轴承游隙的选择

/轴承游隙的选择ｎｅwmａker滚动轴承的径向游隙系指一个套圈固定不动，而另一个套圈在垂直于轴承轴线方向，由一个极端位置移动到另一个极端位置的移动量。轴承游隙的选择正确与否，对机械运转精度、轴承寿命、摩擦阻力、温升、振动与噪声等都有很大的影响.如对向心轴承游隙的选择过小时，则会使承受负荷的滚动体个数增多，接触应力减小，运转较平稳,但是,摩擦阻力会增大,温升也会提高。反之,则接触应力增大，振动大，而摩擦阻力减小，温升低.因此,根据轴承使用条件，选择最合适的游隙值,具有十分重要的意义.选事实上轴承游隙时，必须充分考虑下列几种主要因素：

ﻫ（1)轴承与轴和外壳孔配合的松紧会导致轴承游隙值的变化。一般轴承安装后会使游隙值缩小；

（2)轴承在机构运转过程中，由于轴与外壳的散热条件的不同,使内圈和外圈之间产生温度差，从而会导致游隙值的缩小;ﻫ(3)由于轴与外壳材料因膨胀系数不同,会导致游隙值的缩小或增大。ﻫ

通常向心轴承选择最适宜的工作游隙值就是轴承游隙标准中所规定的基本组游隙值。基本组游隙值适用于一般工作条件，应该优先选用.对于在特殊条件下工作的向心轴承不能采用基本组游隙时,可选用辅助组游隙值。如深沟球轴承的第3、４、5组游隙值，适用于轴承与轴和外壳孔采用比正常配合更紧的过盈配合或轴承内圈与外圈工作温差较大的机械部件中.在轴中心与外壳孔中心线倾斜度较大，和为了增加其承受轴向负荷能力,提高轴承极限转速,以及降低轴承摩擦阻力等工况条件下,亦可采用第３、４、５组游隙值。对于要求旋转精密或限制轴向游动的轴，一般采用第２组游隙值(小游隙值）的轴承，必要时还给予一定的预加负荷“预紧”,以提高轴的刚性.滚动轴承的校核计算ｎewmaker１基本概念

ﻫ1.轴承寿命:轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。

ﻫ批量生产的元件，由于材料的不均匀性,导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍,必须采用统计的方法进行处理。ﻫ

2。基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10（r）或L１0h（ｈ）表示.ﻫ

3.基本额定动载荷(Ｃ）：基本额定寿命为一百万转(１06）时轴承所能承受的恒定载荷。即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106转而不发生点蚀失效，其可靠度为９0%。基本额定动载荷大,轴承抗疲劳的承载能力相应较强。

ﻫ４。基本额定静载荷(径向C０ｒ，轴向Ｃ0a）:是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。ﻫﻫ在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cｒ（径向)或Cａ(轴向）,满足一定静强度要求的基本额定静强度C０r（径向）或Ｃ0a（轴向)和控制轴承磨损的极限转速N0。各种轴承性能指标值C、Ｃ０、Ｎ0等可查有关手册.ﻫﻫ2寿命校核计算公式

图17—6滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图１7—6，其曲线方程为

ﻫPεL10=常数ﻫ

其中P—当量动载荷，Ｎ;L10—基本额定寿命，常以1０6r为单位（当寿命为一百万转时，L10=１);ε－寿命指数,球轴承ε=3,滚子轴承ε＝１0/3。ﻫ

由手册查得的基本额定动载荷C是以L１０＝1、可靠度为９0％为依据的。由此可得当轴承的当量动载荷为Ｐ时以转速为单位的基本额定寿命L1０为ﻫ

Cε×1=Ｐε×L１0ﻫL10=(Ｃ/P）ε

10６h（17.7)应取Ｌ1０≥Lh'。Lｈ'为轴承的预期使用寿命。通常参照机器大修期限的预期使用寿命。ﻫ

若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命Lh＇,则可按下式求得相应的计算额定动载荷C’,它与所选用轴承型号的Ｃ值必须满足下式要求Ｎ(１7．8)3当量动载荷

在实际工况中，滚动轴承常同时受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时将基本额定动载荷与实际载荷在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承的寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。当量动载荷Ｐ的计算公式是ﻫ

Ｐ＝XＦｒ＋YＦa

式中Ｆr-径向载荷，N；Fa－轴向载荷,N;X，Ｙ—径向动载荷系数和轴向动载荷系数，由表17－7查取。表17－7

4角接触轴承的载荷计算ﻫﻫ对＂3"、＂7"类轴承，由于本身结构的特点，当有径向力作用时会产生派生S，在计算时应考虑。ﻫﻫ１．装配形式必须成对安装：正装（或称为"面对面＂）—两支点距离较短；见图１7—7a。反装（或成为"背靠背＂)-两指点距离较长，适用于悬臂安装传动件的轴承，见图17—7b。ﻫ图17-72。轴承作用力在轴上的作用点

轴上支点是在滚动体与滚道接触点法线与轴线交点上，见图1７—8.图中的O，距外端面的距离为a，此值可查手册。ﻫ

＂7”类轴承Ｏ点如图１７-8所示.ﻫ图17－83．轴向力的计算ﻫ

分析角接触轴承所受的轴向载荷要同时考虑由径向力引起的附加轴向力和作用于轴上的其他工作轴向力，根据具体情况由力的平衡关系进行计算.ﻫﻫ图17-９中，ＦR和ＦA分别为作用于轴上的径向和轴向载荷，两轴承的径向反力为Fｒ1及Ｆr２，相应产生的附加轴向力则为Fs1和Fs2.作用于轴上的各轴向力如图17-10。ﻫ图17—9

图17—１０根据轴的平衡关系按下列两种情况分析轴承Ⅰ、Ⅱ所受的轴向力：

-如果ＦＳ1+FA>Fs２（图17－1１），轴有向右移动的趋势，使轴承Ⅱ"压紧＂，轴的右端将通过轴承Ⅱ受一平衡反力Fs2'，由此可求出轴承Ⅱ的轴向力为ﻫ

Fａ２=Ｆs2+Fs2'=Fｓ１+ＦAﻫﻫ因轴承Ⅰ只受附加轴向力，故

Fa1=FＳ1

ﻫ-如果FＳ1＋FA<Ｆs2（图17-12），轴有向左移动的趋势，使轴承Ⅰ"压紧＂,此时轴的左端将通过轴承Ⅰ受一平衡反力Fｓ１'，由此可求出两轴承上的轴向力分别为

Fａ1=Ｆs1＋ＦS1＇=Fs2—FA

Fa2＝Ｆs2

计算角接触轴承轴向力的方法可归纳如下：1）判明轴上全部轴向力（包括外载荷和轴承的附加轴向力）合力的指向,确定”压紧”端轴承；2）"压紧”端轴承的轴向力等于除本身的附加轴向力外其他所有轴向力的代数和；3)另一端轴承的轴向力等于它本身的附加轴向力.ﻫ

5静载荷及极限转速计算公式ﻫﻫ１。静载荷计算

静载荷是指轴承套圈相对转速为零时作用在轴承上的载荷。为了限制滚动轴承在静载荷作用下产生过大的接触应力和永久变形，需进行静载荷计算。按额定静载荷选择轴承,其基本公式为ﻫﻫＣ0≥C0’=S0P0

式中C0—基本额定静载荷,N；C0'－计算额定静载荷,Ｎ；P0-当量静载荷,Ｎ;S0－安全系数。

ﻫ静止轴承、缓慢摆动或转速极低的轴承，安全系数可参考表１7—9选取。

旋转轴承的安全系数S0可参考表17—1０.若轴承转速较低，对运转精度和摩擦力矩要求不高时，允许有较大的接触应力，可取Ｓ0〈1。推力调心滚子轴承，不论是否旋转,均应取S0≥4。表１7－9轴承静载荷安全系数Ｓ0（静止或摆动）ﻫ表17—1０旋转轴承的安全系数S０

2.极限转速ﻫﻫ滚动轴承转速过高时会使摩擦面间产生高温,影响润滑剂性能，破坏油膜,从而导致滚动体回火或元件胶合失效。

ﻫ滚动轴承的极限转速Ｎ0是指轴承在一定的工作条件下,达到所能承受最高热平衡温度时的转速值.轴承的工作转速应低于其极限转速。ﻫ

滚动轴承性能表中所给出的极限转速值分别是在脂润滑和油润滑条件下确定的,且仅适用于0级公差、润滑冷却正常、与刚性轴承座和轴配合、轴承载荷Ｐ≤0．１C（Ｃ为轴承的基本额定动载荷，向心轴承只受径向载荷，推力轴承只受轴向载荷）的轴承.ﻫ

当滚动轴承载荷P