通用轴承的技术解说(三泰轴承编) |
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三泰轴承技术解说目录 滚动轴承的结构与型式 轴承选择的概要 轴承型式的选择 轴承尺寸的选择 轴承配置的设计 尺寸公差与几何精度 轴承原始游隙和工作游隙 安装与拆卸 公差带的建立 滚动轴承的结构与型式
套圈（内圈、外圈）与滚道圈 套圈上滚动体滚动的部分称做滚道，其表面称做滚道面。球轴承套圈的滚道又称做沟道。 一般来说，套圈中的内圈和外圈分别与轴和外壳配合。 推力轴承的套圈称做滚道圈，内圈和外圈分别称做轴圈和座圈。 滚动体 滚动体分为球和滚子两大类，滚子根据其形状又有各种型式。
保持架 保持架将滚动体部分包围，使其在圆周方向保持一定的间隔。 保持架有冲压保持架、切制保持架、成形保持架和销式保持架等。 与无保持架的满装型球（滚子）轴承相比，带保持架轴承的摩擦阻力较小，适用于高速旋转
轴承承受负荷时作用于套圈（滚道圈）与滚动体之间的负荷方向与垂直于轴承中心线的平面所形成的角度称做 接触角，用α表示。
轴承种类型式多、尺寸范围广，为选择对达到设计目标最为合适的轴承，需要从机械的使用条件、 对轴承的性能要求、轴承周边的规格参数直至市场性和经济性等多方面进行综合分析。 由于一般先确定轴径再选择轴承，因此要先以轴承内径为基准考虑轴承的安装空间及配置方式等 条件，初步确定轴承的型式。 其次，分析比较“机械要求的轴承必需寿命”与“根据轴承负荷计算的轴承寿命”，确定轴承的 尺寸。 再根据需要确定精度等级、内部游隙、保持架、润滑剂等轴承内部规格。 图4为一般的轴承选择程序和应考虑的使用条件。但非一定要遵循规定的程序，而是应该使最重要 的性能要求得到满足。
轴承型式的选择 选择轴承型式时，全面掌握轴承的使用条件是至关重要的，表1列出了主要的分析项目，表2则为各 种轴承型式的性能比较。 表1(1) 轴承型式的选择
图5 向心轴承的尺寸系列
轴承在随负荷旋转时，由于套圈滚道面及滚动体滚动面不断地受到交变负荷的作用，即使使用条件正常，也会 因材料疲劳使滚道面及滚动面出现鱼鳞状损伤（称做剥离或剥落）。 出现这种滚动疲劳操作之前的总旋转数称做轴承的“（疲劳）寿命”。 即使是结构、尺寸、材料、加工方法等完全相同的轴承，在同样条件下旋转时，轴承的（疲劳）寿命仍会出现 较大的差异。 这是因为材料疲劳本身即具有离散性，应从统计的角度来考虑。 于是就将一批相同的轴承在同样条件下分别旋转时，其中90％的轴承不出现滚动疲劳操作的总旋转数称做“轴 承的基本额定寿命”（即可靠性为90％的寿命） 在以固定的转速旋转时，也可用总旋转时间表示。 但在实际工作时，还会出现滚动疲劳操作以外的损伤现象（如磨损、烧伤、蠕变、磨蚀、压痕、断裂等）。 这些损伤可以通过做好轴承的选择、安装和润滑等加以避免。
基本额定动负荷 基本额定动负荷表示轴承耐滚动疲劳的能力（即负荷能力），是指大小和方向一定的纯径向负荷（对于向心轴 承）或中心轴向负荷（对于推力轴承），在内圈旋转外圈固定（或内圈固定外圈旋转）的条件下，该负荷下的基本 额定寿命可达100万转，向心轴承与推力抽承的基本额定动负荷分别称做径向基本定动负荷 与轴向基本额定动负荷， 用Cr与Ca表示，其数值载于轴承尺寸表。 基本额定寿命 式（1）表示轴承的基本额定动负荷、当量动负荷及基本额定寿命之间的关系。 轴承以固定的转速旋转时，用时间表示寿命更为方便，如式（2）所示。 另外，对于铁路车辆或汽车等用行走距离（KM）表示寿命较多，如式（3）所示。
这里： L10:基本额定寿命，106转 L10h:基本额定寿命，h L10s:基本额定寿命，km P:当量动负荷，N{Kgf}厖......参照后面 C:基本额定动负荷，N{Kgf} n:转速，rpm p:寿命指数 球轴承..........p=3 滚子轴承.......p=10/3 D:车轮或轮胎直径，mm 因此，作为轴承的使用条件，设当量动负荷为P，转速为n，则满足设计寿命所需要的轴承基本额定动 负荷C可由式（4）计算，从轴承尺寸表中选出满足C值的轴承，即可确定轴承的尺寸。
[参考] 用寿命系数(fh)和速度系数(fn)表示的计算式如下： L10h=500fhp......................................................................................................................(5) 寿命系数 : fh=fn ........................................................................................ ………….(6) 速度系数 : fn=( 106 / 500x60n )1/p=(0.03n)-1/p............................................................(7) 利用计算图表[参考图]可简易地求得fh、fn和L10h。 参考图转速（n）与速度系数（fn）以及寿命系数（fh）与寿命（L10h）的关系 根据温度进行的基本额定动负荷的修正与轴承的尺寸稳定处理 轴承在高温下使用时，村料组织会发生变化、硬度降低，基本额定动负荷将比常温下使用时减小，材料组织 一旦发生变化，即使湿度恢复到常温也不会复原。 因此，在高温下使用时，必须将轴承尺寸表的基本额定动负荷值乘以表3的温度系数进行修正。 轴承长时间在 尺寸稳定处理代号与使用温度范围如表4所示。 但经尺寸稳定处理的轴承硬度降低，有时基本额定动负荷会减小。 表3 温度系数 表4 尺寸稳定处理
修正额定寿命 式10表示的是可靠性为90%的基本额定寿命，根据用途的不同，有时也靠性高于90％的高可靠性寿命。 此外，采用特殊材料有时可以使轴承寿命延长，基本润滑等使用条件的不同也会影响轴承寿命。考虑了以上因 素对基本额定寿命进行修正后的寿命称为修正额定寿命，可由式8计算。 Lna= a 这里， Lna:修正额定寿命，106转 (考虑了轴承特性和使用条件等因素后可靠性为100-n%(即失效率为n%)的寿命) L10:（可靠性为90%） a1 :可靠性系数 a2 :轴承特性系数 a3 :使用条件系数 [备注]按照可靠性高于90%的Lna选择轴承尺寸时，应特别注意轴与外壳的强度。
但在以下条件下，取a3<1 l 运转时润滑剂运动粘度降低时 球轴承.........小于 滚子轴承.........小于 l 转速特别低时 滚动体节圆直径与转速的乘积小于10000 l 润滑剂中混入杂质时 l 内圈与外圈的相对倾斜大时 注1:轴承在高温下使用硬度降低时，必须对基本额定动负荷进行修正。 注2：即使采用特殊材料a2>1时，如果润滑条件不合适，也达不到a2Xa3>1。因此在这种a3<1 的场合，一般认为a2≤1。由于难以使a2与a3独立，因此也有主张用一个系数a23的。 多轴承系统的寿命 在使用两个以上轴承的装置中，多数情下即使一个轴承失效，也会导致整个装置丧失功能。 将使用的全体轴承看成一个轴承系统时，该轴承系统的额定寿命可由下式计算。 1/Le=1/L1e +1/L2e +1/L3e + ................................................(9) 这里， L:整个轴承系统的额定寿命 L1、L2、L3:各轴承的额定寿命 E:常数 e=10/9......球轴承 e=9/8......滚子轴承 （混合使用时取平均值） [例] 考虑一根由两个滚子轴承支承的轴，设一个轴承的额定寿命为50000小时，另一个轴承的额定寿命为30000小时， 则由式9，该轴上整个轴承系统的额定寿命如下： 1/L9/8 =1/ 500009/8 +1/ 300009/ 就是说，整个轴承系统的额定寿命比单个轴承中最短的额定寿命还短。 这个结论极为重要，在使用两个以上轴承的装置中，如需考虑整个轴承系统的寿命时，必须加以注意。 l 机械要求的轴承必需寿命 过份延长轴承寿命未必经济。最好是根据使用机械使用条件设定轴承的必需寿命。 表6为根据经验采用的轴承必需寿命，供参考。 表6 轴承必需寿命（参考）
作用于轴承的负荷有轴承支承物的重力、齿轮或皮带等的传动力以及机械运转时产生的负荷等。 由于轴承负荷大多变化不固定、且变化的程度或大小难以确定，所以通过简单的计算确定负荷几乎不可能。 因此，计算轴承负荷一般采用理论计算值乘以经验系数的方法。 负荷系数 作用于轴承的径向负荷或轴向负荷虽然可以按照一般的力学方法计算，但由于机械的振动或冲击等原因，作用 于轴承的实际负荷往往比计算值大，因此计算时一般将理论计算值乘以一个与机械振动或冲击有关的负荷系数，如 下式所示。 表7 负荷系数fw
F=fw ．Fc ....................................................................(10) 这里，F:实际负荷，N{kgf};Fc:理论负荷，N{kgf};Fw:负荷系数（表7）。 皮带或链传动时的负荷 皮带传动时作用于皮带轮轴的理论负荷可通过计算皮带有效传动力求得。 但在计算实际负荷时，还必须将有效传动力乘以与机械振动或冲击有关的负荷系数(fw)以及与皮带张力有关的 皮带系数(fb)。 另外，链传动时也必须乘以与皮带系数相当的链系数，如式（11）所示。 Fb= 这里， Fb:皮带轮轴或链轮轴的实际负荷N{kgf} M:皮带轮或链轮的扭矩，mN.m{kgf.mm} W:传递功率，KW Dp:皮带轮或链轮节圆直径，mm n:转速，rpm fw:负荷系数（表7） fn:皮带（链）系数（表8） 表8 皮带（链）系数 fb
齿轮传动时的负荷 作用于齿轮的负荷与齿轮系数 齿轮传动时作用于齿轮的理论负荷有切向负荷（Kt），径向负荷（Kr）和轴向负荷（Ka）,可根据传递功率和 齿轮种类，分别用力学方法计算（2）项 。 但在计算实际负荷时，还必须将理论负荷乘以与机械振动或冲击有关的负荷系数（ fw...表7）以及与齿轮精 度有关的齿轮系数（fg...表9）。 表9 齿轮系数fg
典型的硬度曲线简图列于图12中，所需的硬度值是由比较应力值转换为维氏硬度值而得。 所需最小淬硬深度主要是与滚动体直径、材料应变、材料心部强度和淬火方法有关。 对滚道来说，其达到额定静负荷Co，（赫芝应力pH=4000N/mm2)的应力时，所需的淬硬深度可由下式决定； 表面淬火 Eht≥0.078.Dw .............................................(42) 火焰或感应淬火 Rht≥140.Dw/Rp0.2 ........................................(43) Eht mm 有效表面淬硬深度 Rht mm 淬硬度透深度（火焰淬火或感应淬火） Dw mm 滚动体直径 Rp0.2 N/mm2 材料心部0.2%弹性极限应力 当负荷小于P=Co或Dw＞ 硬深度至少还有 滚道表面精度 滚道表面精度的选择是根据运转条件对轴承的要求，为了完全发挥轴承的负荷能力，滚道的表面粗糙度 应为Rz1(Ra0.2)。对于要求较低的场合，表面粗糙度可降低到Rz4(Ra0.8)。对运转平稳性要求较高和要求 低噪声时，滚道应经磨削和超精研磨以达到最小的表面波纹度。 滚针和保持架组件与冲压外圈滚针轴承之滚道的尺寸公差在本样本尺寸表前的技术注解中给出。无内圈 滚针轴承的滚道尺寸公差列于表16中。圆度公差不大于相应尺寸公差的25%，平行度公差则为50%。 当选用滚针和保持架组件时，滚道宽度减去倒角尺寸（或圆角半径）后，仍应有足够的宽度以保证对保持 架全宽有足够的引导表面。 表14，机加工轴承外圈，轴承座公差的选择原则
为了达到尽可能高的刚度和负荷能力，又尽可能节省空间的目的，可选用CJSRTL无套圈的轴承。这种滚动体直接在轴 上、或在轴承孔内运动的轴承例如有：滚针和保持架组件、无内圈滚针轴承和冲压外圈滚针离合器等。在设计滚道时，应注 意下列几点说明： 材 料 为了能完全达到轴承的负荷能力，在选择滚动轴承滚道材料时，应注意的是要保证其表面硬度为670－840HV，足够的 淬硬深度和钢材的纯净度需与一般高质量钢材的要求相同。下列几种钢材特别适于用作滚动体滚道的钢材。 l 淬透钢 GCr15或欧洲100Cr6 在特定情况下，这些滚动轴承钢亦可作表面淬硬处理。 l 表面淬硬钢 15CrMo、20CrMo或欧洲17MnCr6、16MnCr6 选择材料时，除了其可淬硬度外，还应考虑心部强度。作表面淬火时，应先具有细粒结构组织。并且有效淬硬深度应 符合公式（42）。 l 火焰淬火钢或感应淬火钢 55、60或欧洲C554 在火焰淬火或感应淬火时，只能对机加工零件上将作为滚道的部分进行淬火。选择材料的主要先决条件仍然是材料的 可淬硬能力。在作淬硬处理前应先作调质处理。
运转湿度超过+ 证轴承正常的功能；必须对轴承作尺寸稳定性处理，但也应考虑伴随而产生的材料硬度的降低。对于小型轴承来说，通常对 尺寸稳定性要求不高，但为保证大型轴承的稳固配合和原始径向游隙，至少应对内圈作尺寸稳定性处理。根据不同的工作温 度的要求，可以用不同的补充代号予以标示出来。
对滚动轴承的定位，应考虑下列一些影响因素： l 转动状态 所谓转动状态是指各套圈相对于负荷方向的运动。 旋转负荷。轴承套圈转动而负荷静止或轴承套圈静止而负荷转动，这两种情况都属于旋转负荷状态。在旋转负荷情况下， 如果对轴或轴承座取太松动的配合，则轴承套圈将会产生移动现象。因此，必须选用较紧密的配合，以防止移动现象发生。 负荷越重和套圈直径越大，所选的配合应越紧。 点负荷。轴承套圈和负荷都是静止，或轴承套圈和负荷以相同的速度旋转时，都属于静止负荷状态，对于静止负荷，可选 择较松的配合，因为这种情况下，轴承套圈不会产生移动现象。 变动式负荷方向。负荷方向是无规则地变化着，或以摆动的方式变化，或随冲击和振动的情况都称为变动式负荷方向在这 种转动状态下，两个套圈都必须选择较紧的配合。 l 负荷类型和大小 随转动负荷或变动负荷的套圈，负荷越高，配合应越紧。 l 轴承类型和尺寸 表14所列轴承座孔公差仅适用于钢或铸铁轴承座。表15中所列的轴公差仅适用于实心轴，如果用轻金属轴承座或空心轴时, 应选择较紧的配合。对无内圈滚针轴承的轴公差列于表16中。 从上述各种因素的影响可以看出，不可能找出一条包括各种因素的，正确的配合公差选择原则，因此，在相应表中所列之值 仅只能当作是参考值。 表15 有内圈滚针轴承和圆柱滚子轴承的轴公差极限选择原则
1)选择轴和轴承座公差极限之后，应再检查工作游隙。 2)公差带为n6和p6需要求较大的原始径向游隙。 3)对于滚针一角接触球轴承，配合不能比k5更紧。 表16无内圈滚针轴承选择轴公差极限的参考值1)
1)适用于轴承座公差到K7。对于比K7更紧的轴承座公差，对其工作游隙必须进行验算或量测。 装配公差 轴承套圈有完美的径向定位和套圈在圆周面和宽度上能均匀地被支承，对轴承能正常运转和获得较长的使用寿命具有决 定性的影响。因此应特别注意装配公差的选择。 轴承套圈支承面的设计 为了使滚动轴承能正常发挥其功能，与轴承相配合的表面（轴和轴承座孔）必须按与轴承精度等级相应的IT一等级加工。 与轴承相配合表面的尺寸公差和几何精度的推荐值列于表17中。剖分式轴承座，其连接面处应去除毛刺并加工圆角。 表17 与轴承配合表面的尺寸公差和几何精度
为了防止滚针轴承或圆柱滚子轴承侧向滑移，轴承必须轴向定位和夹紧。如果配合公差已经足够紧的话，也可不用轴 向坚固装置（如图 引导表面的设计 对滚针和保持架组件的侧向引导面（见面13和14），应经精车加工并无毛刺。高速时，相邻的表面应淬火并经磨削加工。 在止动环前还应附加一垫圈（图14）。 轴承套圈的轴向定位 轴承套圈常由轴或轴承座的挡肩来定位。这些挡肩必须有足够的高度并与轴承轴线垂直。它们必须与和轴承套圈相配合 的表面一次加工出来。 由和轴承相配合的表面到挡肩过渡外，其圆角应符合规定，退刀糟应符合规定。 圆角或退刀糟是为了保证轴承套圈的整个端面能支承在挡肩上，应注意的是尺寸表中给出倒角尺寸rs的最小值。 如果轴承作为固定端支承且承受轴向负荷，则套圈两端必须紧固（图16、17、18）。尤其是分离式内圈（如NKIB,图16和 SL04，图24）和圆柱滚子轴承剖分式外圈系列SL01（图17或18），系列SL11和SL12更应两端紧固。 对于单向定位的轴承（图19和20）只要在轴承套圈承受轴向负荷的一端挡边加以支承即可。 对承受轴向负荷的圆柱滚子轴承的挡边来说，其支承高度应扩大到尺寸d1或D1处（见尺寸表）。
轴承的运转可靠性和使用寿命在很大程度上是与其密封装置能否有效地防止脏污和水气侵入以及阻止润滑剂漏出有关， 在选择密封型式时应考虑具体的应用条件。 非接触式密封 非接触式密封主要用于下列场合：在高圆周速度下密封摩擦必须避免的场合，高温希望避免密封磨损的场合。间隙密封 对润滑脂有较好的密封较果；如果间隙密封回流设计（轴上有沟槽、离心环、螺旋槽等）则此种密封也可用于油润滑的场合。 简单间隙密封的缝隙约为0.1~ 迷宫密封（图23）的密封效果更好，为了避免泵吸现象，径向扩展的间隙不能太窄。如果在缝隙内润滑脂，则其密封性 能更好。一般来说，填充缝隙用的润滑脂应与轴承用的脂相同；至少润滑脂的稠化剂应相同。如果由于密封介质的原因不 能实现上述要求时，则可使用专用的密封润滑脂，在这种情况下，应提供分离的空间以防止密封脂进入轴承中。
接触式密封 接触式密封一般都比非接触式密封效果为好，在这种密封中，其部分是用预紧力保持与密封表面相接触，因此而引起的 摩擦热限制了其可容许的圆周速度，在跑合运转中，较大的初始摩擦表面将会急骤下降。密封配合表面也需要润滑，否则将 产生磨损。 密封唇密封（图24-27）。适用于油润滑也适用于脂润滑，而且圆周速度可达 轴承座泄露出去，则密封唇应面向里面安置。当密封主要是为了防止脏污进入轴承装置时，密封唇应面向外安置。 转轴密封。按DIN3760（图27）它是一种密封唇密封，可对许多种轴承装置作非常有效的密封。 图24密封唇密封，系列PP l RTL 带密封滚针和圆柱滚子轴承 （图24）是带密封唇密封的轴承（后缀“RS”或“P”),这种结构不需要给密封装置附加空间。此整体式密封适用于无 压力要求的密封装置，在一般工作条件下，可以防止污物侵入轴承中和阻止润滑脂泄漏。轴承再润滑时，用过的润滑脂还 可以由此排出。
毛毡润滑 适用于圆周速度小于 后才能装入。 接触式密封的装配说明 密封的配合而必须无刻伤和划痕。如表面磨削后没有螺旋形痕迹，则可获得最好的密封效果。推荐的粗糙度为：Rz1-Rz4, 或Ra0.2-Ra0.8。表面硬度至少应达到450HV，当圆周速度超过 导倒角，以避免装配中使密封唇操作或翻边。 装配前应在密封唇上和配合表面上涂润滑脂，以防止轴第一次转动时产生干磨擦，如果采用双唇密封或同时有几个密封件排 列安装时，其之间的空隙内应填入润滑脂。 如果密封的主要目的是防止润滑剂由轴承中漏出来，则在装配时应使密封唇向内。密封唇向外的装配方式则可防止外界污物 侵入，而且可允许在重新润滑时将已用过的润滑脂排泄出去。 在将密封件压入轴承座孔时应使用压杆，以保证对中和与轴线垂直，如果与密封件配合的表面端处有尖角的话，则应用一装 配套筒辅助安装，装配套筒的直径应比与密封件相配合表面的直径略大些并有较长的引导倒角（约 RTL内圈（系列IR）的滚道粗糙度很小，其表面形貌适合作为脂润滑密封唇的配合轨道。用来作为油润滑的密封时，为了得到更好 的密封效果，内圈应精加工成无螺旋形加工痕迹（IR...EGS），端部有引导倒角以防止装配时划伤密封唇 尺寸公差与几何精度 本样本中所列有关滚针轴承和圆柱滚子轴承的公差极限是根据DIN620等2.3部分制定的。一般情形下，RTL 滚动轴承的精度属于P0级。对精度较高的轴承，公差极限可缩小到P6级和P5级的数值（对推力圆柱滚子轴承 为P4级）。RTL滚针和圆柱滚子轴承，其径向截面高度较小，内圈和外圈壁较薄，因此在装配后的几何形状由轴 或轴承座的几何形状决定。
滚动轴承能否发挥其正常功能绝大的程度是取决于能否达到合适的工作游隙。工作游隙是由安装前的原始径 向游隙所选择的公差配合和温度的影响所决定。
滚动轴承的原始径向游隙为：在安装之前不受径向力下内圈相对于外圈沿径向从一个极端位置到另一极端位置 的移动量。 RTL滚针轴承和圆柱滚子轴承的正常原始径向游隙C0是这样选择的，即根据尺寸表前的技术注解或前面所推荐的 轴和轴承座的公差极限及在正常的运转条件下可以达到正常功能的工作游隙。 在其它的装配条件和运转条件下，如轴承套圈的过盈配合，特殊的轴承温度等，所需的轴承原始径向游隙则与 正常的游隙不同。原始径向游隙与正常游隙不同的向心轴承，可利用表28所列的补充代号予以标明。 此补充代号（除C0以外）是加在轴承代号之后，或者与精度等级补充代号相组合。 表29中给出了各组轴承游隙的数值。RTL所提供的无内圈滚针轴承，其内接圆直径的公差带为F6。 原始径向游隙为C2仅用于极特殊的情况，即较重的交变负荷和低速运转或作摆动的场合。在这种情况下预期有 较大的热量产生，因此建议在轴承运转期间应对轴承进行监控。 轴承原始径向游隙为C3和C4是用于套圈选用过盈配合的场合或内圈和外圈之间温度梯度较大时，特别是在使用 大轴承的情况下。 表28 原始径向游隙代号
表29 滚针轴承和圆柱滚子轴承的原始径向游隙
轴承的工作游隙定义为：在安装后，无负荷下轴沿径向相对于轴承外圈的移动量，工作游隙是原始径向游隙减 去由于过盈配合和热膨胀而引起的游隙变化量ΔS（以μm为单位）。 ΔS=ΔSP+ΔST .............................(44) 由于过盈配合引起的游隙减小量ΔSP可由公式（45）计算，由于热膨胀引起的游隙减小量ΔST可由公式（46） 计算。使用公式（46）时应注意其正负符号。 l 正常工作游隙 如果在正常工作负荷条件下，带内圈的轴承与选用表14和表15的公差带的轴承座和轴相配合，或者对无内圈的 轴承，选用表16的公差带的轴，则原始径向游隙为C0的轴承一般可以得到正常的工作游隙。 l 比正常工作游隙小的工作游隙 对滚动轴承来说，较小的工作游隙仅能用于特殊的场合，例如精密机床、测量仪器设备或随交变负荷的场合。 l 比正常工作游隙大的工作游隙 有较大工作游隙的轴承主要用于相对倾斜和轴弯曲的场合。 配合对工作游隙的影响 由过盈配合引起的原始径向游隙减小量ΔSP(μm)是由于内圈膨胀量Δd和外圈收缩量ΔD引起的。 ΔSP=Δd +ΔD ...............................(45) 根据经验显示，理论上决定相配合零件的过盈量可以有两种方法：一种是取其平均偏差，另一种方法是取靠近加 工面的偏差极限值，再加减公差带值的三分之一。其中必须再减去装配时表面间互相挤平的数值。尺寸变化的平均值 可由表30查出。 对薄壁轴承座和轻金属轴承座，其有效过盈量无法可靠地计算出来；在这种情况下，建议由安装试验来决定原始 径向游隙的减少量。 温度对工作游隙的影响 当轴承内圈和外圈之间有较大温度梯度时，会使轴承工作游隙有相当大的变化。有时会因此而影响轴承的正常功 能。如取钢的热膨胀系数为α＝0.000011（K-1),内圈和外圈之间的温度差为Δ ，则径向游隙变化量为ΔST(μm)为： ΔST≈0.11.dM.Δ .........................(46) 内圈和外圈之间的温差Δ 可以使工作游隙减小或增大，因此在用公式（46）中的Δ 时必须注意其正负符号。 如果内圈温度比外圈温度高，Δ 取正值。如果外圈温度比内圈温度高，Δ 应取负值。 表30 由过盈配合引起的直径变动量
安装与拆卸 RTL滚动轴承系精密产品，因此要求在装配前和装配时需特别小心处理。轴承能无故障运转，在很 大程度上是与装配的好坏有关。
滚动轴承应在干燥垢仓库内存放，温度应保持常温，湿度不可高于65%。 RTL滚动轴承都已经过保存处理后再供给用户（在矿物油基础上加入防锈剂，或用干气相缓蚀VCI纸包装）， 因此不到直接装配之前不要过早地打开包装。如果在一包使用易挥发的防锈纸包装的轴承内仅取出几个使 用的话，则当所有轴承取出后应立即包住，因为VCI纸的保护蒸气相只能在封闭的情况下保持。从包装内取 出的轴承必须立即填充润滑脂或润滑油。 即使储存在合适的环境中，填入润滑脂的密封轴承也不应保存超过三年。由于长期储存或在不利气候 中而老化了的润滑脂，在装配时必须更换。
RTL滚动轴承的防锈油与矿物油基的润滑脂和润滑油是相容的，并可互相混合，因此在装配之前不 需进行特殊处理，但是如使用合成润滑油或用高温或低温润滑脂时或如果工作湿度超过＋ 脏污的情况下，则应对轴承进行清洗。 很多种清洗剂可用来清洗轴承中的润滑脂和清洗轴承。 无机清洗剂以含水的，碱性的溶液形式来使用。清洗槽湿度应为＋ 槽内直到它们达到槽内温度为止。然后应把它们浸入到脱水槽。碱性溶液不能用来清洗有铝制保持架的轴 承。有机清洗剂，如酸、无水煤油、苯精（非车用汽油）等也适用作清洗介质。 含氯的碳氢化合物，如三氯乙稀或全氯乙稀等，都不能推荐作为清洗介质，因为它们增加了产生锈蚀 的危险。在清洗时至少应有两个清洗槽，一个是初清洗，一个作为最终清洗，清洗后之轴承应立即涂脂或加 润滑油。
在轴承装配区域内应保持清洁，无灰尘杂物，因为污物侵入轴承中将对轴承寿命产生有害的影响， 装配以前应对轴承座孔和轴进行尺寸公差，几何精度和清洁度的检查。 轴承套圈应在压力机上借助辅助套筒进行安装。装配套筒应选择适当并能完全压住轴承套圈端面。 如果没有压力机的话，可以轻击装配套筒的中心。装配力绝不能通过滚动体传递。也应避免直接 捶击在轴承套圈上。 如果在配合表面上涂以少许润滑油或固体润滑剂，并有10°-15°的引导装配倒角，则内圈和外圈 的装配就更容易些，如果用感应加热器，先把内圈或轴承加热后，再进行装配，对紧配合来说是最容易的 装配方法，如果无法使用此加热器的话，则轴承可在油槽内加热或在加热箱内加热到约＋ 此处不推荐采用冷却的方法将轴承安装到轴承座中，因为凝聚产生的水分可能使轴承和轴承配合表 面发生锈蚀。有特殊装配要求的轴承，在尺寸表之前的技术注解将给以说明。 轴承装配和润滑之后建议应进行试运转，以检查轴承装置是否运转正常。
公差带的建立（根据ISO基本偏差和ISO标准公差）
表31和33给出了基本偏差的数值，亦即最接近于零线包括正负号的偏差值（最小距离）。 另一偏差可以用加或减表32中所查出的基本公差（T）得到。
举 例 下列带公差的尺寸，其偏差值的确定：
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