第14章滾動軸承14.1概述14.2滾動軸承的主要類型及其代號14.3滾動軸承的類型選擇14.4滾動軸承的工作情況分析14.5滾動軸承的尺寸選擇14.6滾動軸承的組合設計習題

14.1概述

滾動軸承是現代機械設備中廣泛應用的部件之一，用以支承軸及軸上零件，減少轉動副之間的摩擦和磨損。常用的滾動軸承絕大多數已經標準化，并由專業廠家大量生產。

對于滾動軸承，設計者只需要根據具體工作條件正確選擇軸承的類型和尺寸。必要時，驗算軸承的承載能力，最后進行滾動軸承的組合設計，其中包括定位、安裝、調整、潤滑、密封等結構設計。14.1.1滾動軸承的組成

滾動軸承的基本構造如圖14-1所示。它由內圈、外圈、滾動體和保持架等四部分組成。內圈、外圈分別和軸頸、軸承座裝配。通常是內圈隨軸頸回轉，外圈固定，但也可用于外圈回轉而內圈不動，或是內、外圈同時回轉的場合。當內、外圈相對轉動時，滾動體即在內、外圈的滾道間滾動。內、外圈滾道的作用是限制滾動體的軸向移動。常用的滾動體如圖14-2所示，有球形、圓柱滾子、滾針、圓錐滾子、球面滾子、非對稱球面滾子等幾種。保持架的主要作用是均勻地隔開滾動體，避免因相鄰滾動體直接接觸而使滾動體迅速發熱及磨損。保持架有沖壓(圖14-1(a))和實體(圖14-1(b))兩種。圖14-1滾動軸承的基本構造圖14-2常用滾動體的類型軸承的內、外圈和滾動體，一般是用軸承鉻鋼(GCr15，GCr15SiMn等)制造的，熱處理后硬度一般不低于60~65HRC。由于一般軸承的這些元件都經過150℃的回火處理，因此通常當軸承的工作溫度不高于120℃時，元件的硬度不會下降。沖壓保持架一般用低碳鋼板沖壓制成，它與滾動體之間有較大的間隙，工作時噪音較大。實體保持架常用銅合金、鋁合金或塑料(聚四氟乙烯、尼龍66)經切削加工制成，有較好的定心作用。

當滾動體是圓柱滾子或滾針時，在某些情況下，可以沒有內圈、外圈或保持架，這時的軸頸或軸承座就要起到內圈或外圈的作用，因而工作表面應具備相應的硬度和粗糙度。此外，還有一些軸承，除了以上四種基本零件外，還增加有其他特殊零件，如在外圈上加止動環或帶密封蓋等。14.1.2滾動軸承的分類

滾動軸承類型繁多，以適應各種機械裝置的多種要求。滾動軸承可以按不同方法進行分類，按滾動體的形狀，可分為球軸承和滾子軸承；按調心性能，可分為調心軸承和非調心軸承；按軸承承受的載荷方向，可以分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承，如圖14-3所示。主要承受徑向載荷Fr的軸承叫做向心軸承，其中有幾種類型還可以承受不大的軸向載荷；只能承受軸向載荷Fa的軸承叫做推力軸承，軸承中與軸頸緊套在一起的叫軸圈，與機座相聯的叫座圈；能同時承受徑向載荷Fr和軸向載荷Fa的軸承叫做向心推力軸承。向心推力軸承的滾動體與外圈滾道接觸點(線)處的法線N-N與半徑方向的夾角α叫做軸承的接觸角。軸承實際所承受的徑向載荷Fr與軸向載荷Fa的合力與半徑方向的夾角β則叫做載荷角(見圖14-3(c))。圖14-3不同類型的軸承的承載情況14.2滾動軸承的主要類型及其代號

14.2.1滾動軸承的主要類型、性能與特點

滾動軸承因其結構類型多樣而具有不同的性能和特點。表14-1給出了常用滾動軸承的類型、主要性能和特點。14.2.2滾動軸承的代號

在常用的各類滾動軸承中，每種類型又有幾種不同的結構、尺寸和公差等級，以便適應不同的技術要求。為了統一表征各類軸承的特點，便于組織生產和選用，國家標準GB/T272－1993規定了軸承代號的表示方法。

滾動軸承代號由三部分組成：基本代號、前置代號和后置代號，用字母和數字等表示。滾動軸承代號的構成見表14-2。

1.基本代號

基本代號包括軸承的內徑、直徑系列、寬度系列和類型，現分述如下。

1)軸承的內徑代號

軸承的內徑代號用基本代號右起第一、二位數字表示。對于常用內徑(d＝20～495mm)的軸承，內徑一般為5的倍數，其表示方法見表14-3。對于d＜10mm和d≥500mm以及內徑尺寸較特殊(如d＝22、28、32mm)的軸承，內徑代號用公稱內徑毫米數直接表示，只是與直徑系列代號用“/”分開。

2)尺寸系列代號

尺寸系列代號包括直徑系列代號和寬(高)度系列代號兩部分。

直徑系列表示結構相同、內徑相同的軸承在外徑和寬度方面的變化，用基本代號右起第三位數字表示，有7、8、9、0、1、2、3、4和5，對應于相同內徑軸承的外徑尺寸依次遞增。部分直徑系列之間的尺寸對比如圖14-4所示。圖14-4直徑系列的對比軸承的寬(高)度系列表示結構、內徑和直徑系列都相同的軸承在寬(高)度方面的變化，用右起第四位數字表示。當寬度系列為0系列(正常系列)時，多數軸承在代號中不標出，但調心滾子軸承和圓錐滾子軸承，寬度系列代號0應標出。

滾動軸承的尺寸系列代號見表14-4。

3)軸承類型代號

軸承類型代號用基本代號右起第五位數字或字母表示，見表14-1第一列。

2.后置代號

軸承的后置代號是用字母和數字等表示軸承的結構、公差及材料的特殊要求等等。后置代號的內容很多，下面介紹幾個常用的后置代號。

(1)內部結構代號用字母緊跟著基本代號表示，表示同一類型軸承內部結構的特殊變化。部分內部結構代號及其含義見表14-5。

(2)軸承的公差等級分為2、4、5、6、6x和0級，共6個級別，依次由高級到低級。其代號分別為／P2、／P4、/P5、／P6x、／P6和／P0。公差等級中，6x級僅適用于圓錐滾子軸承；0級為普通級，在軸承代號中不標出。

(3)常用的軸承徑向游隙系列分為1組、2組、0組、3組、4組和5組，共6個組別，徑向游隙依次由小到大。0組游隙是常用的游隙組別，在軸承代號中不標出，其余的游隙組別在軸承代號中分別用／C1、／C2、／C3、／C4、／C5表示。

(4)密封、防塵與外部形狀變化代號用數字及字母表示。部分密封、防塵與外部形狀變化的代號及其含義見表14-6。

(5)保持架代號用數字及字母表示。它表示保持架非標準的結構形式及材料。部分保持架結構及材料改變代號及其含義見表14-7。

(6)配置代號用三種代號/DB、/DF、/DT表示，表示成對安裝滾動軸承的配置形式，如圖14-5所示。例如：32208/DF、7210C/DT。圖14-5成對安裝滾動軸承的配置形式

3.前置代號

軸承的前置代號用于表示軸承的分部件，用字母表示。前置代號及其含義見表14-8。實際應用的滾動軸承類型是很多的，相應的軸承代號也是比較復雜的。以上介紹的代號是軸承代號中最基本、最常用的部分，熟悉這部分代號，就可以識別和查選常用的軸承。關于滾動軸承詳細代號的表示方法可查閱GB／T272－1993。代號舉例：

6307——內徑為35mm，中系列深溝球軸承，正常寬度系列，正常結構，0級公差，0組游隙。

7212C／P4——內徑為60mm，輕系列角接觸球軸承，正常寬度系列，接觸角α＝15°，4級公差，0組游隙。

62/22——內徑為22mm，輕系列深溝球軸承，正常寬度系列，正常結構，0級公差，0組游隙。14.3滾動軸承的類型選擇

根據滾動軸承各種類型的基本特點，在選用軸承時應從載荷的大小、性質、方向，轉速的高低，調心性能以及安裝拆卸等方面考慮。選擇其類型時可考慮以下幾點。

14.3.1軸承的載荷

載荷的大小通常是選擇軸承類型的決定因素。同一系列滾子軸承與球軸承相比，前者的承載和抗沖擊能力較大。當載荷較大時，宜選用線接觸滾子軸承。而球軸承中則主要為點接觸，宜用于承受較輕的或中等的載荷，故在載荷較小時，應優先選用球軸承。根據載荷的方向選擇軸承類型，對于純軸向載荷，一般選用推力軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力滾子軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當軸承在承受徑向載荷和軸向載荷時，應區別不同的情況：以徑向載荷為主時，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；以軸向載荷為主時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構，分別承擔徑向載荷和軸向載荷(參看圖14-20)。當有徑向沖擊載荷時，應選用螺旋滾子軸承或圓柱滾子軸承。14.3.2軸承的轉速

軸承的轉速是影響軸承溫升最主要的因素之一。軸承的最高許用轉速即極限轉速隨著軸承直徑系列和寬度系列的遞增而減小。軸承樣本或設計手冊中列入了各種類型、各種尺寸軸承的極限轉速nlim值，其試驗條件是當量動載荷P≤0.1C(C為基本額定動載荷)，冷卻條件正常，且為0級公差軸承時的最大允許轉速。但是，由于極限轉速主要是受工作時溫升的限制，因此，不能認為樣本中的極限轉速是一個絕對不可超越的界限。從工作轉速對軸承的要求看，可以確定以下幾點：

(1)球軸承比滾子軸承具有較高的極限轉速和旋轉精度，故在高轉速時應優先選用球軸承。

(2)在內徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越小，運轉時滾動體加在外圈滾道上的離心慣性力也就越小，因而也就更適于在更高的轉速下工作。故在高轉速時，宜選用同一直徑系列中外徑較小的軸承。若用一個外徑較小的軸承而承載能力達不到要求，可再并裝一個相同的軸承，或者考慮采用寬系列的軸承。

(3)保持架的材料與結構對軸承轉速的影響極大。實體保持架比沖壓保持架允許高一些的轉速，青銅實體保持架允許更高的轉速。

(4)推力軸承的極限轉速均很低。當工作轉速高時，若軸向載荷不十分大，可以采用角接觸球軸承承受純軸向力。

(5)若工作轉速略超過樣本中規定的極限轉速，可以用提高軸承的公差等級，或者適當地加大軸承的徑向游隙，選用循環潤滑或油霧潤滑，加強對循環潤滑油的冷卻等措施來改善軸承的高轉速性能。若工作轉速超過極限轉速較多，應選用特制的高速滾動軸承。14.3.3軸承剛度及調心性能要求

1.軸承的剛度

球軸承(點接觸)的剛度低于滾子軸承(線接觸)。非預緊軸承的剛度低于預緊軸承。單列軸承的剛度低于雙列軸承。背對背(/DB型)成對組裝軸承的剛度低于面對面成對組裝的軸承(/DF型)，見圖14-6。圖14-6成對組裝軸承的剛度

2.軸承的調心性能要求

若因制造或安裝等原因不能保證軸的中心線與軸承座中心線較好重合，或因軸受力而彎曲或傾斜，會造成軸承的內外圈軸線發生偏斜。這時，應采用有一定調心性能的調心軸承。同一軸上調心軸承不能與其他軸承混合使用，以免失去調心作用。14.3.4軸承的安裝和拆卸

從安裝和拆卸方面來考慮，當軸承座沒有剖分面而且必須沿軸向安裝和拆卸軸承時，可優先選用內外圈可分離的軸承(如N類、NA類、3類等)。當軸承安裝在長軸上時，可以選用內圈孔為圓錐孔(用以安裝在圓錐緊定套上)的軸承(見圖14-7)，這樣便于裝拆。圖14-7安裝在圓錐緊定套上的軸承14.3.5軸承的經濟性要求

從經濟性方面來說，一般認為單列深溝球軸承價格最低，滾子軸承比球軸承精度高，且軸承精度越高則價格越高。故在滿足使用要求的前提下，應盡量選用精度低、價格便宜的軸承。

此外，軸承類型的選擇還應考慮軸承裝置整體設計的要求，如軸承的配置使用要求、游動要求等，詳見14.6節。

14.4滾動軸承的工作情況分析

外載荷作用于軸承上是通過滾動體由一個套圈傳給另一個套圈的，滾動體接觸部位承載能力的大小對軸承承載能力起決定作用。14.4.1滾動軸承的載荷分布及應力特點

1.軸承元件上的載荷分布

此處以向心軸承為例介紹軸承元件上的載荷分布。如果假定內、外圈為剛體，滾動體為彈性體，滾動體與滾道接觸變形在彈性變形范圍內。在軸承工作的某一瞬間，滾動體處于圖14-8所示的位置時，徑向載荷Fr通過軸頸作用于內圈，位于上半圈的滾動體不會受力(非承載區)，而由下半圈的滾動體將此載荷傳到外圈上(承載區)。此時，內圈將下沉一個距離δ0，不在Fr作用線上的其他各點雖然亦下沉一個距離δ0，但其有效變形量應是δi≈δ0cos(iγ)，i=1，2，…,即有效變形量在Fr作用線兩側對稱分布，向兩側逐漸減小。接觸載荷也是在Fr作用線上的最下面一個滾動體受力最大，而遠離作用線的各滾動體，其載荷逐漸減小。在與Fr作用線成90°角的兩位置處，沒有變形量，所以受力為零。圖14-8向心軸承中徑向載荷的分布根據力的平衡原理，所有滾動體作用在內圈上的反力FNi的向量和必定與徑向載荷Fr相平衡，即

(14-1)

式中，n——受載滾動體數目。

應該指出，實際上由于軸承內存在游隙，因此由徑向載荷Fr產生的承載區范圍將小于180°。也就是說，不是下半部滾動體全部受載。這時，如果同時作用有一定的軸向載荷，則可以使承載區擴大。

2.元件上載荷的應力特點

由滾動軸承載荷分布可知，由于滾動體所處的位置不同，因此受力也不同。軸承工作時，各個滾動體所受載荷將由零逐漸增加到FN2、FN1直到最大值FN0，然后再逐漸降低到FN1、FN2而至零，其變化如圖14-9(a)中的虛線所示。就滾動體上某一點而言，它的載荷及應力是按周期性不穩定脈動循環變化的，如圖14-9(a)中的實線所示。

對于固定外圈，各點所受載荷隨位置的不同大小也不同。對于承載區內每一個具體的點，每當一個滾動體滾過時，便承受一次載荷，其所受載荷的最大值是不變的，也就是承受穩定的脈動循環載荷的作用，如圖14-9(b)所示。圖14-9軸承元件上的載荷及應力變化轉動套圈的受力情況與滾動體相似。就其滾道上某一點而言，進入承載區后，每與滾動體接觸一次，就受載一次，且在不同的接觸位置載荷值不同，所以其載荷及應力也可用圖14-9(a)中的實線表示。

總之，滾動軸承各元件受的都是脈動循環變化的接觸應力。14.4.2軸向載荷對載荷分布的影響

如圖14-10所示，在向心推力軸承中(現以圓錐滾子軸承為例)，當作用有徑向載荷Fr時，由于滾動體與滾道的接觸線和軸承軸線之間夾一個接觸角α，因而各滾動體與內、外圈的作用力并不指向半徑方向，它可以分解為一個徑向分力FNi和一個軸向分力Fdi。則相應的軸向分力Fdi應等于FNi

tanα。所有徑向分力FNi的向量和應與徑向載荷Fr相平衡；所有的軸向分力Fdi的代數和便組成了軸承的派生軸向力Fd，它迫使軸頸(連同軸承內圈和滾動體)有向右移動的趨勢，這應由軸向力Fa來與之平衡，見圖14-10(a)。派生軸向力Fd隨著受載的滾動體數目增多而增大。在正常工作時，軸承內至少要有下半圈的滾動體受載。根據研究，當Fa≈1.25Frtanα時，會有約半數的滾動體同時受載，見圖14-11(b)；當Fa≈1.7Frtanα時，會使全部滾動體同時受載，見圖14-11(c)。圖14-10圓錐滾子軸承的受力圖14-11軸承中受載滾動體數目的變化應該指出，對于實際工作的向心推力軸承，為了保證它能夠正常可靠地工作，應使它至少達到下半圈的滾動體全部受載。其合理的指標是Fa/Fr≥1.25tanα。如果附加的軸向力不足，而使Fa/Fr＜1.25tanα，則受力滾動體將少于半圈。此時，軸承內、外圈將作軸向分離，間隙增大，滾動體受力劇增，結果會使軸承壽命大為降低。因此，在安裝這類軸承時，不能有較大的軸向竄動量。在軸承的組合設計一節中，我們將會了解到，向心推力軸承都是成對使用的。通過軸端的緊固和軸承端蓋的壓緊等調節作用，是能夠產生所需的附加軸向力來使軸承正常工作的。14.5滾動軸承的尺寸選擇

14.5.1滾動軸承的失效形式和計算準則

1.失效形式

滾動軸承在運轉過程中，如出現異常發熱、振動和噪音，則軸承元件可能已經失效。這時軸承不能繼續正常工作。滾動軸承常見的失效形式有以下幾種：

1)接觸疲勞

實踐證明，有適當的潤滑和密封措施，安裝和維護條件正常時，絕大多數軸承會由于承受變應力作用而發生接觸疲勞失效。

2)塑性變形

當軸承工作轉速很低或只作低速擺動時，在過大的靜載荷和沖擊載荷作用下，致使接觸應力超過材料的屈服點，工作表面出現不均勻的塑性變形凹坑，導致軸承失效。

3)磨損

滾動軸承在密封不可靠以及多灰塵的運轉條件下工作時，易發生磨粒磨損。通常在滾動體與套圈之間，特別是滾動體與保持架之間都有滑動摩擦，如果潤滑不良，發熱嚴重，可能使滾動體回火，甚至產生膠合磨損，且轉速越高磨損越嚴重。

4)燒傷

軸承運轉時若溫升劇增，會使潤滑失效和金屬表層組織改變，嚴重時產生金屬粘接造成軸承卡死。這種現象稱為燒傷。

除了以上幾種失效形式外，還可能出現內、外圈破裂，滾動體破碎，保持架損壞等失效形式，這些往往是安裝或使用不當所造成的。

2.計算準則

針對以上失效形式，主要是通過強度計算以保證軸承可靠地工作。計算準則可按以下情況確定：

(1)對于一般轉動的軸承，主要是接觸疲勞失效，故以疲勞強度計算為依據，稱為軸承的壽命計算。

(2)對于工作轉速很低(n≤10r/min)或只作低速擺動的軸承，主要失效形式是工作表面的塑性變形，故以靜強度計算為依據，稱為軸承的靜強度計算。

(3)對于工作轉速較高的軸承，除了接觸疲勞失效，主要失效形式是工作表面的燒傷，故除了壽命計算，還要驗算極限轉速。14.5.2滾動軸承的基本額定壽命和基本額定動載荷

1.滾動軸承壽命

滾動軸承壽命是指滾動體或套圈表面出現疲勞剝落之前，一個套圈相對另一個套圈運轉的總轉數或在一定轉速下工作的小時數。這是針對單個軸承而言的。即使是一批軸承(同樣尺寸、結構、材料、熱處理、加工方法)，在完全相同的條件下運轉，它們的工作壽命也是非常離散的。圖14-12為一典型的滾動軸承壽命分布曲線。從圖中可以看出，軸承的最長與最短的壽命可能相差數十倍甚至數百倍。試驗研究表明，軸承壽命分布服從一定的統計規律，要用數理統計方法處理，以計算在一定損壞概率下的軸承壽命。圖14-12滾動軸承壽命分布曲線

2.滾動軸承的基本額定壽命

基本額定壽命是指同一型號的一批軸承，在同一條件下運轉，其中10%的軸承出現疲勞剝落時的運轉總轉數或工作小時數，以L10(單位為106轉，106r)或L10h(單位為小時，h)表示。因為基本額定壽命與損壞概率有關，所以實際上按基本額定壽命計算和選擇出的軸承中，可能有10%的軸承發生提前破壞，而90%的軸承在超過基本額定壽命后還能正常工作，有些軸承甚至還能工作一個、兩個或三個基本額定壽命期。對于每個軸承來說，它能順利地在基本額定壽命期內正常工作的概率為90%，而在基本額定壽命期到達之前即發生點蝕破壞的概率為10%。在作軸承的壽命計算時，必須先根據機器的類型、使用條件及對可靠性的要求，確定一個恰當的預期計算壽命(即設計機器時所要求的軸承壽命，通常可參照機器的大修期限取定)。表14-9中給出了根據對機器的使用經驗推薦的軸承預期計算壽命值，可供參考采用。

3.滾動軸承的基本額定動載荷

軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發生點蝕破壞前所能經受的應力變化次數也就越少，亦即軸承的壽命越短。軸承的基本額定動載荷，就是使軸承的基本額定壽命恰好為106r時，軸承所能承受的載荷值，用字母C代表。這個基本額定動載荷，對于向心軸承，指的是純徑向載荷，并稱為徑向基本額定動載荷，常用Cr表示；對于推力軸承，指的是純軸向載荷，并稱為軸向基本額定動載荷，常用Ca表示；對于角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，指的是使套圈間產生純徑向位移的載荷的徑向分量。軸承的基本額定動載荷C值與軸承的類型、規格、材料等有關，需要時可查有關標準。軸承的基本額定動載荷值是在大量的試驗研究的基礎上，通過理論分析而得出來的。14.5.3滾動軸承的壽命計算

1.滾動軸承的壽命計算公式

對于具有基本額定動載荷C的軸承，當它所受的當量動載荷P(計算方法見后面)恰好為C時，其基本額定壽命就是106r。但是當P≠C時，軸承的壽命為多少？再假如軸承所受的當量動載荷為P，而且要求軸承具有的預期計算壽命為，那么，需選用具有多大基本額定動載荷的軸承？下面就來討論解決上述兩個問題。滾動軸承的載荷與壽命之間的關系可用疲勞曲線來表示。通過大量實驗得出代號為6207的軸承的載荷—壽命曲線，如圖14-13所示。對于其他型號的軸承，也存在類似的曲線。此曲線的方程為PεL10=常數式中：L10——單位為106r；

ε——壽命指數。對于球軸承，ε=3；對于滾子軸承，ε=10/3。如圖14-13所示，當L10=1(106r)時，軸承的載荷就是軸承的基本額定動載荷C，因此可得出：PεL10=Cε×1=常數即

(14-2)圖14-13軸承的載荷-壽命曲線實際計算時，常用小時數表示壽命。設軸承轉速為n(單位為r/min)，則以小時數表示的軸承壽命Lh(單位為h)為

(14-3)

如果當量動載荷P和轉速n均已知，預期計算壽命已選定，則可根據式(14-3)計算出軸承應具有的基本額定動載荷C(單位為N)，從而可根據C值選用所需軸承的型號。因此可得

(14-4)

通常在軸承樣本中列出的基本額定動載荷值，是對一般溫度下工作的軸承而言的，在較高溫度(例如高于125℃)下工作的軸承，應該采用經過較高溫度回火處理的高溫軸承。因此，如果要將該數值用于高溫軸承，須乘以溫度系數ft(見表14-10)，因此以上三式可寫為(14-2a)

(14-3a)

(14-4a)

2.滾動軸承的當量動載荷

滾動軸承的基本額定動載荷是在一定的運轉條件下確定的。若載荷條件為向心軸承僅承受純徑向載荷Fr，推力軸承僅承受純軸向載荷Fa，則必須將工作中的實際載荷換算為和基本額定動載荷相同的當量動載荷才能進行計算。換算后的當量動載荷是一個假想的載荷，用字母P表示。在當量動載荷P的作用下，軸承的壽命與工作中實際載荷作用下的壽命相同。當量動載荷的一般計算公式為

P=XFr＋YFa

式中，X、Y——徑向動載荷系數和軸向動載荷系數，其值見表14-11。對于只能承受純徑向載荷Fr的軸承(如N、NA類軸承)，當量動載荷為P=Fr對于只能承受純軸向載荷Fa的軸承(如5類軸承)，當量動載荷為 P=Fa上述計算出的當量動載荷僅為一理論值。在實際工作中考慮機器的各種運轉情況，如沖擊力、不平衡作用力、慣性力以及軸撓曲或軸承座變形產生的附加力等等，還應引入一個載荷系數，因此實際計算時，軸承的當量動載荷應為

P=fP(XFr＋YFa)

(14-5)

P=fPFr

(14-6)

P=fPFa

(14-7)式中，fP——載荷系數，其值見表14-12。14.5.4向心推力軸承的徑向載荷與軸向載荷計算

1.軸承的裝配形式及壓力中心

為了保證這類軸承正常工作，通常軸承是成對使用的。軸承支反力作用點是滾動體和外圈滾道接觸點(線)處公法線與軸心線的交點，又稱為軸承的壓力中心，如圖14-14中的O1、O2。圖14-14表示了兩種不同的安裝方式。其中，圖14-14(a)稱為正裝(或稱為“面對面安裝”)，這種安裝方式可以使壓力中心靠近，從而縮短軸的跨距；圖14-14(b)稱為反裝(或稱為“背對背安裝”)，壓力中心距離加長。在兩軸承相距較遠時，可將軸承寬度中點作為軸承壓力中心的位置，這樣計算方便，且誤差也不大。圖14-14角接觸球軸承軸向載荷的分析

2.徑向載荷與軸向載荷的計算

在按式(14-5)計算各軸承的當量動載荷P時，首先要計算出該軸承所承受的徑向載荷和軸向載荷。當已知外界作用到軸上的徑向力FR的大小及作用位置時，根據力的徑向平衡條件，很容易計算出兩個軸承上的徑向載荷Fr1和Fr2；但其中的軸向載荷并不完全由外界的軸向作用力FA產生，而是應該根據整個軸上的軸向外載荷FA，以及因徑向載荷Fr1、Fr2所產生的派生軸向力Fd1和Fd2之間的平衡條件來求出。由Fr1、Fr2派生的軸向力Fd1、Fd2的大小可按照表14-13中的公式計算。下面以圖

14-14所示角接觸球軸承為例來分析兩軸承所承受的軸向力。一般將派生軸向力的方向與外加軸向載荷FA的方向一致的軸承標為2，另一軸承標為1。根據力的平衡原理，如達到軸向平衡時，應滿足：

FA＋Fd2=Fd1如果不滿足上述關系式，可能出現下面兩種情況：

(1)若FA＋Fd2＞Fd1，這時滾動體、軸承內圈與軸的組合體被推向左端。故軸承1被“壓緊”，稱為緊端；軸承2被“放松”，稱為松端。但實際上軸并沒有移動，因此根據力的平衡關系，軸承蓋在軸承1外圈上必然施加一個附加的軸向力來阻止軸的移動，因此有：

對于緊端軸承1，其所受總的軸向力為

(14-8)

對于松端軸承2，應保證其正常工作(至少下半圈滾動體受載)，故松端軸承所受軸向載荷等于其派生軸向力，即

Fa2＝Fd2

(14-9)

(2)若FA＋Fd2＜Fd1，則軸承1為松端，軸承2為緊端，同樣有：

緊端軸承2總的軸向力為

(14-10)

松端軸承1的軸向力為

Fa1＝Fd1

(14-11)總結向心推力軸承軸向力的計算方法如下：

(1)首先根據軸承的受力及結構，作軸系受力簡圖，計算兩個軸承上的徑向載荷Fr1、Fr2，再由Fr1、Fr2計算派生軸向力Fd1和Fd2；

(2)根據外加的軸向力FA及派生軸向力Fd1和Fd2，判定哪個軸承被“放松”，哪個軸承被“壓緊”；

(3)被“放松”軸承的軸向力僅為其本身派生的軸向力；

(4)被“壓緊”軸承的軸向力則為除本身派生的軸向力外其余各軸向力的代數和，即被“放松”軸承本身派生的軸向力與外加軸向力的代數和，兩者方向相同時均取正號，相反時外加的軸向力取負號。14.5.5滾動軸承的靜強度計算

對于轉速極低、基本上不旋轉或緩慢擺動的軸承，為了限制軸承在靜載荷作用下產生過大的接觸應力和永久變形，應進行靜強度計算。為此，必須對每個型號的軸承規定一個不能超過的外載荷界限。GB/T4662—1993規定，使受載最大的滾動體與滾道接觸中心處引起的接觸應力達到一定值(向心球軸承為4200MPa，滾子軸承為4000MPa)時的載荷，作為軸承靜強度的界限，稱為基本額定靜載荷，用C0(C0r或C0a)表示。實踐證明，在上述接觸應力作用下所產生的永久接觸變形量，除了對那些要求轉動靈活性高和振動低的軸承外，一般不會影響其正常工作。軸承樣本中列有各型號軸承的基本額定靜載荷值，以供選擇軸承時查用。軸承上作用的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa，應折合成一個當量靜載荷P0，即

P0＝X0Fr＋Y0Fa

(14-12)式中，X0、Y0——當量靜載荷的徑向載荷系數和軸向載荷系數，其值可查軸承手冊。若計算出P0＜Fr，則應取P0=Fr。滾動軸承的靜強度計算公式為

C0≥S0P0

(14-13)式中，S0——軸承靜強度安全系數。S0的值取決于軸承的使用條件，當要求軸承轉動很平穩時，

S0應取大于1，以盡量避免軸承滾動表面的局部塑性變形量過大；當對軸承轉動平穩要求不高，又無沖擊載荷，或軸承僅作擺動運動時，S0可取1或小于1，以盡量使軸承在保證正常運行條件下發揮最大的靜載能力。S0值的選擇可參考表14-14。14.6滾動軸承的組合設計

合理設計軸承裝置，是滾動軸承設計任務中的主要內容之一，它對保證軸承正常可靠工作起著十分重要的作用。也就是說，必須根據軸承的具體要求及結構特點，對軸承的支承剛度，軸承的安裝、配置、緊固、調節、潤滑、密封及裝拆等進行全面的考慮。

軸和安裝軸承的機座或軸承座，以及軸承裝置中的其他受力零件，必須具有足夠的剛度，因為這些零件的變形都會阻滯滾動體的正常滾動而使軸承提前損壞。因此，機座及軸承座孔壁均應有適當的厚度，且輔助以加強肋來增強其剛度，見圖14-15。對于輕合金或非金屬制成的機座，安裝軸承的軸承座孔處應采用鋼或鑄鐵制成的襯套，見圖14-16。圖14-15用加強肋增強軸承座孔剛性圖14-16使用襯套的軸承座孔保證同一根軸上兩個軸承座孔具有良好同軸度的最佳方法是，采用整體結構的機座，并使安裝的兩軸承座孔孔徑相同，將兩軸承座孔一次鏜出。若是分裝式軸承座，則將軸承座組合在一起一次鏜出兩座孔。如在一根軸上裝有不同尺寸的軸承，可在外徑尺寸較小的軸承與座孔之間加置襯套，仍將機座上的兩軸承座孔按較大者一次鏜出。14.6.1滾動軸承的配置和軸系的定位

1.滾動軸承的配置

為了使軸、軸承和軸上零件相對機座有確定的工作位置，并能承受軸向載荷和補償因工作溫度變化引起的軸系(軸與軸承組合)自由伸縮，必須正確設計軸承裝置。常用軸承裝置的配置有以下三種。

1)雙支點單向固定

在這種軸承組合結構中，每個支承點用一個軸承，兩個軸承限制一個方向的軸向移動。這樣，對于整個軸系而言，兩個方向都受到了定位。在圖14-17中，采用兩個深溝球軸承，這種軸承在安裝時，通過調整端蓋端面與機殼之間墊片的厚度，使軸承外圈與端蓋之間留有很小的軸向間隙(一般取a＝0.2～0.4mm)，以適當補償軸的受熱伸長。由于軸向間隙的存在，因此這種支承不能作精確的軸向定位。這種支承結構簡單，軸向固定可靠，安裝調整方便，適合于支承跨距不大(L＜400mm)和溫差不大的場合。圖14-17采用深溝球軸承的雙支點單向固定如果用一對向心推力軸承分置于兩個支承點處，則因這種軸承外圈可以分離，故可以保證軸在一定游隙范圍內自由伸縮的同時，又受到雙向定位。如圖14-18所示的結構均為懸臂支承的小錐齒輪軸。如前所述，這兩種結構分別為正裝和反裝。從圖中可看出，在支承距離b相同的條件下，壓力中心間的距離是不相同的。圖14-18(a)為正裝形式，壓力中心間的距離L1較小，懸臂較長，支承剛性較差。這種結構可用改變調整墊片厚度的方法來調整軸承外圈的軸向位置，以改變軸承游隙。在受熱變形方面，因運轉時軸的溫度一般高于外殼的溫度，軸的軸向和徑向熱膨脹將大于外殼的熱膨脹，這時預調的間隙會減小，可能導致卡死。圖14-18(b)為反裝形式，壓力中心間的距離L2較大，懸臂較短，支承剛性較好。兩個軸承外圈內側固定，外圈外側與端蓋窄端面處留有較大軸向間隙，因此允許軸向有較大的熱伸長移動，結構上可以避免預調間隙的減小和導致卡死的現象。圖14-18小錐齒輪軸支承結構

2)單支點雙向固定，另一支點游動

這種軸承的支承形式是，一支點處的軸承外圈雙向固定，另一支點(通常是受載較小的支點)處的軸承可以軸向游動，以適應軸的熱伸長。這種結構特別適用于溫度變化大和軸跨距大的場合。

作為雙向固定端，當軸向載荷較小時，可采用一個能承受雙向軸向載荷的軸承(如深溝球軸承)，內、外圈在軸向都要固定，從而使整個軸得到雙向定位，如圖14-19所示；當軸向載荷較大時，可以采用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構，如圖14-20所示；也可以采用兩個角接觸球軸承(或圓錐滾子軸承)正裝或反裝組合在一起的結構，如圖14-21(左端兩個角接觸球軸承正裝結構)和圖14-22所示(右端兩個圓錐滾子軸承反裝結構)。圖14-19一端固定，另一端游動支承方案（兩端均為深溝球軸承）圖14-20一端固定，另一端游動支承方案(固定端為組合結構)圖14-21一端固定，另一端游動支承方案(固定端為兩軸承正裝組合結構)圖14-22一端固定，另一端游動支承方案(固定端為兩軸承反裝組合結構)對于游動端，作為補償軸的熱膨脹的游動支承，若使用的是內、外圈不可分離的軸承，則只需固定內圈，其外圈在座孔內應可以軸向游動(在軸承外圈端面和軸承端蓋之間留有足夠大的間隙，一般為3~8mm)，軸承外圈和座孔采用間隙配合，如圖14-19和圖14-20所示；若使用的是內、外圈可分離的軸承(如N類、NA類)，則內、外圈都要固定，如圖14-22所示。在圖14-22中，游動端為圓柱滾子軸承，則游動將發生在滾子和外圈滾道之間。

3)兩端游動

這種支承結構形式用得很少，只用于某些特殊情況，如人字齒輪小齒輪軸。由于人字齒輪的螺旋角加工不易做到左右完全一樣，在嚙合傳動時會有左右微量竄動，因此必須用兩端游動的支承結構，以防止齒輪卡死或人字齒輪兩邊受力不均勻，但大齒輪軸必須做成兩端固定支承，以使軸系得到軸向定位。如圖14-23所示，人字齒輪小齒輪軸兩游動端采用內、外圈可分離的圓柱滾子軸承，則內、外圈都要固定。圖14-23兩游動端支承

2.滾動軸承的軸向定位和固定

在滾動軸承支承結構中，軸承內圈和軸、外圈和軸承座孔之間都必須進行軸向定位和固定。常用軸承內圈在軸上的固定方法有四種，如圖14-24所示。

(1)軸用彈性擋圈(圖14-24(a))：主要用于軸向載荷不大及轉速不高的場合。

(2)軸端擋圈(圖14-24(b))：可承受雙向軸向載荷，并可在高速下承受中等軸向載荷，用于軸頸直徑較大的軸端固定。圖14-24軸承內圈軸向固定的常用方法

(3)圓螺母和止動墊圈(圖14-24(c))：主要用于轉速較高、軸向載荷較大的場合。

(4)開口圓錐緊定套、止動墊圈和圓螺母(圖14-24(d))：用于光軸上軸向載荷和轉速都不大的調心軸承的鎖緊。

內圈的另一端面通常是以軸肩作為軸向定位面。為使端面貼緊，軸肩處的圓角半徑必須小于軸承內圈的圓角半徑，如圖14-25所示。為了便于軸承拆卸，軸肩的高度應低于軸承內圈的厚度，其大小可查有關的手冊。圖14-25軸肩圓角與軸承內圈圓角的關系軸承外圈在軸承座孔內的軸向固定方法，常見的有如圖14-26所示的四種。

(1)孔用彈性擋圈(圖14-26(a))：主要用于軸向力不大且需要減小軸承裝置尺寸的深溝球軸承。

(2)止動環(圖14-26(b))：用于軸承座孔內不便做凸肩且外殼為剖分式結構時，此時軸承外圈需帶止動槽。

(3)軸承蓋(圖14-26(c))：用于轉速高、軸向載荷大的各類軸承。

(4)螺紋環(圖14-26(d))：用于轉速高、軸向載荷大，且不適于使用軸承蓋緊固的場合。圖14-26外圈軸向固定常用的方法外圈的另一端面需要時可以凸肩作為軸向定位。同樣為使端面貼緊，凸肩處的圓角半徑必須小于軸承外圈的圓角半徑。另外，凸肩高度的選取應能便于裝拆和定位。合理的凸肩高度的尺寸，可查有關的手冊。

3.軸承游隙及軸系位置的調整

軸承游隙對軸承的壽命、旋轉精度、溫升和噪音影響很大，安裝時應合理調整。常用調整軸承游隙的方法有：

(1)借助于調整墊片調整，見圖14-18(a)、圖14-20中的右支點及圖14-21中的左支點。軸承的游隙和預緊都是靠端蓋下的墊片來調整的，這樣比較方便。

(2)借助于旋轉螺母或螺釘來調整，如圖14-18(b)中的結構。其中，軸承的游隙是靠軸上的圓螺母來調整的，操作不甚方便；更為不利的是必須在軸上制出應力集中嚴重的螺紋，削弱了軸的強度。在錐齒輪和蝸桿的傳動中，要求兩錐齒輪的節錐頂點重合，蝸桿的軸剖面對準蝸輪的主平面，這就要求在裝配時調整軸系的軸向位置。為了便于調整，可將確定軸向位置的軸承裝在一個套杯中(參看圖14-18中的圓錐滾子軸承和圖14-20中的雙向推力球軸承)，套杯則裝在外殼孔中。通過增減套杯端面與外殼之間墊片的厚度，即可調整錐齒輪或蝸桿的軸向位置。

4.滾動軸承的配合

滾動軸承裝于機器中，要靠配合來保證其相對位置，配合的松緊程度將直接影響軸承的工作狀態。配合過緊，將使內圈膨脹或外圈收縮，減小了套圈與滾動體之間的游隙，可能使軸承轉動失靈，同時也使裝配困難；而配合太松，會使旋轉時配合表面因松動而引起擦傷和磨損。所以，對軸承內、外圈都要規定適當的配合。

滾動軸承的配合主要是指軸承內孔與軸頸的配合以及軸承外圈與軸承座孔的配合。由于滾動軸承是標準件，選擇配合時就把它作為基準件。因此軸承內圈與軸頸的配合采用基孔制，軸承外圈與座孔的配合采用基軸制。在選擇配合時，應考慮以下幾個方面的因素：

(1)載荷的大小和方向以及載荷的性質。正確選擇的軸承配合應保證軸承正常運轉，防止內圈與軸、外圈與座孔在工作時發生相對轉動。一般說來，當轉速愈高、載荷愈大和振動愈強烈時，應采用緊一些的配合。對于與內圈配合的旋轉軸，通常用n6、m6、k5、k6、j5、js6。當軸承安裝于薄壁座孔或空心軸上時，也應采用較緊的配合。但是過緊的配合是不利的，這時可能因內圈的彈性膨脹和外圈的收縮而使軸承內部的游隙減小甚至完全消失，也可能由于相配合的軸和座孔表面的不規則形狀或不均勻的剛性而導致軸承內、外圈不規則的變形，這些都將破壞軸承的正常工作。過緊的配合還會使裝拆困難。

(2)工作溫度的高低及溫度變化情況。如果機器工作時有較大的溫度變化，那么，工作溫度將使配合性質發生變化。軸承運轉時，對于一般工作機械來說，套圈的溫度常高于其相鄰零件的溫度。這時，軸承內圈可能因熱膨脹而與軸松動，外圈可能因熱膨脹而與軸承座孔脹緊，從而可能使原來需要外圈有軸向游動性能的支承喪失游動性。所以，在選擇配合時必須仔細考慮軸承裝置各部分的溫差和其熱傳導的方向。

(3)對開式的軸承座與軸承外圈的配合，宜采用較松的配合；對于與不轉動的外圈相配合的座孔以及經常裝拆的軸承，尤其是重型機械上的軸承，應采用松配合或過盈量較小的過渡配合，以免造成裝拆困難。這時常選用J6、J7、H7、G7等。

(4)當要求軸承的外圈在運轉中能沿軸向游動時，該外圈與外殼孔的配合也應較松，但不應讓外圈在外殼孔內轉動。過松的配合對提高軸承的旋轉精度、減少振動是不利的。

以上介紹了選擇軸承配合的一般原則，具體選擇時可結合機器的類型和工作情況，參照同類機器的使用經驗進行。各類機器所使用的軸承配合以及各類配合的配合公差、配合表面粗糙度和幾何形狀允許偏差等資料可查閱有關設計手冊。

5.滾動軸承的安裝與拆卸

設計軸承裝置時，應使軸承便于裝拆。由于滾動軸承內圈與軸頸的配合一般較緊，安裝前應在配合表面涂油，以防止壓入時產生咬傷。常見裝配內圈與軸頸的方法有：

(1)壓力機壓套，如圖14-27所示。圖14-27軸承的安裝

(2)加熱軸承安裝法。此法多用于過盈量大的中、大型軸承，加熱溫度為80～90℃(不應超過120℃)。

(3)對中小型軸承可用手錘敲擊裝配套筒將軸承裝入。當軸承外圈與座孔配合較緊時，壓力應施加在外圈上，如圖14-27(b)所示。

更換或定期檢修軸承時，軸承要拆卸下來。經過長期運轉的軸承，拆卸相當困難。常用的拆卸方法有壓力機拆卸和拉拔工具拆卸，見圖14-28。為便于拆卸，設計時應使軸承內圈在軸肩上露出足夠的高度，并要有足夠的空間位置，以便安放拆卸工具。圖14-28軸承的拆卸14.6.2滾動軸承的潤滑

滾動軸承潤滑的作用是降低摩擦阻力、減少磨損、防止銹蝕，同時還可以起到散熱、減小接觸應力、吸收振動等作用。

考慮軸承潤滑時，設計者的任務是了解潤滑劑的性能特點和供給方式，根據滾動軸承的工況和使用要求等，正確選用合適的潤滑劑和供給方式。

滾動軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。潤滑方式的選擇與軸承的速度有關，一般用滾動軸承的dn值(d為滾動軸承內徑，單位為mm；n為軸承轉速，單位為r/min)表示軸承的速度大小。適用于脂潤滑和油潤滑的dn界限值見表14-15。

1.脂潤滑

脂潤滑的優點是：潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，能防止灰塵等雜物侵入軸承內部，對密封要求不高，一次加脂可以維持相當長的一段時間。其缺點是：摩擦損失大，散熱效果差。

對于那些不便經常添加潤滑劑的地方，或那些不允許潤滑油流失而致污染產品的工業機械來說，這種潤滑方式十分適宜。但它只適用于較低的dn值。使用時，潤滑脂的填充量要適中，一般為軸承內部空間容積的1/3～2/3。潤滑脂的主要性能指標為錐入度和滴點。軸承的dn值大、載荷小時，應選錐入度較大的潤滑脂；反之，應選用錐入度較小的潤滑脂。此外，軸承的工作溫度應比潤滑脂的滴點低，對于礦物油潤滑脂，應低10～20℃；對于合成潤滑脂，應低20～30℃。圖14-29潤滑油粘度選擇

2.油潤滑

在高速高溫的條件下，通常采用油潤滑。采用脂潤滑的軸承，如果設計上方便，有時也可用油潤滑，如封閉式齒輪箱中軸承的潤滑。油潤滑的優點是：摩擦系數小，潤滑可靠，攪動損失小，并具有冷卻作用和清潔作用。其缺點是：對密封和供油要求較高。

潤滑油的主要性能指標是粘度。轉速越高，應選用粘度越低的潤滑油；載荷越大，應選用粘度越高的潤滑油。根據工作溫度及dn值，參考圖14-29,可選出潤滑油應具有的粘度值，然后按粘度值從潤滑油產品目錄中選出相應的潤滑油牌號。常用的油潤滑方法有以下幾種。

1)油浴潤滑

油浴潤滑是普遍采用而又簡單的方法，多用于低、中速軸承，如圖14-30所示。油面在靜止時，不應低于軸承滾動體的中心。軸承轉速高時，攪動損失大，會引起油液和軸承溫升大。圖14-30油浴潤滑

2)滴油潤滑

滴油潤滑的滴油量可控制，多用于需要定量供油、轉速較高的小型球軸承。為使滴油通暢，常使用粘度較小的全損耗系統用油L-AN15。

3)飛濺潤滑

在閉式傳動裝置中，常利用旋轉零件(齒輪、曲拐、濺油盤等)的轉動把潤滑齒輪的油甩到四周壁面上，然后通過適當的溝槽把油引入軸承中去，這種方法叫做飛濺潤滑。這類潤滑方法廣泛用于汽車變速箱、差動齒輪裝置等。

4)噴油潤滑

噴油潤滑用于高速旋轉，載荷大，要求潤滑可靠的軸承。它是利用油泵將潤滑油增壓，通過油管或機殼內特制的油孔，經噴嘴將潤滑油對準軸承內圈與滾動體間的位置噴射潤滑軸承，如圖14-31所示。圖14-31噴油潤滑

5)油霧潤滑

油霧潤滑是使潤滑油在油霧發生器中變成油霧，將低壓油霧送入高速旋轉的軸承，起潤滑、冷卻作用。但潤滑軸承的油霧，可能部分地隨空氣飄散，要污染環境。故在必要時，宜用油氣分離器來收集油霧，或者采用通風裝置來排除廢氣。這種潤滑常用于機床的高速主軸、高速旋轉泵等支承軸承的潤滑。

6)油—氣潤滑

近年來，出現一種新的油潤滑技術，即油—氣潤滑。它以壓縮空氣為動力將潤滑油油滴沿管路輸送給軸承，不受潤滑油粘度值的限制，從而克服了油霧潤滑中所存在高粘度潤滑油無法霧化、廢油霧對環境造成污染、油霧量調節困難等缺點。

3.固體潤滑

固體潤滑劑常采用的材料有石墨、二硫化鉬、聚四氟乙烯、尼龍、鉛等。固體潤滑主要用于極低溫、高溫、高(強)輻射、太空、真空等特殊工況條件，或不允許污染、不易維護、無法供油的場合中工作的軸承。常用的固體潤滑方法有：

(1)用粘接劑將固體潤滑劑粘接在滾道和保持架上；

(2)把固體潤滑劑加入工程塑料和粉末冶金材料中，制成有自潤滑性能的軸承零件；

(3)用電鍍、高頻濺射、離子鍍層、化學沉積等技術使固體潤滑劑或軟金屬(金、銀、銦、鉛等)在軸承零件摩擦表面形成一層均勻致密的薄膜。14.6.3滾動軸承的密封

軸承密封裝置的主要作用是為了防止內部潤滑劑流失，并防止灰塵、水、酸氣和其他雜物進入軸承而設置的。密封裝置可分為接觸式及非接觸式兩大類。

1.接觸式密封

接觸式密封是在軸承蓋內放置由毛氈、橡膠、皮革、軟木等軟材料制成的密封件，直接與轉動軸接觸達到密封作用。這種密封形式多用于轉速不高的情況下。與密封件接觸處軸的硬度應在40HRC以上，表面粗糙度Ra在0.0004~0.0016之間，以防止軸及密封件過快的磨損。接觸式密封常用的結構形式有以下幾種。

1)氈圈油封

圖14-32所示的密封件是用細毛氈制成的環形氈圈標準件。在軸承蓋上開出梯形槽，將氈圈嵌入梯形槽中以與軸密切接觸。這種密封主要用于脂潤滑的場合，它的結構簡單，安裝方便，但摩擦較大，密封壓緊力較小，且不易調節，只用于滑動速度小于4～5m/s的場合。與氈圈油封相接觸的軸表面如經過拋光且毛氈質量高時，滑動速度可達7～8m/s。圖14-32氈圈油封密封

2)唇形密封圈

在軸承蓋的孔內，放置一個用耐油橡膠制的唇形密封圈，依靠橡膠的彈力和環形螺旋彈簧壓緊在密封圈的唇部，使唇部與軸密切接觸，以便起到密封作用。有的唇形密封圈還帶有一個金屬外殼，可與端蓋較精確地裝配。如果密封的目的主要是為了封油，密封唇應朝內(對著軸承)安裝；如果主要是為了防止外界雜質的浸入，則密封唇應朝外(背對著軸承)安裝，如圖14-33(a)所示；如果兩個作用都要有，最好放置兩個唇形密封圈且密封唇方向相反，如圖14-33(b)所示。這種密封裝置結構簡單，安裝方便，易于更換，密封可靠，可用于接觸面滑動速度小于10m／s(軸頸是精車的)或小于15m／s(軸頸是磨光的)的油潤滑或脂潤滑處。圖14-33唇形密封圈密封

3)密封環

密封環是一種帶有缺口的環狀密封件。把它放置在套筒的環槽內，套筒便與軸一起轉動，密封環靠缺口被壓攏后所具有的彈性而抵緊在靜止件的內孔壁上，即可起到密封的作用，如圖14-34所示。各個接觸表面均需經硬化處理并磨光。密封環用含鉻的耐磨鑄鐵制造，可用于滑動速度小于100m／s之處。在滑動速度為60～80m／s范圍內，也可以用錫青銅制造密封環。圖14-34密封環密封

2.非接觸式密封

非接觸式密封形式沒有與軸接觸摩擦的情況，故多用于速度較高的軸承結構中。常用的非接觸式密封有以下幾種。

1)隙縫式密封

非接觸式密封最簡單的結構形式是在軸和軸承蓋的通孔壁之間留出半徑間隙約為0.1～0.3mm的隙縫，即隙縫式密封，如圖14-35所示。這對使用脂潤滑的軸承來說，已具有一定的密封效果。如果在軸承蓋的通孔內車出環形槽(見圖14-35(b))，在槽中填以潤滑脂，可以提高密封效果。圖14-35隙縫式密封

2)甩油式密封

油潤滑時，可在軸上開出溝槽(見圖14-36(a))或裝上一個油環(見圖14-36(b))，借助于離心力將沿軸表面欲向外流失的油沿徑向甩掉，再經過集結后流回油池；也可以在緊貼軸承處裝一甩油環，在軸上車有螺旋式送油槽(圖14-36(c))，借助于螺旋的輸送作用可有效地防止油外流，但這時軸必須只按一個方向旋轉。這種密封形式在停車后便失去密封效果，故常和其他形式的密封聯合使用。圖

14-36甩油密封

3)迷宮式密封

迷宮式密封是指由旋轉的軸和固定的密封件之間構成的隙縫是曲折的。根據部件的結構，迷宮的布置可以是徑向的(見圖14-37(a))，也可以是軸向的(見圖14-37(b))。采用軸向迷宮密封時，端蓋應為剖分式。在隙縫中填入潤滑脂，可增加密封效果。當軸因溫度變化而伸縮或采用調心軸承作支承時，都有使旋轉件與固定件相接觸的可能，設計時應加以考慮。圖

14-37迷宮密封迷宮式密封用于脂潤滑和油潤滑時都有效。特別是當環境比較臟和比較潮濕時，采用迷宮式密封是相當可靠的。

在重要的機器中，為了獲得可靠的密封效果，常將多種密封形式合理地組合使用。例如迷宮式加氈圈式(見圖14-38(a))、迷宮式加隙縫式(見圖14-38(b))的組合等。圖

14-38組合密封

例14-1

如圖14-39所示，某軸軸頸直徑d＝35mm,轉速n=480r/min，兩支承上的徑向載荷Fr1＝1500N，Fr2＝1000N，軸向外載荷FA＝600N。載荷有輕微振動，軸承工作溫度

t＜100℃，要求軸承壽命Lh＝10000h。試選擇軸承型號。圖

14-39例14-1圖

解

1.選擇軸承類型

軸承工作轉速不很高，承載也不大，雖有軸向載荷，但相對于徑向載荷較小，故選用結構簡單、價格較低的深溝球軸承。

2.求當量動載荷

由于軸承型號未定，C、C0、Fa/C0、e、X、Y等值都無法確定，必須試算。通常先試選軸承型號。

按d＝35mm試選深溝球軸承6307，查設計手冊，

C＝25800N，C0=17800N。

軸承1的徑向載荷比軸承2大，兩軸承用雙固定式結構，軸向力FA全部由軸承1承受，即Fa1＝FA，故只計算軸承1的當量動載荷即可。

Fa1/C0＝600/17800＝0.0337，由表14-11可知介于0.028~0.056之間，對應的e＝0.22~0.26。因Fa1/Fr1＝600/1500＝0.4＞e，則X＝0.56，Y介于1.99~1.77之間，由線性插值可得

載荷有輕微振動，查表14-12，fP＝1.2。則

P1＝fP(XFr1＋YFa1)＝1.2×(0.56×1500＋1.933×600)＝2400N

3.求軸承應具有的徑向額定動載荷并選擇軸承型號軸承工作溫度t＜100℃，查表14-10，ft＝1。又ε＝3，則

它比所選軸承的徑向額定動載荷(C＝25800N)小得多，顯然過于保守。故改選6207軸承重復上述計算。選6207型軸承，C＝19800N，C0＝13500N，Fa1/C0＝600/13500＝0.044，同樣由表14-11可知介于0.028~0.056之間，對應的e＝0.22~0.26