第16章滚动轴承.ppt

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1、第16章 滚动轴承16-1 滚动轴承的基本类型和特点16-2 滚动轴承的代号 16-3 滚动轴承的选择计算16-4 滚动轴承的润滑和密封16-5 滚动轴承的组合设计,组成 内圈1、外圈2、滚动体3和保持架4四个基本元件组成。关系 轴承的内圈装在轴颈上，外圈装在轴承座孔或其它零件的轴承孔内。,轴承内、外圈上都开有凹槽滚道，它起着降低接触应力及限制滚动体轴向移动的作用。滚动体是滚动轴承的核心元件，当内、外圈相对转动时，滚动体即在内、外圈滚道间滚动，它使相对运动表面间的滑动摩擦变为滚动摩擦。滚动体的形状、大小及数量直接影响轴承的承载能力。,保持架的作用是把滚动体均匀地相互隔开，防止滚动体脱落，改善轴

2、承内部载荷分配及引导滚动体运动。保持架有冲压的和实体的(图16-1)两种。冲压保持架一般用低碳钢板冲压后铆接或焊接而成，它与滚动体间有较大间隙。实体保持架常用铜合金、铝合金或工程塑料经切削加工而成，它具有良好的定心作用，适用于高速轴承。滚动轴承的性能和可靠性在很大程度上取决于内、外圈及滚动体的材料，它要求具有高的接触疲劳强度，良好的耐磨及耐腐蚀性。一般用含铬合金钢制造，经热处理后硬度可达6165HRC，工作表面须经磨削和抛光。滚动轴承已经标准化，并由轴承厂大批生产。设计人员的任务主要是熟悉标准、正确选用。,与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小、起动灵敏、效率高、润滑简便和易于互换等优点，所以

3、获得广泛应用。它的缺点是抗冲击能力较差，高速时出现噪声，工作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承。,滚动轴承通常按其承受载荷的方向(或接触角)和滚动体的形状分类。滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的平面之间的夹角称为公称接触角，简称接触角。接触角是滚动轴承的一个主要参数，轴承的受力分析和承载能力等都与接触角有关。接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大。,16-1 滚动轴承的基本类型和特点,按照承受载荷的方向或公称接触角的不同，滚动轴承可分为：1)向心轴承、主要用于承受径向载荷，其公称接触角从0到45；2)推力轴承，主要用于承受轴向载荷，其公称接触角从大于45到90(表16-1)。,按照滚动体

4、形状，可分为球轴承和滚子轴承。滚子又分为圆柱滚子(图16-2a),圆锥滚子(图b)、球面滚子(图c)和滚针(图a)等。,我国机械工业中常用滚动轴承的类型和特性，见表16-2。,1,3,由于结构的不同，各类轴承的使用性能也不相同。1.承载能力在同样外形尺寸下，滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.53倍。所以，在载荷较大或有冲击载荷时宜采用滚子轴承。但当轴承内径d20mm时，滚子轴承和球轴承的承载能力已相差不多，而球轴承的价格一般低于滚子轴承，故可优先选用球轴承。角接触轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷。角接触向心轴承(045)以承受径向载荷为主；角接触推力轴承(4590)以承受轴向载荷为主。轴向接

5、触(=90)推力轴承只能承受轴向载荷。,径向接触(=0)向心轴承，当以滚子为滚动体时，只能承受径向载荷；当以球为滚动体时，因内外滚道为较深的沟槽，除主要承受径向载荷外，也能承受一定量的双向轴向载荷。深沟球轴承结构简单，价格便宜，应用最广泛。,2.极限转速 滚动轴承转速过高会使摩擦面间产生高温，润滑失效，从而导致滚动体回火或胶合破坏。滚动轴承在一定载荷和润滑条件下，允许的最高转速称为极限转速，其具体数值见有关手册。各类轴承极限转速的比较，见表16-2。,如果轴承极限转速不能满足要求，可采取提高轴承精度、适当加大间隙、改善润滑和冷却条件、选用青铜保持架等措施。,3.角偏差轴承由于安装误差或轴的变形

6、等都会引起内外圈中心线发生相对倾斜。其倾斜角称为角偏差，见图16-3。角偏差较大时会影响轴承正常运转，故在这种场合应采用调心轴承。调心轴承(图16-3)的外圈滚道表面是球面，能自动补偿两滚道轴心线的角偏差，从而保证轴承正常工作。滚针轴承对轴线偏斜最为敏感，应尽可能避免在轴线有偏斜的情况下使用。各类轴承的允许角偏差见表16-2。,国家标准GB/T292-93中规定，轴承的代号用字母加数字表示，由基本代号、前置代号和后置代号三部分构成，其排列顺序如表16-3。,16-2 滚动轴承的代号,其中基本代号是轴承代号的基础和核心，前置及后置代号都是对基本代号的补充，只有在对标准轴承的结构形状、尺寸、材料、

7、公差等级、技术要求等有改变时才使用，正常情况的可部分或全部省略。(1)基本代号 基本代号包括类型代号、尺寸系列代号和内径代号三部分，通常由5位数(字母)组成，分别表明轴承的内径、外径、宽度和类型，见表16-3。类型代号 代表轴承的类型，用基本代号左起的第一位数字或字母表示，代号的意义见表16-2第一栏。代号为“0”(双列角接触球轴承)则省略。,尺寸系列代号 为了满足不同承载能力的需要，把同一内径的轴承，做成不同的外径和宽度。这种内径相同而外径和宽度不同的变化系列称为尺寸系列。GB/T272-93规定轴承的尺寸系列代号由基本代号左起第二、三位数字表示。基本代号左起的第二位数字代表轴承的宽(高)度

8、系列，它表示的是内径和外径相同的(同类)轴承，在宽(高)度方面的变化。基本代号左起第三位数字代表轴承的直径系列，它表示的是内径相同的同类轴承，在外径和宽度方面的变化。图16-4所示为内径相同，而直径系列不同的四种轴承的对比，它们用于适应各种不同工况的要求。,向心轴承和推力轴承的常用尺寸系列代号如表16-4所列。内径代号 表示轴承公称内径的大小，用基本代号左起的第四、五两位数字表示，按表16-5的规定标注。,对于内径小于10mm和大于500mm的轴承，内径表示方法另有规定，可参阅 GB/T292-93。,(2)前置代号轴承的前置代号表示成套轴承的分部件，用字母表示。如：L表示可分离轴承的可分离内

9、圈或外圈；K表示轴承的滚动体与保持架组件等。(3)后置代号轴承的后置代号表示轴承的内部结构、密封、材料、公差、游隙、配置及其它特性要求，用数字和字母表示。后置代号共分8组，排列顺序见表16-6。,内部结构代号 表示同一类型轴承不同的内部结构，用字母表示，紧跟在基本代号的后面。内部结构代号如表16-7所示。,公差等级代号 表示轴承的公差等级，用字母和数字表示。公差等级代号列于表16-8。,游隙代号 表示轴承径向游隙值的大小，用字母和数字表示。常用的轴承游隙由小至大分为1组、2组、0组、3组、4组和5组，其中0组游隙是常用的基本组游隙，在代号中可省略不写，其它的游隙组为辅助游隙组，在代号中分别用/

10、C1、/C2、/C3、/C4、/C5表示。公差等级代号与游隙代号同时表示时，可进行简化，取公差等级代号加上游隙组号组合表示，如/P63。,例16-1 试说明轴承代号61208、7315AC/P5、7206CJ/P63的含义。解：61208表示内径为40mm，轻直径系列，正常宽度结构的深沟球轴承，0 级公差，0组游隙；7315AC/P5表示内径为75mm，中系列角接触球轴承，接触角为250，5级公差，0组游隙。7206CJ/P63表示内径30mm 的轻窄系列角接触球轴承，=15，6级公差等级，3组径向游隙，J则表示酚醛胶布实体保持架。,滚动轴承的选用，首先是轴承类型的选择。正确地选择出合适的轴承

11、类型，首先必须熟悉各类轴承的特点，然后考虑机械设备对轴承的要求，包括工作载荷、转速、寿命、旋转性能等方面的要求，选择轴承类型总的原则是：选择轴承性能特点与要求相符合的类型。一、失效形式滚动轴承在通过轴心线的轴向载荷(中心轴向载荷)Fa作用下，可认为各滚动体所承受的载荷是相等的。当轴承受纯径向载荷Fr作用时(图16-5)，情况就不同了。,16-3 滚动轴承的选择计算,假设在Fr作用下，内外圈不变形，那么内圈沿Fr方向下移一距离,上半圈滚动体不承载，而下半圈各滚动体承受不同的载荷(由于各接触点上的弹性变形量不同)。处于Fr作用线最下位置的滚动体承载最大(Fmax)，而远离作用线的各滚动体，其承载就

12、逐渐减小。对于=0的向心轴承，可以导出,式中z为轴承的滚动体的总数。滚动轴承的失效形式主要有：疲劳点蚀、永久变形、磨损 等。,(1)疲劳点蚀 滚动轴承工作过程中，滚动体相对内圈(或外圈)不断地转动，因此滚动体与滚道接触表面受变应力。如图所示，此变应力可近似看作载荷按脉动循环变化。由于脉动接触应力的反复作用，首先在滚动体或滚道的表面下一定深度处产生疲劳裂纹，继而扩展到接触表面，形成疲劳点蚀，致使轴承不能正常工作。通常，疲劳点蚀是滚动轴承的主要失效形式。(2)永久变形 轴承在很大的静载荷或冲击载荷作用下，会使轴承滚道和滚动体接触处产生永久变形(滚道表面形成变形凹坑)，从而使轴承在运转中产生剧烈振动

13、和噪声，以致轴承不能正常工作。,(3)磨损 在滚动轴承内部，滚动体与套圈之间，以及保持架与滚动体或套间之间均存在着滑动，从而引起轴承磨损。在多尘或密封不好及润滑不良条件下，滚动轴承中易侵入磨料性物质，从而引起磨粒磨损，高速时还会因磨损引起表面发热，产生粘着磨损、胶合甚至使滚动体回火，结果造成轴承元件工作表面的表层质量恶化、旋转精度下降、振动和噪音增加。轴承的其他失效形式还有腐蚀、锈蚀和由于安装、使用、维护不当造成元件的破裂等。,二、轴承寿命轴承的一个套圈或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象前，一个套圈相对于另一个套圈的总转数，或在某一转速下的工作小时数，称为轴承的寿命。,对一组同一型号的轴承，

14、由于材料、热处理和工艺等很多随机因素的影响，即使在相同条件下运转，寿命也不一样，有的相差几十倍。因此对一个具体轴承，很难预知其确切的寿命。但大量的轴承寿命试验表明，轴承的可靠性与寿命之间有如图16-6所示的关系。可靠性常用可靠度R度量。,一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分率，称为轴承寿命的可靠度。滚动轴承的寿命长短与要求的可靠度高低有关，要求的可靠度愈高，轴承的寿命愈短。如图所示，当寿命L为1106r(转)时，可靠度R为90；L为5106r时，可靠度R为50。一组同一型号轴承在同一条件下运转，其可靠度为90时，能达到或超过的寿命称为基本额定寿命，记作L(单位为百万转，即106 r)或Lh单

15、位为h(小时)。换言之，即90的轴承在发生疲劳点蚀前能达到或超过的寿命，称为基本额定寿命。对单个轴承来讲，能够达到或超过此寿命的概率为90。,轴承的寿命长短与其所受载荷大小有关。载荷愈大，引起的接触应力愈大，轴承发生点蚀破坏前所能经历的应力变化次数也就愈少，亦即轴承的寿命愈短。当一套轴承进入运转并且基本额定寿命为一百万转时，轴承所能承受的载荷，称之为基本额定动载荷，用C表示。在基本额定动载荷作用下，轴承可以运转106转而不发生点蚀破坏的可靠度为90。对于向心轴承，基本额定动载荷是在纯径向载荷下进行寿命试验的，所以称其为径向基本额定动载荷，记作Cr；对于推力轴承，基本额定动载荷是在纯中心轴向载荷

16、下进行试验的，故称之为轴向基本额定动载荷，记作Ca；,对于角接触轴承，基本额定动载荷指的是使轴承套圈间产生相对径向位移时载荷的径向分量。基本额定动载荷的大小表征了轴承承载能力的高低，基本额定动载荷大，意味着轴承抗点蚀破坏的能力较强。大量试验表明，滚动轴承的基本额定寿命L(106r)与基本额定动载荷C(N)、当量动载荷P(N)间的关系为,式中：为寿命指数，对于球轴承=3，对于滚子轴承=10/3。C为基本额定动载荷，对向心轴承为Cr，对推力轴承为Ca。,当量动载荷P是一假想载荷，在这一假想的当量动载荷P作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相等。也可以说当量动载荷P是一个与实际载荷对轴承的疲劳影

17、响等效的假想载荷。实际计算时，用小时表示轴承寿命比较方便，若轴承的工作转速为n r/min，用小时数表示的轴承寿命为,说明：轴承样本中列出的基本额定动载荷数值是对一般轴承而言的，其工作温度一般不应超过120。当工作温度超过120时，基本额定动载荷C有所降低，故引进温度系数ft(ftl)，对C值予以修正。ft可查表16-9。,考虑到工作中的冲击和振动会使轴承寿命降低，为此又引进载荷系数fP。fP值可查表16-10。作了上述修正后，寿命计算式可写为,以上两式是设计计算时常用的轴承寿命计算式，由此可确定轴承的寿命或型号。各类机器中轴承预期寿命Lh的参考值列于表16-11中。,轴承的型号尺寸选择步骤已

18、知轴承内径尺寸，结合选定的轴承类型，从轴承样本中预选某一型号的轴承，查出其所具有的基本额定动载荷C；,利用式(16-3)，算出预选轴承的寿命Lh，并与预期使用寿命Lh比较，看是否满足LhLh的要求，如不满足，可更换型号尺寸，重新计算，直到满足寿命要求为止；或利用式(16-3)求出在预期使用寿命Lh下，轴承应具有的基本额定动载荷Cca，然后与预选轴承所具有的基本额动载荷C相比较，看是否满足C Cca的要求，如不满足，可更换型号尺寸，重新计算，直到满足要求为止。三、当量动载荷的计算如前所述，基本额定动载荷分径向基本额定动载荷和轴向基本额定动载荷。,当作用在轴上的实际载荷是既有径向载荷又有轴向载荷时

19、，为能应用额定动载荷值进行轴承的寿命计算，就必须把实际载荷转换为与确定基本额定动负荷时的载荷条件相一致的当量动载荷，才能和基本额定动载荷进行比较。当量动负荷是一个假想的载荷，在它的作用下，滚动轴承具有与实际载荷作用时相同的寿命。当量动负荷的计算方法如下：PXFrYFa(16-4)式中Fr、Fa分别为轴承的径向载荷及轴向载荷(N)；X、Y分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数，分别表示径向和轴向载荷对轴承寿命的影响，X、Y值见表16-12。,对于向心轴承，当Fa/Fre时，可由表16-12查出X和Y的数值；当Fa/Fre时，轴向力的影响可以忽略不计(这时表中Y=0,X=1)。e值列于轴承标准中，其

20、值与轴承类型和Fa/C0r比值有关(C0r是轴承的径向额定静载荷)。,向心轴承只承受径向载荷时 PFr(16-5)推力轴承(=90)只能承受轴向载荷，其轴向当量动载荷为 P=Fa(16-6)四、角接触向心轴承轴向载荷的计算,角接触轴承(包括角接触球轴承和圆锥滚子轴承)由于接触角的存在，在承受径向载荷Fr作用时，会派生出内部轴向力F，(图16-7)。各滚动体上所受轴向分力的和即为轴承的内部轴向力F。F的近似值可按照表16-13中的公式计算求得。,显然，在内部轴向力F作用下，轴承的内、外圈将有脱开的趋势，如果不设法将其平衡掉，轴承就无法正常工作。为此，这类轴承通常都是成对使用的，对称安装。,安装方

21、式有两种：图16-8为两外圈窄边相对(正装)，图16-9为两外圈宽边相对(反装)。,由于各滚动体与套圈间的作用力不在径向平面内，所以与其相平衡的径向载荷Fr的作用点也偏离轴承宽度中点，而位于各滚动体载荷矢量与轴心线的交点O1、O2，该点称为压力中心点，即支反力作用点，它偏于轴承外圈窄边一侧，与外圈宽边间的距离a1、a2,可在轴承手册中查得。,有了压力中心的概念，可把内部轴内力F的作用位置及方向记为：自压力中心指向远离轴承的一方。,图中FA为轴向外载荷。计算轴承的轴向载荷Fa时还应将由径向载荷Fr产生的内部轴向力F考虑进去。若把轴和内圈视为一体，并以它为脱离体考虑轴系的轴向平衡，就可确定各轴承承

22、受的轴向载荷。例如，在图16-8中，有两种受力情况：若FA+F2F1，由于轴承1的右端已固定，轴不能向右移动，即轴承1被压紧，由力的平衡条件得轴承1（紧压端）承受的轴向载荷轴承2（放松端）承受的轴向载荷,(2)若FA+F2F2，则轴承2被压紧，由力的平衡条件得,轴承1（紧压端）承受的轴向载荷:轴承2（放松端）承受的轴向载荷:显然，放松端轴承的轴向载荷等于它本身的内部轴向力，压紧端轴承的轴向载荷等于除本身内部轴向力外其余轴向力的代数和。当轴向外载荷FA与图示方向相反时，FA应取负值。为了对图16-9所示反装结构能同样使用式(16-7)和(16-8)来计算轴承的轴向载荷，只需将图中左边轴承(即轴向

23、外载荷FA与内部轴向力F的方向相反的轴承)定为轴承1，右边为轴承2。,现将角接触轴承轴向载荷的计算方法归纳如下：比较内部向力和轴向外载荷，判断其合力的指向，确定“压紧”端和“放松”端轴承；“压紧”端轴承的轴向载荷等于除了其本身内部轴向力以外的其他所有轴向力的代数和；“放松”端轴承的轴向载荷就等于其本身内部轴向力。五、滚动轴承的静载荷计算滚动轴承的静载荷是指轴承内外圈之间相对转速为零或接近为零时作用在轴承上的载荷。为了限制滚动轴承在过载或冲击载荷下产生的永久变形，有时还需按静载荷进行校核。其计算方法可参阅有关机械设计手册。,例16-2 某支承根据工作条件决定选用6300系列的深沟球轴承。轴承所受

24、径向载荷Fr=5500N，轴向载荷Fa=2700N，轴承转速n=1250r/min，装轴承处的轴径可在5060mm范围内选择。机械运转时有轻微冲击、工作温度为100，预期寿命Lh=5000h，试确定该轴承型号。解 初步计算当量动载荷 Fa/Fr=2700/5500=0.49查表16-12，深沟球轴承的最大e 值为0.44，故Fa/Fr e，由此得 X=0.56，Y 值需在已知型号后，根据12.3 Fa/C0r的值查表16-12才能得到，现暂选一近似中间值Y=1.5。则 PXFrYFa=0.565500+1.52700=7130 N,计算轴承应有的基本额定动载荷Crca查表16-9和16-10得

25、ft=1，fP=1.2，又=3，则由式(11-3)得,初选轴承型号查轴承样本或本书附表1，初步选择Cr=61800 N的6310轴承，其基本额定静负荷C0r=38000 N。验算并确定轴承型号求e 和Y 值 12.3 Fa/C0r=12.32700/38000=0.874，在表16-12中，介于0.6891.03之间，e在0.260.28之间，轴向载荷系数 Y 应在1.711.55之间，用线性插值法求 Y 值。,计算当量动载荷 PXFrYFa=0.565500+1.622700=7454 N验算6310轴承的寿命，由式(11-3)得,即低于预期寿命。故改选6311轴承，Cr=71500 N，C

26、0r=44800N。验算6311轴承的寿命,求e 和Y 值 12.3 Fa/C0r=12.32700/44800=0.741，在表16-12中，介于0.6891.03之间，e在0.260.28之间，轴向载荷系数 Y 应在1.711.55之间，用线性插值法求 Y 值。,满足要求，故选择6311轴承。,计算当量动载荷 PXFrYFa=0.565500+1.6862700=7632.2 N验算6311轴承的寿命，由式(11-3)得,润滑的主要目的是减小摩擦与减轻磨损。滚动接触部位如能形成油膜，还有吸收振动、降低工作温度和噪声等作用。密封的目的是防止灰尘、水分等进人轴承，并阻止润滑剂的流失。一、滚动轴

27、承的润滑一般情况下，滚动轴承采用润滑脂润滑，但在轴承附近已经具有润滑油源时，也可采用润滑油润滑。具体选择可按速度因数dn值来定。dn值间接地反映了轴颈的圆周速度，当dn(1.52)105 mmr/min时，一般滚动轴承可采用润滑脂润滑，超过这一范围宜采用润滑油润滑。,16-4 滚动轴承的润滑和密封,脂润滑因润滑脂不易流失，故便于密封和维护，且一次充填润滑脂可运转较长时间。油润滑的优点是比脂润滑摩擦阻力小，并能散热，主要用于高速或工作温度较高的轴承。,如图16-11所示，润滑油的粘度可按轴承的速度因数dn和工作温度t来确定。油量不宜过多，如果采用浸油润滑，则油面高度应不超过最低滚动体的中心，以免

28、产生过大的搅油损耗和热量。高速轴承通常采用喷油或喷雾方法润滑。,二、滚动轴承的密封滚动轴承密封方法的选择与润滑的种类、工作环境、温度、密封表面的圆周速度有关。密封方法可分两大类：接触式密封和非接触式密封。它们的密封型式、适用范围和性能，可参阅表16-14。,为保证轴承在机器中正常工作，除合理选择轴承类型、尺寸外，还应正确进行轴承的组合设计，处理好轴承与其周围零件之间的关系。也就是要解决轴承的轴向位置固定、轴承与其他零件的配合、间隙调整、装拆和润滑密封等一系列问题。一、轴承的固定1.两端固定如图16-12a所示，使轴的两个支点中每一个支点都能限制轴的单向移动，两个支点合起来就限制了轴的双向移动，

29、这种固定方式称为两端固定。,16-5 滚动轴承的组合设计,它适用于工作温度变化不大的短轴，考虑到轴因受热而伸长，在轴承盖与外圈端面之间应留出热补偿间隙c,c=0.20.3mm(图16-12b)。另外还有两支点均采用角接触球轴承及圆锥滚子轴承支承的双支点单向固定结构。,2.一端固定、一端游动这种固定方式是在两个支点中使一个支点双向固定以承受轴向力，另一个支点则可作轴向游动(图16-13)。可作轴向游动的支点称为游动支点，显然它不能承受轴向载荷。当支承跨距较大(l350mm)、工作温度较高(t50)时，轴受热伸长量较大，必须给轴系以热膨胀的余地，以免轴承被卡死，同时又要保证轴系相对固定以实现其正确

30、的工作位置，应采用一端双向固定，另一支点游动的配置型式。,固定端可采用单个深沟球轴承、两个角接触球轴承或圆锥滚子轴承组合及向心轴承与推力轴承组合等，要求轴承的内、外圈都要固定，以便能承受双向轴向载荷，保证轴系固定。游动端既可采用深沟球轴承这样的内、外圈不可分离的轴承，也可采用内、外圈可分离的圆柱滚子轴承或滚针轴承。当采用内、外圈不可分离的轴承时，只需固定轴承内圈，而让外圈可以在轴承座孔内自由游动(图16-13a)；当采用内、外圈可分离的轴承时，轴承的内、外圈均需固定，此时靠滚子与套圈间的游动来保证轴的自由伸缩(图b)。如下是几种常见的一端固定、一端游动的配置。,有时为了满足某种特殊需要还采用两

31、端游动的配置形式。如图所示的人字齿轮传动，大齿轮设计成两端单向固定式结构，由于人字齿轮本身的相互轴向限位作用，小人字齿轮轴系的轴向位置被限定了，不必再另外考虑其轴向固定问题，为了防止齿轮被卡死或人字齿轮两侧受力不均，此时可采用两端均为圆柱滚子轴承的两端游动式配置。二、轴承组合的调整 1.轴承间隙的调整轴承间隙的调整方法有：,1)靠加减轴承盖与机座间垫片厚度进行调整（图16-14a）2)利用螺钉1通过轴承外圈压盖3移动外圈位置进行调整（图16-14b），调整之后，用螺母2锁紧防松。,2.轴承的预紧滚动轴承的旋转精度主要取决于轴承装置的刚性大小。为了提高轴承装置的刚性，对于成对并列安装使用的角接触

32、球轴承和圆锥滚子轴承，常采用预紧轴承。所谓预紧，是指在安装时用某种方法使轴承中产生并保持一个相当大的轴向力，以消除轴承的轴向游隙，并使滚动体与内、外圈接触处产生初始预变形。预紧的目的是：提高支承刚性；减少振动和噪音；提高旋转精度。,预紧力可以利用金属垫片（图16-15a）、磨窄套圈（图16-15b）、用螺纹端盖推压轴承外圈（用于圆锥滚子轴承）或利用弹簧推压外圈（如图所示）等方法获得。,由于预紧，轴承的载荷增大，预紧量过大，轴承在工作时的磨损和发热也大大增加，使轴承寿命相应降低，因此轴承是否采用预紧应按照需要决定。同时要严格控制预紧力，必要时应通过试验确定。,3.轴承组合位置的调整轴承组合位置调

33、整的目的，是使轴上的零件（如齿轮、带轮等）具有准确的工作位置。如圆锥齿轮传动，要求两个节锥顶点相重合，方能保证正确啮合，又如蜗杆传动，则要求蜗轮中间平面通过蜗杆的轴线等。如图所示为圆锥齿轮轴承组合位置的调整，套杯与机座间的垫片用来调整圆锥齿轮轴的轴向位置，而套杯与轴承盖之间的垫片则用来调整轴承游隙。三、滚动轴承的配合滚动轴承是标准件，因此，轴承内孔与轴的配合为基孔制，轴承外圈与轴承座孔的配合为基轴制。,国家标准规定，轴承的内孔与外径均为上偏差为零、下偏差为负的公差带，这与普通圆柱体公差的国家标准不同，这一规定使轴承内孔与轴的配合比通常的基孔制同类配合要紧得多。另外，由于外径公差值较小，因而外径

34、与轴承座孔的配合与通常的基轴制同类配合相比也较为紧密。轴承配合的选择，应考虑轴承的类型和尺寸，载荷的大小、方向和性质，工作温度，旋转精度要求等因素。几条选择原则：载荷方向不变时，对于内圈回转而外圈固定不动的轴承，轴承内孔与轴颈之间必须选过盈配合，如k6、m6、n6，外径与轴承座孔之间可选间隙配合，如G7、H7、J7等。,载荷与内圈同步旋转时，轴承内孔与轴颈之间可选间隙配合，而外圈与座孔之间必须选过盈配合。转速愈高、载荷愈大、冲击振动愈严重、工作温度愈高时，应选愈紧一些的配合。剖分式箱体，轴承外圈与座孔间应选用较松的配合。游动支承的轴承，外圈与座孔应选用间隙配合。四、轴承的装拆设计轴承组合时，应考虑有利于轴承装拆，以便在装拆过程中不致损坏轴承和其他零件。,如图16-17所示，若轴肩高度大于轴承内圈外径时，就难以放置拆卸工具的钩头。对外圈拆卸要求也是如此，应留出拆卸高度h1，（图16-18a、b）或在壳体上做出能放里拆卸螺钉的螺孔（图c）。,滚动轴承内外圈之间存在着一定的间隙，该间隙称为游隙。一个套圈固定不动，另一个套圈在径向的最大可能移动量称为径向游隙ur，同样也有轴向游隙ua，如图所示。,返回目录,