟球轴承两端固定的支承结构 图 11 - 14 角接触轴承两端固定的结构 2. 一端双向固定、 一端游动一端固定一端游动.swf 如图11 - 15(a)所示, 左端支点限制轴的双向移动, 为固定端； 右端支承的外圈可以在机座孔内沿轴向游动, 为游动端。 当轴的跨距较大(L350 mm)或工作温度较高(t70)时, 轴的伸缩量大, 可采用这种支承形式。 采用一端固定、 一端游动的

27、支承形式时, 其游动端轴承的外圈与座孔应采用较松的配合, 轴承外圈端面与轴承盖端面之间应有较大的间隙(一般为38 mm), 以满足轴向移动的需求。 选用圆柱滚子轴承作为游动支承时(见图11 - 15(b)可依靠轴承本身具有内、 外圈可分离的特性达到游动的目的。 图 11 - 15 一端固定、 一端游动的支承形式 3. 两端游动 图11 - 16所示的小齿轮轴的轴承为两端游动式支承。 两支点均无轴向约束, 两支点均采用圆柱滚子轴承。 该轴系的轴向位置由低速轴限制, 高速轴系可双向轴向移动, 以保证人字齿轮的正确啮合。 图 11 - 16 两端游动支承 二、轴承的组合及调整 1. 轴承的配备 受纯

28、径向载荷或受径向载荷和较小的轴向载荷联合作用的轴, 一般采用深沟球轴承。 受径向、 轴向载荷联合作用的轴, 多采用角接触球轴承和圆锥滚子轴承, 且成对使用。 一般采用正装, 可使压力中心靠近, 有利于提高轴系的刚度。 当轴的外伸端受较大的载荷时, 常采用反装, 虽使轴的跨距增加, 但减小了外伸端, 相对增大了轴外伸端的刚性。 2. 轴承的轴向固定 滚动轴承的轴向固定的作用是保证轴上零件受到轴向力时, 轴和轴承不致产生轴向相对位移。 轴承内圈的轴向固定所采用的结构参见轴的结构设计。 轴承外圈在座孔中的轴向位置通常采用座孔挡肩、 轴承盖和弹性挡圈等固定, 如图11 - 17 所示。 座孔挡肩和轴承

29、盖用于承受较大的轴向载荷, 弹性挡圈用于较小的轴向载荷。 图 11 - 17 外圈的轴向固定装置(a) 挡肩; (b) 轴承盖; (c) 弹性挡圈 3. 滚动轴承支承的调整jb160503.swf 1) 轴承间隙调整 轴承在装配时一定要留有适当的间隙, 以利于轴承的正常运转。 常用的调整方法有: 垫片调整、 螺钉调整及调整环调整。 如图11 - 18(a)所示为增减轴承端盖与机座结合面之间的垫片厚度进行调整； 图11 - 18(b)所示为用螺钉调节可调压盖的轴向位置； 图11 -18(c)所示为增减轴承端面和压盖间的调整环的厚度进行调整。 图 11 - 18 轴向间隙调整 2) 轴系位置调整

30、在某些机器中, 轴上零件需要准确的轴向位置, 这可以通过调整移动轴承的轴向位置而达到。 如图11 - 19所示, 一圆锥齿轮轴轴承组合利用调整垫片来补偿圆锥齿轮传动的锥顶点不重合误差, 为了保证便于调整到最好的啮合传动位置, 将轴承装在套筒中, 用改变垫片厚度的方法调整套筒位置, 以达到调整锥齿轮的传动位置的目的。 端盖和套杯间的另一组垫片则用来调整轴承的游隙。 图 11 - 19 圆锥齿轮啮合位置的调整 三、 轴承的预紧与拆装 1. 预紧 轴承的预紧是在安装时使轴承受到一定的轴向力, 以消除轴承内部游隙, 并使滚动体和内、外圈之间产生一定的预变形。 其目的是为了增加支承的刚性, 使轴运转时径

31、向和轴向摆动量减小, 提高轴承的旋转精度, 减少振动和噪音。 预紧力要适当, 过小达不到目的, 过大影响轴承寿命。 预紧的方法有加金属垫片、 磨窄套圈及分别安装长度不同的套筒等, 如图11 - 20所示。 图 11 - 20 角接触轴承的预紧方法 2. 拆装jb160506.swf 对轴承进行组合设计时, 必须考虑轴承的装拆。 轴承的安装、 拆卸方法, 应根据轴承的结构、 尺寸及配合性质来决定。 安装与拆卸轴承的作用力应直接加在紧配合套圈端面上, 不允许通过滚动体传递装拆压力, 以免在轴承工作表面出现压痕, 影响其正常工作。 轴承内圈通常与轴颈配合较紧, 对于小型轴承一般可用压力法, 直接将轴

32、承的内圈压入轴颈, 如图11 - 21所示为用手捶安装。 对于尺寸较大的轴承, 可先将轴承放在80100的热油中预热, 然后进行安装。 拆卸轴承一般可用压力机或拆卸工具(见图11- 22)。 为拆卸方便, 设计时应留拆卸高度, 或在轴肩上预先开槽, 以便安装拆卸工具, 使钩爪能钩住内圈。 图 11 - 21 滚动轴承的安装 图 11 - 22 滚动轴承的拆卸 11.5 滚动轴承的公差与配合滚动轴承的公差与配合 一、 滚动轴承的精度等级及其应用 1. 滚动轴承的精度等级 滚动轴承的精度等级是按其外形尺寸公差和旋转精度分级的。 外形尺寸公差是指成套轴承的内径d、 外径D和宽度B的公差； 旋转精度主

33、要指轴承的内、 外圈的径向跳动、 端面对滚道的跳动和端面对内孔的跳动等。 2. 滚动轴承精度等级的选用 滚动轴承各级精度的应用情况如下: 0级通常称为普通级。 用于低、 中速及旋转精度要求不高的一般旋转机构, 它在机械中应用最广。 例如用于普通机床变速箱、 进给箱的轴承, 汽车、 拖拉机变速箱的轴承, 普通电动机、 水泵、 压缩机等机械的轴承等。 6级用于转速较高、 旋转精度要求较高的旋转机械。 例如用于普通机床的主轴后轴承、 精密机床变速箱等。 5、 4级用于高速, 高旋转精度要求的机械。 例如用于高精度机床的主轴承, 精密仪器仪表的主轴承等。 2级用于转速很高, 旋转精度也很高的机械。 例

34、如齿轮磨床, 精密坐标镗床的主轴轴承, 高精度仪器仪表及其他高精度精密机械的主要轴承等。 二、 滚动轴承配合的选用 正确选择滚动轴承与轴和轴承座孔的配合, 对保证机器正常运转, 提高轴承的使用寿命, 充分发挥其承载能力关系很大。 滚动轴承是标准件, 轴承内圈与轴颈的配合按基孔制, 外圈与轴承座孔的配合采用基轴制。 在选择轴承配合时, 应考虑到公差等级的确定。 轴颈和轴承座孔的公差等级与轴承的精度等级有关。 与0、 6(6x)级轴承配合的轴颈一般为IT6级, 轴承座孔一般为IT7级。 对旋转精度和运转平稳性有较高要求的场合, 在提高轴承精度等级的同时, 也要相应提高与其相配的轴颈和轴承座孔的精度

35、。 选择时主要考虑以下影响因素: (1) 当外载荷方向不变时, 转动套圈应比固定套圈的配合紧些。 一般内圈随轴转动, 外圈固定不转, 故内圈常取过盈或过渡配合, 如r6、 n6、 m6、 k6、 j6； 外圈常取较松的配合, 如G7、 H7、 J7、 K7、 M7等。 (2) 承受冲击载荷时应选用较紧的配合。 轴承在重载和冲击负荷作用下, 套圈容易发生变形, 使配合面受力不均, 引起配合松动, 因此, 负荷越大, 过盈量应选得越大。 (3) 对游动支承, 轴承与轴承座孔间应选较松的配合； 对外圈承受旋转载荷的情况, 则不宜采用较松的配合, 可考虑选用圆柱滚子轴承作为滚动支承轴承。 (4) 轴承

36、转速高时, 必须考虑轴承工作温度(或温差)的影响。 由于摩擦发热和散热条件不同等原因, 轴承套圈的温度往往高于与其相配的零件温度, 这样, 轴承内圈与轴的配合可能松动, 外圈与孔的配合可能变紧。 所以, 在高温(高于100)工作的轴承, 应将所选的配合进行修整。 一般来说, 轴承的旋转精度要求越高, 转速越高, 配合应更紧些。 (5) 剖分式轴承座, 轴承外圈配合应松些, 以免造成外圈产生圆度误差； 当考虑拆卸和安装方便, 或需要轴向移动和调整套圈时, 配合应松一些。 表11 - 15与表11 - 16列出了0级、 6(6x)级向心轴承和推力轴承配合的轴孔的公差带, 供选用时参考。 表11 -

37、 15向心轴承和轴的配合 轴公差带代号(摘自GB/T275-1993)表11 - 16向心轴承和轴承座孔的配合 孔公差带代号(摘自GB/T 275-1993)11.6 滚动轴承的维护与使用滚动轴承的维护与使用 一、 轴承的润滑 滚动轴承润滑的目的是为了减少摩擦、 磨损, 同时也有冷却、 吸震、 防锈和减小噪声的作用。 当轴颈圆周速度v45 m/s时, 可采用润滑脂润滑, 其优点为: 润滑脂不易流失, 便于密封和维护, 一次填充可运转较长时间。 装填润滑脂时一般不超过轴承空隙的1/31/2, 以免因润滑脂过多而引起轴承发热, 影响轴承正常工作。 当轴颈速度过高时, 应采用润滑油润滑, 这不仅使摩

38、擦阻力减小, 而且可起到散热、 冷却作用。 润滑方式常用油浴或飞溅润滑。 油浴润滑时油面不应高于最下方滚动体中心, 以免因搅油能量损失较大, 使轴承过热。 而高速轴承可采用喷油或油雾润滑。 二、 滚动轴承的密封 轴承的密封是为了阻止灰尘、 水分等杂物进入轴承, 同时也为了防止润滑剂的流失。 密封方法的选择与润滑剂种类、 工作环境、 温度、 密封处的圆周速度等有关。 密封方法分接触式和非接触式两类。 1. 接触式密封 接触式密封常用的有毛毡圈密封和密封圈密封。 图11 - 23所示为毛毡圈密封, 在轴承端盖上的梯形断面槽内装入毛毡圈, 使其与轴在接触处径向压紧达到密封, 密封处轴颈的速度v45

39、m/s； 图11 - 24所示为密封圈密封, 密封圈由耐油橡胶或皮革制成, 安装时密封唇应朝向密封的部位, 密封效果比毛毡圈好, 密封处轴颈的速度v7 m/s。 接触式密封要求轴颈接触部分表面粗糙度Ra1.60.8 m。 图 11 - 23 毛毡圈密封 图 11 - 24 密封圈密封 2. 非接触式密封 非接触式密封常用有油沟密封(见图11 - 25), 在油沟内填充润滑脂, 端盖与轴颈的间隙约为0.10.3 mm。 油沟密封结构简单, 适用于轴颈速度v56 m/s。 此外, 还有迷宫式密封, 如图11 - 26所示。 这种密封为静件与转动件之间有几道弯曲的隙缝, 隙缝宽度为0.20.5 mm

40、, 缝中填满润滑脂。 迷宫式密封可用于高速场合。 图 11 - 25 油沟密封 图 11 - 26 迷宫式密封 (a) 轴向式(只用于剖分结构)； (b) 径向式 三、 滚动轴承的检验 机器设备在中修或大修时应将轴承彻底清洗干净, 并逐个予以检验。 检验的主要内容有以下三个方面: (1) 外观检视: 检视内外圈滚道、 滚动体有无金属剥落及黑斑点， 有无凹痕， 保持架有无裂纹, 磨损是否严重, 铆钉是否有松动现象。 (2) 空转检验: 手拿内圈旋转外圈, 检查轴承是否转动灵活, 有无噪声、 阻滞等现象。 (3) 游隙测量： 轴承的磨损大小, 可通过测量其径向游隙来判定。 如图11 - 27所示, 将轴承放在平台上, 使百分表的测头抵住外圈, 一手压住轴承内圈, 另一手往复推动外圈, 则百分表指针指示的最大与最小数值之差, 即为轴承的径向游隙。 所测径向游隙值一般不应超过0.10.15 mm。 图 11 - 27 检查轴承径向游隙 思考与练习思考与练习 1