第十章 滚动轴承

概述

轴承是用来支承回转零件的。根据轴承中摩擦性质的不同，轴承分为滑动轴承和滚动轴承。由于滚动轴承的摩擦系数低，功率损耗小，起动阻力小，而且它已标准化，并由专业工厂大量制造及供应，对设计、使用、润滑、维护都很方便，因此应用较广。

滚动轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架等四部分组成。内圈与轴径相配，外圈与轴承座孔配合。一般轴和内圈一起转动，外圈在轴承座孔中固定不动，也有外圈回转而内圈不动，或内、外圈同时回转的场合。当内、外圈相对转动时，滚动体即在内、外圈的滚道间滚动。常用的滚动体有：球、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子等几种。轴承内、外圈上的滚道，有限制滚动体侧向位移的作用。

保持架的主要作用是将滚动体均匀隔开。如果没有保持架，则相邻滚动体转动时，将会由于接触处产生较大的相对滑动速度而引起磨损。保持架有冲压的和实体的。冲压保持架一般用低碳钢板冲压制成，它与滚动体间有较大的间隙。实体保持架用铜合金、铝合金或塑料经切削加工制成，有较好的定心作用。

从滚动体与滚道接触，有点接触和线接触，点接触的轴承摩擦系数低，重量轻，叫球轴承；线接触的轴承摩擦系数高，重量较大，叫滚子轴承。一般，滚子轴承比球轴承的承载能力高，允许的极限转速较低。

轴承的内、外圈和滚动体，一般由轴承铬钢GCr15制造，热处理后硬度不低于60HRC。

学习本章应掌握：1）正确选择轴承类型和尺寸。滚动轴承是通过寿命计算选定类型和尺寸的；2）轴承组合设计，包括：轴承的安装、调整、配合、润滑、密封及有关的结构设计。

§10-2   滚动轴承的主要类型及其代号

一．滚动轴承的主要类型、性能与特点

按照轴承所能承受的外载荷不同，滚动轴承分为

    推力轴承中与轴颈紧套在一起的叫轴圈，与机座相联的叫座圈。

向心推力轴承的滚动体与外圈滚道接触点（线）处的法线N-N与半径方向的夹角α叫轴承的接触角；轴承实际所受的径向载荷F_r与轴向载荷F_a的合力与半径方向的夹角β叫载荷角。

国标中根据轴承所受载荷的方向和滚动体类型，共分九种基本类型，见表13-1。

二．滚动轴承的代号

我国国标GB/T272-93规定了滚动轴承代号的表示方法。滚动轴承代号由：

前置代号、基本代号、后置代号组成，用字母和数字等表示。

1．基本代号

基本代号用来表示轴承的内径、直径系列、宽度系列和类型，一般最多为五位数。

1)　轴承内径用基本代号右起第一、二位数字表示。对常用内径d=20~480mm的轴承，内径尺寸被5除的商数，如04表示d=20mm;12表示d=60mm等等。对于内径为10mm、12mm、15mm和17mm的轴承，内径代号依次为00、01、02和03。对于10mm和大于500mm的轴承，内径表示方法另有规定，可参看GB/T272—93。

２）  轴承的直径系列（既结构相同、内径相同的轴承在外径和宽度方面的变化系列）用基本代号右起第三位数字表示。例如，对于向心轴承和向心推力轴承，０、１表示特轻系列；２表示轻系列；３表示中系列；４表示重系列。推力轴承除了用１表示特轻系列之外，其余与向心轴承的表示一致。

３）  轴承的宽度系列用基本代号右起的第四位数表示。当宽度系列为0系列（正常系列）时，在多数轴承在代号中可不标出，但对于调心滚珠轴承和圆锥滚子轴承，宽度系列代号0应标出。

直径系列代号和宽度系列代号统称为尺寸系列代号。

４）  轴承类型代号用基本代号右起第五位数表示（圆柱滚子轴承和滚针轴承等类型代号用字母），见表13-1。

2．后置代号

轴承的后置代号用字母和数字等表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求等等。

１）              内部结构代号是表示同一类型轴承的不同内部结构，用字母紧跟着基本代号表示。如接触角为15⁰、25⁰和40⁰的角接触球轴承分别用C、AC和B表示内部结构的不同。

２）  轴承的公差等级分为2、4、5、6、6x和0级六个级别，依次由高到低，其代号分别为/P2、/P4、/P5、/P6、/P6x和/P0，其中6x级仅用于圆锥滚子轴承；0级为普通级，在轴承代号中不标出。

３）              常用的轴承径向游隙系列分为1组、2组、0组、3组、4组和5组，共6个组别，径向游隙依次由小到大。0组游隙是常用的游隙组别，不标出，其余的游隙组别在轴承代号中分别用/C1、/C2、/C3、/C4、/C5表示。

3．前置代号

轴承的前置代号用于表示轴承的分部件。

代号举例：

6308—表示内径为40mm，中系列深沟球轴承，正常宽度系列，正常结构，0级公差，0组游隙。

7211C/P5—表示内径为55mm，轻系列角接触球轴承，正常宽度，接触角α=15⁰，5级公差，0组游隙。

§10-3   滚动轴承类型的选择

一．选用轴承时，首先是选择轴承类型。出发点：

1．轴承所受工作载荷的大小、方向和性质；

2．安装轴承的空间范围；

3．对轴承性能的特殊要求或限制；

4．高速轴承考虑轴承的极限转速；

5．经济性。

三．选择轴承类型时的考虑因素

1．轴承的载荷

轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。

根据载荷的大小选择轴承的类型时，由于滚子轴承中主要元件间是线接触，宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承是点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷，故在载荷较小时，应优先选用球轴承。

根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷R的同时，还有不大的轴向载荷A时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。

2．轴承的转速

在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。轴承样本中列入了各种类型、各种尺寸轴承的极限转速。此极限转速是指载荷不太大（P≤0.1C，C为基本额定动载荷），冷却条件正常，且为0级公差轴承时的最大允许转速。但是，由于极限转速主要是受工作时温升的限制，因此，不能认为样本中的极限转速是一个绝对不可超越的界限。如果轴承的工作转速超过极限转速时，可采取下述的第五条措施。

从转速对轴承的要求，可确定以下几点：

１）  球轴承与滚子轴承相比，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承；

２）  在内径相同的条件下，外径越小，滚动体就越轻小，运转时滚动体加在外圈滚道上的离心惯性力就越小，因而就更适合用在更高的转速下工作。故在高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特重系列的轴承，只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载能力达不到要求时，可考虑采用宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。

３）  保持架的材料与结构对轴承转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许更高一些的转速。

４）  推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大，可采用角接触球轴承承受纯轴向力。

５）  若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可用提高轴承的公差等级，或适当地加大轴承的径向间隙，选用循环润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的告诉性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速滚动轴承。

3．轴承的调心性能

当轴的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内、外圈轴线发生倾斜。这时，应采用有一定调心性能的调心球轴承或调心滚子轴承。这类轴承在内外圈轴线有不大的相对偏斜时仍能正常工作。

圆柱滚子轴承和滚针轴承对轴承的偏斜最为敏感，这类轴承在偏斜状态下的承载能力可能低于球轴承。因此在轴的刚度和轴承座孔的支承刚度较低时，应尽量避免使用这类轴承。

4．轴承的安装和拆卸

便于装拆，也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。在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（如N0000、NA0000、30000等）。当轴承在长轴上安装时，为了便于拆卸，可选用其内圈孔为1：12的圆锥孔（用以安装在紧定衬套上）的轴承。

三．  具体选择

1．      载荷不是特别大，尺寸没有严格限制及无特殊性能要求的情况下，优先选用6000型轴承，因为此类轴承价格最便宜，供货方便，即可承受F_r，又可承受一定F_a，极限转速也较高，摩擦系数最低；

2．      在载荷较大，对径向尺寸要求较严格的情况下，考虑选用滚子轴承，因为线接触的滚子轴承承载能力比球轴承高，但滚子轴承极限转速较低，摩擦系数高，价格较贵，N0000型轴承不允许承受F_a；

3．      当轴承所受A较大时，可考虑选用30000和70000型轴承，特别是70000型轴承，各种性能指标较好，可承受较大的F_r、，F_a极限转速高，30000型轴承更适合用于中速、重载、受较大F_a的条件；

4．      调心轴承（10000、20000型）、滚针轴承（NA0000型）、推力轴承（50000型）一般只用在有特殊要求时；

5．    有些轴承由于其结构特点而具有某些特殊功能；

6．    有些支承点上，同时受很大的F_r、F_a，对轴承径向尺寸有限制时，可在同一支承点上采用一个向心轴承和一个推力轴承分别承担F_r、。

§10-4  滚动轴承的工作情况

一．滚动轴承元件上的载荷分布

以只受R的向心轴承为例。

假设：R由半圈滚动体承担，受力后座圈几何形状不变，忽略轴承游隙。

当轴承承受R后，全部接触变形发生在滚动体和内、外圈滚道接触处，各接触点由于变形而引起的沿R方向的位移相同，但由于各接触点的法向约束反力沿各点的半径方向，所以沿法线方向的变形量不同。

则

由弹性力学可知，点接触变形量和接触载荷的关系为

式中：C---比例系数，与材料有关。

由上式可知，在承载的半圈内，各滚动体接触点处载荷呈余弦分布。

二．  元件上的应力变化

由上可知，轴承在承载半圈内各滚动体接触点处分别作用载荷P_i，并引起相应的接触应力。内圈转动，外圈固定不动的轴承，内圈滚道表面上任一点在转动一圈时，应力变化如图。外圈滚道上的上半圈不受应力，下半圈当有滚动体经过时，产生由P_i引起的接触应力，沿R作用线处的应力最大，滚动体应力仍为变应力。

三．轴向载荷对载荷分布的影响

当向心推力轴承承受径向载荷R时，由于滚动体与滚道的接触线与轴承轴线之间夹一个接触角α，因而各滚动体的反力N_i并不指向半径方向，而是沿接触点的法线方向，它可以分解为一个径向分力和一个轴向分力。用P_i代表某一滚动体反力的径向分力，则相应的轴向分力F_di应等于P_i tgα。所有径向分力P_i的合力R^’与径向载荷R相平衡；所有的轴向分力F_di之和组成轴承的派生轴向力F_d，它迫使轴颈（连同轴承内圈和滚动体）向右移动，并最后与轴向力F_a平衡。

当只有一个滚动体受载时，

或  

由定义  

所以 

即载荷角和接触角相等。

当受载的滚动体数目增多，虽然在同样的径向载荷F_r的作用下，但派生的轴向力F_d将增大。因这时作用于各滚动体上的径向反力P_i的方向各不相同，它们的向量和R^’虽然与F_r平衡，但其代数和必大于F_r，而派生的轴向力F_d是由各个P_i分别派生的轴向力F_di合成的，其值应按F_di的代数和计得。所以在同样的径向载荷F_r作用下，由作用于各滚动体上P_i的分别派生的轴向力所合成的轴向力F_d，将比只有一个滚动体受载时派生的轴向力大。即

或

以上分析说明：1）向心推力轴承必须在径向载荷R和轴向力A的联合作用下工作。为保持较多的滚动体同时受载，应该使 ；

2）对于同一轴承，在同样的径向载荷R作用下，当受载的滚动体数目不同时，就派生出不同的轴向力S，也就需要不同的轴向力A来平衡它。或者反过来说，在径向载荷R不变的条件下，当轴向力由最小值（F_a=F_rtgα，这时由一个滚动体受载）逐步增大（即β角增大），这意味着轴承内接触的滚动体数目逐渐增多。

       a)                      b)                        c)

                     轴承中受载滚动体数目的变化

当 时，才会达到位于下半圈的全部滚动体受载；当 时，开始使全部滚动体受载。

对实际工作的向心推力轴承，为保证它能可靠地工作，应使它至少达到下半圈滚动体全部受载。因此，安装这类轴承时，不能有较大的轴向窜动。

§10-5   滚动轴承尺寸的选择

一．滚动轴承的失效形式和计算准则

1．接触疲劳破坏

轴承在载荷作用下，经长期周期性接触应力变化后，会在轴承内外圈滚道表面或滚动体表面上产生点蚀。出现点蚀后，引起嘈音和振动，导致旋转精度丧失和工作温度升高，从而影响机器正常工作，轴承丧失工作能力。

对转速较高，长期运转轴承，计算准则：防止点蚀，进行接触疲劳承载能力计算—寿命计算。

2.塑性变形

当转速很低或作间隙摆动时，因为应力循环次数低，所以不易引起疲劳破坏。在很大的稳定载荷作用或冲击载荷作用下，工作应力超过屈服极限，产生塑性变形，导致轴承丧失工作能力。

计算准则：防止塑性变形，进行静强度效核。

特殊情况下，高速轴承因离心力使保持架破坏；在尘埃、磨料工作环境，密封不良时，因磨料磨损引起失效；装配不当而使轴承卡死、胀破内圈、挤碎内外圈等，但这些失效形式一般都是可以而且应当避免的。所以不能根据这些失效形式来建立轴承的计算理论和公式。

二．寿命计算

滚动轴承主要是接触疲劳失效，所以应进行承载能力计算--即寿命计算。

1．寿命及额定寿命

１）  轴承寿命：轴承中任一滚动体或座圈滚道表面出现疲劳点蚀失效前，一套圈相对于另一套圈的总转数L或在一定转速下的工作小时数L称为轴承的寿命。

２）              轴承寿命的离散性

一批同型号的轴承，在相同载荷和工作条件下，寿命的离散性很大。所以，轴承寿命相对于一定的概率而言。讨论轴承寿命时，必须明确它是相对于某一可靠度时的寿命。

３）              额定寿命L₁₀

一批相同的轴承，在同样的工作条件下，运转到90%的轴承尚未出现疲劳点蚀前达到的总转数或在一定转速n下的工作小时数，叫额定寿命L₁₀或L_h。

2．滚动轴承的寿命曲线

轴承的极限载荷与寿命有关，如图。滚动轴承极限载荷P与寿命L之间的关系曲线方程为：

式中： ---寿命指数，球轴承， =3；滚子轴承， 。

3．额定动载荷C

当轴承的额定寿命 时，轴承所能承受的载荷。

将C代入寿命方程得：

手册中额定动载荷C的值在以下条件下确定：

（1） ；（2）R=0.9；（3）理想的受载条件，即：向心轴承受纯的径向载荷F_r，C=C_r；推力轴承受纯的轴向载荷F_a，C= C_a；向心推力轴承是使套圈产生纯径向位移时载荷的径向分量C=C_r；（4）载荷平稳无冲击；（5）工作温度低于120℃。

4．寿命计算式

考虑轴承的实际工作条件后，当量动载荷P与寿命L之间的关系式

式中：P---当量动载荷，N；

C---额定动载荷，N；

L---额定寿命，；

f_P---载荷系数，表13-6；

f_t ---温度系数，表13-4。

对不同的已知条件，上式可用于不同的计算：

１）  已知轴承型号及C，根据轴承所受的工作载荷并计算得P时，可计算该轴承在工作时可能达到的寿命L₁₀

或 

２）              已知轴承的工作载荷，给定预期寿命L₁₀时，可计算出为达到这一设计寿命，对轴承所要求的C

然后在手册中选择合适的轴承型号，只要 ，则该轴承能保证所要求的寿命。

若轴承寿命为小时数， ，则

5．滚动轴承的当量动载荷P

轴承实际的工作受载与手册中C的理想受载不尽相同时，须将轴承实际工作载荷（R、A）换算成理想受载条件下的假想载荷，在这假想载荷的作用下，轴承的寿命与实际载荷下的寿命相同，该假想载荷---当量动载荷P。

式中：P---当量动载荷，N；

      F_r---径向载荷，N；

      F_a---轴向载荷，N；

      X---径向系数，N；

      Y---轴向系数；N。

对于只能承受纯径向载荷R的轴承（如N、NA类轴承），P=F_r；

对于只能承受轴向载荷A的轴承（如5类轴承），P=F_a。

X、Y值确定的几点说明：

１）              对深沟球轴承、角接触球轴承，X、Y值查表13-5；

２）              对其它各类轴承，、Y值随每一型号尺寸不同，从手册中查得；

３）              按寿命计算选取轴承型号尺寸时，因为P值计算式中用到的X、Y值在型号尺寸确定后才能取定，所以必须先初步估取某一型号尺寸，才能进行寿命计算，待计算结束，选定型号尺寸后，再与初估型号尺寸比较修改计算。

实际工作时，考虑到轴承中出现的冲击力、惯性力及轴挠曲或轴承座变形产生的附加力等等，对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数f_p，则实际计算时，轴承的当量动载荷为

大多数轴承，计算P时，公式中F_r、F_a的计算并不复杂，用理论力学的方法分析所得的支承反力即为轴承载荷，F_r的作用位置即为轴承宽度中点。

6．向心推力轴承的轴向力F_a

计算向心推力轴承的当量动载荷P时，其中的径向载荷F_r即为由外界作用到轴上的径向力在各轴承上产生的径向载荷，但其中的轴向载荷并不完全由外界的轴向作用力产生，F_a≠F_ae（外加轴向力），而是应该根据整个轴上的轴向载荷（包括因径向载荷F_r产生的派生轴向力F_d）之间的平衡条件得出。

１）  支反力作用点

由于向心推力轴承的结构特点，使滚动体与座圈滚道接触线法线和轴承径向平面间有一接触角α，当受F_r作用时，接触滚动体的约束反力不在轴承宽度中间的径向平面内，而在接触点法线与轴线交点K处，K点与轴承外圈宽端面距离可在机械零件手册中查得。但当二轴承间距较大时，工程计算上近似用轴承宽度中点作为支反力作用点，以简化计算。

２）  内部轴向力F_d

向心推力轴承受径向力F_r后，将引起受载区个承载滚动体接触点的约束反力Q_i（i=1，2，……）,这些约束反力沿径向方向的分量之和 ，沿轴向分力之和 ，F_d的方向由接触角方向判别。对半圈滚动体受载的条件，F_d可由表13-7的公式计算。

结论：

（1）       向心推力轴承由于结构上存在接触角，所以受F_r时也会引起F_d；

（2）F_d从外圈滚道作用到滚动体后，将使滚动体和内圈一起产生轴向移动，虽然此移动是微量的，也将引起承载滚动体数目减少。但手册中所列轴承具有额定动载荷C确定的条件是对向心推力轴承为半圈滚动体受载，若实际承载滚动体少于半圈，则轴承将由于工作时载荷和应力增加而使实际寿命小于计算时的预期寿命。为保证向心推力轴承在产生内部轴向力F_d后仍能维持半圈滚动体承载，应在同一轴上两个支点处尽量用成对轴承反向安装，并使轴向游隙较小，以保证轴承在轴向受约束而不致发生内外圈轴向分离。

（3）             F_d最终要作用到轴上，所以要加入到轴上两个支承处的轴向载荷的计算中去。

３）  向心推力轴承A的计算

因为S的存在，P=XF_r+YF_a中，F_a≠F_ae。根据整个轴上所有轴向受力（F_ae、F_d1、F_d2）之间的平衡关系分别确定二轴承最终受到的F_d1、F_d2。

注：规定：以内部轴向力F_d与F_ae同向的轴承为轴承2，另一个轴承为轴承1。

（1）

轴有向左移动的趋势，由于在结构上保证了左端轴承1的外圈受凸肩或轴承端盖的轴向约束，轴受到来自左端的约束反力F_d^’₁

根据受力的平衡条件

所以轴承1所受的总轴向力

轴承2只受内部轴向力 

即

（2）若

轴有向右移动的趋势，故轴受来自右端的轴向约束反力F^’_d2

以上公式与轴承的配置方式无关，对反装轴承，分析同上。

综上：向心推力轴承轴向载荷F_a的计算方法如下：

（1）             判定轴上全部轴向力的合力（计算时各带正负号）指向，确定哪一个轴承被压紧，哪一个轴承被放松；

（2）           被放松轴承所受的轴向力F_a是自身内部轴向力F_d，被压紧轴承的轴向力F_a等于除自身内部轴向力以外，其它所有轴向力的代数和。

具体计算时：

当

轴有向左移动的趋势，轴承1压紧，轴承2放松，

当 时，轴有向右窜动的趋势，轴承2压紧，轴承1放松，

例：如图所示，轴支承在二30206的轴承上，二轴承宽度中点间的距离为240mm，齿轮分度圆直径为d=300mm，轴的转速n=136rpm。F_t=800N，F_r =300N，F_a =200N，方向和作用点如图。要求轴承寿命为10⁶h，试验算。（f_t=1.0，f_P =1.0）

查手册知：30206轴承，e=0.36，C=24800N，C₀=22300N。α=14⁰02^’10^”，

当 ，

。

解：1计算二轴承的支承反力F_r1、F_r2

由 ，

由 ，

2．计算F_a1、F_a2

１）              计算 F_d1、F_{d 2}

Y=0.4ctgα=0.4ctg14.036⁰=1.6

2)计算F_a1、F_a2

轴有向右窜动的趋势，轴承1压紧，轴承2放松，

3．计算P₁、P₂

轴承1：

轴承2：

4．验算寿命

P₁>P₂，验算轴承1

所以，轴承合用。

7．滚动轴承的静载荷

对转速很低或缓慢摆动的轴承，由于在寿命期限内循环次数低，不易出现疲劳点蚀，所以此时的主要失效形式是静应力引起的塑性变形，轴承的静强度校核准则是校核其额定静载荷

式中：C₀---由机械零件手册中查得的轴承具有的额定静载荷，N；

      S₀---安全系数，表13-8；

     P₀---当量静载荷， ，

      X₀---静径向系数，Y₀---静轴向系数。

8．不同可靠度时，滚动轴承尺寸的选择

样本中所列的基本额定动载荷是在可靠度为90%时的数据。在实用中，由于使用轴承的各类机械的要求不同，对轴承的可靠度的要求也随之不同。为把样本中的基本额定动载荷值用于可靠度不等于90%的情况，引入寿命修正系数，则修正后的额定寿命为

式中：L_n---基本额定寿命；

      a₁---可靠度不为90%时的额定寿命修正系数，表13-9。

§10-6   轴承装置的设计

要想保证轴承顺利工作，除正确选择轴承类型和尺寸外，还应正确设计轴承装置。轴承装置设计主要是：正确解决轴承的安装、配合、紧固、调节、润滑、密封等问题。下面提出一些设计中的要点以供参考。

一．支承部分的刚性和同心度

轴、安装轴承的外壳或轴承座及轴承装置中的其它零件，必须有足够的刚性。因为这些零件变形会阻滞滚动体滚动，使轴承提前破坏。外壳和轴承座应有足够的厚度，壁板上的轴承座悬臂应尽可能缩短，并用加强筋增强支承部位的刚性。如外科是用轻合金或非金属制成，应用钢或铸铁制衬筒。

一根轴上两个支承的座孔，必须尽可能保持同心，以免内外圈间产生过大的偏斜。最好采用整体结构的外壳，并把安装轴承的两个孔一次镗出。如在一根轴上装有不同尺寸的轴承时，外壳上的轴承座孔仍应一次镗出，这时可利用衬筒来安装尺寸较小的轴承。当两个轴承座孔分在两个外壳上时，应把两个外壳组合在一起进行镗孔。

二．轴承的配置

一般，一根轴需要两个支点，每个支点可由一个或一个以上的轴承组成。轴工作时，要保证在机器中有确定的位置，以保证不发生轴向窜动；但为了补偿轴的热伸长，应允许在适当的范围内可有微小的自由收缩。

轴的轴向定位，一般通过同一根轴上两个支点处支承外圈的轴向固定的综合结果实现。

1．双支点单向固定：在这种结构中，没支承点用一个轴承，各自限制轴一个方向的移动，对整个轴，两个方向都受到定位。

这种轴承配置常用两个反向安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，两个轴承个限制一个方向的位移。安装时，可通过调整轴承外圈或内圈的轴向位置，使轴承达到理想的游隙或所要求的预紧程度。 图13-16，正装；图13-17，反装。在支承距离相同的条件下，正装的跨距小，反装跨距大，故正装的悬臂较长，支承刚性较差，受热变形时，因运转时轴的温度一般高于外壳的温度，轴的轴向和径向热膨胀将大于外圈，减小了预调的间隙，可能导致卡死，而反装时可避免这种情况发生。

在图13-18中，采用两个深沟球轴承分别靠轴承端盖内侧窄端面顶住轴承外圈端面而起轴向固定作用，为补偿轴的热伸长，在一端留有补偿间隙=02~23。这种支承结构简单，安装调整方便，适用于轴跨距不大（L300）和温差不大的场合。

2．单支点双向固定：这种结构中一个支点限制了左右两个方向的移动，另一支承自由，一根轴两个方向都受到定位。

图13-19、13-20，左端轴承内外圈两个方向都定位，右端深沟球轴承（内外圈不可分离）外圈两个方向自由，圆柱滚子轴承（内外圈可分离）内外圈两个方向都定位。

向心推力轴承不用于游动支承，对跨距较大（L）350）、温度变化较大的轴，可将两个向心推力轴承固定在轴的一端，另一端装成游动的，如图13-22。

这种支承结构用于轴跨距较大、温差较大的场合。

3．双支点游动：这种结构双支点都不固定。

一对人字齿轮轴，由于人字齿本身有相互轴向限位作用，它们的轴承内外圈轴向紧固设计成只保证一根轴相对机座有固定的轴向位置，另一根轴上的二轴承必须是游动的，防止齿轮卡死或人字齿两侧受力不均匀。

三．滚动轴承的轴向紧固

作用：受轴上零件的轴向力后，轴和轴承不致产生轴向相对移动。

内圈紧固的方法：

１）              轴用弹性挡圈：主要用于深沟球轴承，当轴向力不大及转速不高时；

２）              轴端挡圈：用于在轴端切割螺纹有困难时，当转速高，轴向力大时；

３）              圆螺母和止动垫圈：用于轴承转速高、轴向力较大时；

４）              紧定衬套、止动垫圈和圆螺母紧固，用于光轴上、轴向力和转速都不大、内圈为圆锥孔的轴承（图13-5）。

内圈的另一端常以轴肩作为定位面。为便于轴承拆卸，轴肩的高度应低于内圈的厚度。

外圈轴向紧固的方法：

１）              孔用弹性挡圈：用于向心轴承，当轴向力不大且需减小轴承装置的尺寸时；

２）              凸肩或轴承端盖：用于高转速及很大轴向力时的各类轴承。

四．轴承游隙及轴上零件位置的调整

轴承游隙的调整：

1）靠轴承端盖下的垫片调整，比较方便；

2）靠轴上的圆螺母调整，操作不方便，且必须在轴上制出螺纹，应力集中严重，削弱了轴的强度。

轴上零件位置的调整：将确定零件轴向位置的轴承装在套杯中，套杯装在外壳孔中，通过增减套杯端面与外壳之间垫片的厚度，可调整零件的轴向位置。

五．滚动轴承的配合

轴承座圈的周向固定靠外圈与轴承座孔、内圈与轴颈之间的配合的合理选择保证。旋转的座圈其配合应保证有过盈量，不转的座圈应保证有较小间隙的间隙配合或过渡配合。

标准规定：0、6、5、4、2各公差等级的轴承的内径和外径的公差带均为单向制，而且统一采用上偏差为零，下偏差为负值的分布。

为便于互换及专业厂家生产，国标规定：轴承内圈与轴的配合采用基孔制，即以轴承内孔的尺寸为基准；轴承外径与外壳孔的配合采用基轴制，即以轴承的外径尺寸为基准。与内圈配合的轴的公差带及与外圈配合的外壳孔的公差带，均按圆柱公差与配合的国家标准选取。由于内径的公差带在零线以下，而圆柱公差标准中基准孔的公差带在零线之上，所以轴承内圈与轴的配合比圆柱公差标准中规定的基孔制同类配合要紧得多。

六．滚动轴承的润滑

润滑对滚动轴承具有重要意义。轴承中的润滑可降低摩擦阻力，散热、减小接触应力、吸振、防锈等。

轴承常用的润滑方式有：油润滑和脂润滑。选用轴承的润滑方式时，与轴承的速度有关，一般用滚动轴承的dn值表示速度的大小。适用于脂润滑和油润滑的dn值界限列于表13-10。

1．      脂润滑：润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可维持相当长的时间。滚动轴承的装脂量一般为轴承内部空间的1/3~2/3。适用于不便经常添加润滑剂或不允许润滑油流失而致污染产品的工业机械。缺点是只适用于较低的dn值。

2．              油润滑：润滑油的主要特性是粘度，转速越高，应选用粘度越低的润滑油；载荷越大，应选用粘度越高的润滑油。根据工作温度及dn值，参图13-28，可选出润滑油的粘度值，然后根据粘度选出相应的润滑油牌号。

常用润滑方法：

１）          油浴润滑：把轴承局部浸入润滑油中，当轴承静止时，油面不高于最低滚动体的中心。不适用于高速，因为搅动油液剧烈时造成很大的能量损失，引起油液和轴承的严重过热。

２）          滴油润滑：适用于需要定量供应润滑油的轴承部件。滴油量应适当控制，过多的油量将引起轴承温度的增高。为使滴油通畅，用粘度小的全损耗系统用油L-AN15。

３）          飞溅润滑：利用齿轮的转动把润滑齿轮的油甩到四周壁面上，通过适当的沟槽把油引入轴承中去。

４）          喷油润滑：适用于转速高、载荷大、要求润滑可靠的轴承。用油泵将油增压，通过油管或油孔，将油喷射到轴承中去，流过轴承后的润滑油，经过过滤冷却后再循环使用。为保证油能进入高速转动的轴承，喷嘴应对准内圈和保持架之间的间隙。

５）          油雾润滑：当轴承滚动体的线速度很高时，采用油雾润滑，避免其它润滑方法由于供油过多，油的内摩擦增大而增高轴承的工作温度。润滑油在油雾发生器中变成油雾，其温度较液体润滑油的温度低，可冷却轴承。但轴承的油雾，可能部分到随空气散逸，污染环境。必要时，用油气分离器收集油雾，或采用通风装置排除废气。

七．滚动轴承的密封装置

为阻止灰尘、水、酸气和其它杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失。密封装置分接触式和非接触式两大类。

1．接触式密封     非接触式密封

三泰轴承公司可长期供货:0574-87220315 87220319 87220519 传真:0574-87223781

更多三泰轴承产品：·  微型球轴承系列 深沟球轴承系列 平面推力球轴承 直线轴承导轨系列 调心、角接触球轴承  滚针(滚轮)轴承 圆柱(圆锥)滚子轴承 向心关节轴承 非标轴承  特种轴承系列 ·★农机轴承·★增强型轴承★·汽车涨紧轮轴承·★汽车轮毂轴承★导轨轴承★双列滚轮轴承·★单列滚轮轴承·★双列球轴承★叉车轴承·★满装圆柱滚子轴承·★不锈钢轴承★转盘（转台）轴承★·双列角接触轴承 ·★中心支撑轴承★·汽车空调器轴承·★曲线滚轮轴承★·支撑滚轮轴承★单向轴承★·冶金扎机轴承★组合轴承   非标轴承系列 ·★非标微小型球轴承及滑轮★·非标中大型球轴承·★外包塑料轴承·★滑轮及轴承★·非标滚子轴承·★滚轮·★五金配件