軸 承 知 識(shí)

（接上期）在軸承配置時(shí)，應(yīng)考慮軸向載荷的大小及轉(zhuǎn)速高低、軸承類(lèi)型和在軸上的位置以及裝拆條件等。載荷較大時(shí)，軸承內(nèi)圈一般多采用鎖緊螺母、止動(dòng)墊圈緊固；軸承外圈多采用端蓋、螺紋環(huán)緊固。當(dāng)軸向載荷較小和轉(zhuǎn)速較低時(shí)，軸承內(nèi)圈多采用彈性擋圈、緊定套、推卸套等固定；軸承外圈多采用彈性擋圈、止動(dòng)環(huán)等。

滾動(dòng)軸承的形式與特征如表3所示。常見(jiàn)的軸承內(nèi)圈、外圈固定方式如表4、表5所示。

表3 滾動(dòng)軸承的形式與特征

表3 滾動(dòng)軸承的形式與特征（續(xù)）

表4 軸承內(nèi)圈固定方式舉例

4 5 6端面止推墊圈固定緊定套固定退卸套固定軸承內(nèi)圈由軸和端面止推墊圈實(shí)現(xiàn)軸向固定。止推墊圈用螺釘固定在軸端。固定螺釘應(yīng)有防松裝置，適用于軸端不宜切制螺紋或空間受到限制的場(chǎng)合。依靠緊定套內(nèi)孔的徑向尺寸被壓縮而夾緊在軸上，來(lái)實(shí)現(xiàn)軸承內(nèi)圈的軸向固定。退卸套的夾緊方式與緊定套相同，但推卸套由于有特制螺母，軸承裝拆方便，適用于徑向載荷較大，軸向載荷較小的調(diào)心軸承在光軸上的固定。

表5 軸承外圈固定方式舉例

2.4 軸承尺寸選擇

2.4.1 軸承的壽命

軸承即使在正常的條件下使用，套圈和滾動(dòng)體的滾動(dòng)因受到交變壓應(yīng)力影響，亦會(huì)發(fā)生材料疲勞，以至造成剝落而無(wú)法使用。所謂軸承壽命，系指一個(gè)軸承中任一滾動(dòng)體或任一滾道在出現(xiàn)疲勞剝落以前達(dá)到的總轉(zhuǎn)數(shù)，或在一定轉(zhuǎn)速下的工作小時(shí)數(shù)。

此外，因軸承燒傷、磨損、裂紋缺口、卡死、生銹等都可能使軸承無(wú)法使用。但這應(yīng)稱(chēng)為軸承故障，須與軸承壽命區(qū)分開(kāi)。軸承選型不當(dāng)，安裝欠妥，潤(rùn)滑不良及密封不好等都是發(fā)生故障的原因，排除這些原因便可避免軸承發(fā)生故障。

在研究軸承壽命時(shí)，往往只考慮疲勞壽命，應(yīng)該根據(jù)軸承所要求的性能，綜合幾個(gè)使用限度來(lái)考慮。比如，使用潤(rùn)滑脂軸承的潤(rùn)滑脂壽命，大致可算出。噪聲壽命，磨損壽命等，根據(jù)用途不同，使用限度基準(zhǔn)各異。多預(yù)先選定經(jīng)驗(yàn)限度。

2.4.2 基本額定動(dòng)載荷

基本額定動(dòng)載荷C，是在內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)、外圈靜止的條件下，基本額定壽命為100×104r時(shí)軸承所能承受方向及大小不變的載荷。軸承的基本額定動(dòng)載荷是按照ISO標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算確定的。徑向軸承，采用方向及大小一定的中心徑向載荷。推力軸承，采用方向與中心軸一致，大小一定的軸向載荷?；绢~定動(dòng)載荷C，就不同結(jié)構(gòu)的軸承徑向軸承為Cr、推力軸承為Ca。

2.4.2.1 根據(jù)基本額定動(dòng)載荷選擇軸承

通過(guò)實(shí)驗(yàn)室試驗(yàn)和實(shí)際經(jīng)驗(yàn)表明，滾動(dòng)軸承的壽命是相當(dāng)離散的，相同的軸承在同樣的工作條件下的壽命具有明顯的差異。因此，壽命計(jì)算中必須考慮壽命離散性，計(jì)算在一定使用概率下的壽命。

基本額定壽命L10，系指一套或一組在同一條件下運(yùn)轉(zhuǎn)的外形相同的滾動(dòng)軸承，其可靠性為90%的壽命。

滾動(dòng)軸承的基本額定動(dòng)載荷，其軸承承載與基本額定壽命之間的關(guān)系如下所示：

式中：

L10——基本額定壽命，106r。

C——基本額定動(dòng)載荷，N。

P——當(dāng)量動(dòng)載荷，N。

∈——壽命指數(shù)，對(duì)球軸承∈=3，對(duì)滾子軸承∈=10/3。

對(duì)于常數(shù)運(yùn)轉(zhuǎn)的軸承，為便于計(jì)算，可用工作小時(shí)數(shù)表示軸承的基本額定壽命，這時(shí)公式為：

式中：

L10h——基本額定壽命，h。

n——工作轉(zhuǎn)速，r/min。

在車(chē)輛用軸承中，一般用公里數(shù)表示軸承的壽命，這時(shí)公式為：

式中：

L10s——以公里數(shù)表示的額定壽命，km。

D——車(chē)輪直徑，mm。

為了較快的算出軸承的壽命，可利用簡(jiǎn)化計(jì)算的圖表，現(xiàn)介紹兩種簡(jiǎn)化計(jì)算圖如下：

（1）壽命計(jì)算圖（圖13）。在圖上可查的與L10（或L10h）、n相應(yīng)的C/P的值。

舉例：

某機(jī)構(gòu)選用深溝球軸承作為支承，以n= 1 600r/min的速度，在不變的徑向載荷Fr=1 000N作用下，要求基本額定壽命L10h＞5 000h，需多大尺寸的軸承？

從壽命計(jì)算圖中可查的相應(yīng)的C/P的值為7.81（見(jiàn)虛線）。由于是純徑向載荷，P=Fr。

軸承要求基本額定動(dòng)載荷最少為C=7.81P= 7 810N。

從軸承尺寸表中查的軸承204的C=9 800N，302的C=8 800N，都是合適的，最終采用的軸承再按軸徑?jīng)Q定。

（2）轉(zhuǎn)速系數(shù)fn和壽命系數(shù)fh圖（圖14）。在圖上可查的系數(shù)fn和fh的值，按表6公式計(jì)算。

表6 L10h、fn和fh的計(jì)算公式

2.4.2.2 溫度對(duì)壽命的影響

軸承工作溫度超過(guò)120℃時(shí)，軸承零件將喪失原有尺寸穩(wěn)定性，因此，對(duì)于工作溫度超過(guò)120℃的軸承，可以向公司提出特殊要求，選用經(jīng)特殊熱處理的軸承。在高溫下工作的軸承，由于零件硬度降低，而使基本額定動(dòng)載荷降低，即：

CT=fTC

式中：CT——工作溫度為T(mén)℃時(shí)的基本額定動(dòng)

載荷，N。

fT——溫度系數(shù)，見(jiàn)表7。

C—— 一般軸承基本額定動(dòng)載荷，N。

2.4.2.3 軸承的使用壽命

表7 溫度系數(shù)fT

選擇軸承應(yīng)合理提出對(duì)使用的要求。要求軸承壽命過(guò)長(zhǎng)，則軸承結(jié)構(gòu)尺寸大，機(jī)械笨重，不經(jīng)濟(jì)。要求軸承壽命過(guò)短，則使用中需要經(jīng)常拆換，一般可根據(jù)機(jī)械大修期確定使用壽命。各種工作條件下軸承使用壽命的推薦值如表8所示。

2.4.2.4 壽命修正系數(shù)

軸承壽命計(jì)算公式只適用于大多數(shù)軸承一般應(yīng)用場(chǎng)合的壽命計(jì)算，但對(duì)某些特殊使用場(chǎng)合要求，考慮一些其他的影響壽命的因素，則不能滿足，根據(jù)ISO標(biāo)準(zhǔn)，在壽命計(jì)算公式中引入了三個(gè)修正系數(shù)a1、a2、a3，即：

圖13 壽命計(jì)算圖

圖14 轉(zhuǎn)速系數(shù)fn和壽命系數(shù)fh

表8 各種工作條件下軸承使用壽命的推薦值

式中：

Lna——任意使用條件下的壽命。

（其中n表示可靠性要求，即：可靠性為（100-n）%時(shí)的修正壽命），106r。

a1——可靠性系數(shù)，

a2——材料系數(shù)，

a3——使用條件系數(shù)。

（1）可靠性系數(shù)a1（表9）

可靠性系數(shù)a1用于在材料、使用條件相同時(shí)，要求軸承可靠性高于90%的壽命計(jì)算。

表9 可靠性系數(shù)a1

（2）材料系數(shù)a2

由于軸承材料的化學(xué)成分、冶煉方法、熱處理方法等對(duì)軸承壽命有較大影響，因此在壽命計(jì)算公式中引入材料系數(shù)a2。

對(duì)于經(jīng)特殊冶煉方法的高質(zhì)量的材料，取a2＞1；對(duì)于熱處理后硬度低于標(biāo)準(zhǔn)值的材料，取a2＜1。.

（3）使用條件系數(shù)a3

除所受載荷外，軸承壽命還與潤(rùn)滑、轉(zhuǎn)速、運(yùn)轉(zhuǎn)溫度等使用條件有關(guān)，在壽命計(jì)算公式中引入使用條件系數(shù)a3。

對(duì)于一般使用條件，取a3=1；潤(rùn)滑條件特別良好，足以形成彈性流體動(dòng)壓油膜時(shí)，取a3＞1；

當(dāng)轉(zhuǎn)速很低時(shí)（DmN＜10 000），取a3＜1。

2.4.3 軸承載荷的計(jì)算

作用于軸承的載荷，是來(lái)自于軸承所支撐物體的重量、旋轉(zhuǎn)體自重、齒輪、皮帶的傳動(dòng)力，以及機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的載荷。這些載荷，有可以用理論數(shù)據(jù)計(jì)算出的，也有很難計(jì)算的。再者，機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)中多伴隨振動(dòng)、沖擊、要準(zhǔn)確的求出作用于機(jī)械的載荷很難。因此，為了更準(zhǔn)確的求出軸承載荷，要在可計(jì)算出的載荷外加上各種經(jīng)驗(yàn)系數(shù)。

徑向載荷、軸向載荷，雖然可以用計(jì)算求出，可是實(shí)際作用于軸承的載荷，由于機(jī)械振動(dòng)沖擊，往往要比計(jì)算值大，其載荷值可以用以下公式求出。

式中：

Fr，F(xiàn)a——作用于軸承的載荷（N）。

Fre，F(xiàn)ac——理論上的計(jì)算載荷（N）。fw——載荷系數(shù)（表10）。

表10 載荷系數(shù)fw的值

2.4.3.1 當(dāng)量動(dòng)載荷

作用于軸承的載荷，雖然有單獨(dú)的徑向載荷或單獨(dú)的軸向載荷，但是實(shí)際上，大多是軸向載荷與徑向載荷同時(shí)作用于軸承的聯(lián)合載荷。其方向、大小也有變動(dòng)。

這種情況下，計(jì)算軸承的疲勞壽命，因無(wú)法直接使用作用于軸承的載荷，所以要在各種旋轉(zhuǎn)條件、載荷條件下，考慮使軸承得到與實(shí)際疲勞壽命的大小一定的、作用于軸承中心的假定載荷，這種假定載荷叫做當(dāng)量動(dòng)載荷。

向心軸承和角接觸軸承常常同時(shí)承受徑向和軸向的聯(lián)合載荷，因此，必須換算為當(dāng)量動(dòng)載荷進(jìn)行計(jì)算。當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算公式為：

式中：

P——當(dāng)量動(dòng)載荷，N。

Fr，F(xiàn)a——徑向、軸向載荷，N。

X，Y——徑向、軸向系數(shù)。

徑向系數(shù)X，軸向系數(shù)Y與軸承結(jié)構(gòu)、軸向載荷Fa和徑向載荷Fr的比值有關(guān)。

在Fa/Fr＞e或Fa/Fr≤e的兩種不同情況時(shí)，X、Y的值是不同的。因此，應(yīng)首先判斷Fa/Fr的數(shù)值，再查出X、Y的值，才能計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷。各類(lèi)軸承的X、Y值和判斷參數(shù)e的值可從軸承尺寸表格中查出。

角接觸軸承在承受徑向載荷時(shí)，要產(chǎn)生內(nèi)部的軸向力。內(nèi)部軸向力與軸承徑向載荷和接觸角有關(guān)，近似計(jì)算公式如下：

S=1.25 tanα?Fr

式中：

S ——角接觸軸承的內(nèi)部軸向力，N。

α——軸承實(shí)際接觸角（對(duì)圓錐滾子軸承系指滾動(dòng)體與外圈滾道接觸處的接觸角）。

Fr——軸承徑向載荷，N。

兩個(gè)軸承相對(duì)安裝時(shí)，從軸系受力平衡來(lái)看，一個(gè)軸承的內(nèi)部軸向力將是另一軸承的外加軸向載荷的一部分，因此，計(jì)算這類(lèi)軸承當(dāng)量動(dòng)載荷時(shí)，必須考慮內(nèi)部軸向力的作用。

不同安裝情況下，軸承1、2的軸向載荷Fa1、Fa2的計(jì)算公式如表11所示。

（1）載荷性質(zhì)對(duì)當(dāng)量載荷的影響

由于機(jī)械工作不平衡和振動(dòng)、沖擊引起的載荷使軸承實(shí)際承受要比計(jì)算的載荷大，這種實(shí)際載荷難以精確計(jì)算出來(lái)，通常是根據(jù)機(jī)械的工作情況對(duì)計(jì)算載荷乘以經(jīng)驗(yàn)系數(shù)fp（表12），即：

P=fp（XFr+YFa）

（2）轉(zhuǎn)速和載荷變動(dòng)時(shí)的壽命計(jì)算

工作時(shí)轉(zhuǎn)速和載荷變動(dòng)的軸承，必須用平均當(dāng)量動(dòng)載荷Pm來(lái)計(jì)算軸承壽命。如果軸承依次在P1、P2、P3……作用下運(yùn)轉(zhuǎn)，其相應(yīng)轉(zhuǎn)速為n1、n2、n3……,在每種情況下運(yùn)轉(zhuǎn)的時(shí)間與總的運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間之比為：a1、a2、a3、…,如圖15，則其平均當(dāng)量動(dòng)載荷Pm為：

式中：

表11 相對(duì)安裝的軸承載荷計(jì)算公式

表12 經(jīng)驗(yàn)系數(shù)fP的近似值

圖15 載荷、轉(zhuǎn)速、時(shí)間與壽命之間的關(guān)系

nm——平均轉(zhuǎn)速。

nm=n1a1+n2a2+n3a3+…

如果軸承轉(zhuǎn)速n保持不變，當(dāng)量動(dòng)載荷Pmin和Pmax之間線性變化或近似線性變化，如圖16所示，則平均當(dāng)量載荷為：

圖16 平均當(dāng)量載荷與當(dāng)量動(dòng)載荷之間的關(guān)系

如果軸承載荷由方向數(shù)值都不變化的載荷F1（如轉(zhuǎn)子重量）和數(shù)值不變的旋轉(zhuǎn)載荷F2（如不平衡量引起的離心力）組成，如圖17所示，則其平均載荷可由下式求出：

Fm=fm（F1+F2）

fm之值可由圖18中查出。

2.4.3.2 基本額定靜載荷與當(dāng)量靜載荷

（1）基本額定靜載荷

滾動(dòng)軸承，倘若承受過(guò)大的載荷，或承受瞬間的大的沖擊，在滾動(dòng)體與滾道之間會(huì)產(chǎn)生局部的永久變形。這個(gè)變形量，與所受的載荷成正比，但超過(guò)一定限度，便會(huì)影響軸承旋轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性。

所謂基本額定靜載荷Co，系指軸承在一定靜載荷作用下，應(yīng)力最大的滾動(dòng)體和滾道接觸處，滾動(dòng)體與滾道的總的永久變形量為滾動(dòng)體直徑的0.000 1倍時(shí)的靜載荷，向心軸承以純徑向載荷，推力軸承以純軸向載荷表示。施加這種載荷時(shí)，承受最大載荷的滾動(dòng)體、套圈接觸部中央的接觸應(yīng)力值如下：

調(diào)心球軸承 4 600MPa

其他的球軸承 4 200MPa

滾子軸承 4 000MPa

（2）按基本額定靜載荷選擇軸承

對(duì)于靜止的軸承，其允許載荷主要由接觸面的塑性變形量決定。對(duì)于轉(zhuǎn)速較高的軸承，應(yīng)按疲勞壽命計(jì)算公式選擇軸承，然后校驗(yàn)所選軸承Co是否滿足要求。對(duì)于短期承受沖擊載荷或軸承壽命甚短時(shí)，尤應(yīng)校驗(yàn)Co是否滿足要求。對(duì)于低速旋轉(zhuǎn)（如DmN＜10 000）或緩慢擺動(dòng)的軸承，應(yīng)按基本額定靜載荷和基本額定動(dòng)載荷兩種方法計(jì)算，選取尺寸較大的軸承。

按基本額定靜載荷選擇軸承的基本公式為：

Co=SoPo

式中：

Co——基本額定靜載荷，N。

Po——當(dāng)量靜載荷,N。

So——安全系數(shù)。

當(dāng)量靜載荷Po由下列兩式計(jì)算，取其較大值，使po≥Fr。

Po=XoFr+YoFa

Po=Fr

式中：

Po——當(dāng)量靜載荷，N。

Fr、Fa——徑向、軸向載荷，N。

Xo、Yo——靜徑向、靜軸向系數(shù)。

各類(lèi)軸承的Xo、Yo值可由軸承尺寸表格中查出。

軸承轉(zhuǎn)速很低，對(duì)運(yùn)轉(zhuǎn)精度和摩擦力矩要求不嚴(yán)時(shí)，可允許有較大的塑性變形量，可取So＜1;對(duì)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)精度和摩擦力矩要求較嚴(yán)時(shí)，應(yīng)取So＞1。

按靜載荷選擇軸承時(shí)，還應(yīng)注意與軸承配合部件的剛度。軸承座較弱時(shí)應(yīng)選取較高的安全系數(shù)，對(duì)于剛性較好的軸承座可選取較低的安全系數(shù)。安全系數(shù)So如表13所示。

圖17 不變載荷與旋轉(zhuǎn)載荷示意圖

圖18 fm查詢圖

表13 安全系數(shù)So值

3 滾動(dòng)軸承的預(yù)載荷

在多數(shù)場(chǎng)合使用的滾動(dòng)軸承，在轉(zhuǎn)動(dòng)狀態(tài)下，帶有適當(dāng)?shù)挠蜗?。根?jù)目的的不同，也有在組裝軸承時(shí)，預(yù)先使軸承產(chǎn)生內(nèi)部應(yīng)力，以便讓軸承帶有負(fù)游隙來(lái)使用，即采取一定措施使軸承中滾動(dòng)體和內(nèi)、外圈之間產(chǎn)生一定量的變形，以保持內(nèi)、外圈處于壓緊狀態(tài)。這種方法稱(chēng)作軸承的預(yù)載荷。多適用于如角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，將二個(gè)軸承相對(duì)配置使用，成為可以調(diào)整游隙的軸承。

3.1 預(yù)載荷的目的

預(yù)載荷的主要目的及代表性例子如下所示：

（1）提高軸承的引導(dǎo)精度。機(jī)床的主軸軸承、測(cè)量?jī)x器軸承。

（2）提高剛性。機(jī)床的主軸軸承、汽車(chē)差動(dòng)機(jī)構(gòu)的小齒輪用軸承。

（3）減少運(yùn)行中的振動(dòng)和噪音。小型電機(jī)用軸承。

（4）防止由于慣性力矩所引起的滾動(dòng)體相對(duì)于內(nèi)、外圈滾道的滑動(dòng)。高速旋轉(zhuǎn)角接觸球軸承、推力球軸承。

（5）補(bǔ)償運(yùn)行中的磨損和壓沉，以及延長(zhǎng)工作壽命。

（6）保持滾動(dòng)體與軸承套圈處于正確的位置。安裝在水平軸上的推力球軸承和推力球面滾子軸承。

3.1.1 機(jī)軸引導(dǎo)精度

用預(yù)壓軸承支承的軸具有較高的引導(dǎo)精度，因?yàn)檩d荷作用下軸的撓曲能力受到了預(yù)壓的限制。預(yù)壓差速器軸承具有較高的引導(dǎo)精度和較高的剛性，也即可保持準(zhǔn)確及恒定的嚙合，且附加動(dòng)態(tài)力很小，因此，運(yùn)行噪音低，嚙合齒輪具有較長(zhǎng)壽命。

3.1.2 軸承的剛度

軸承的剛度定義為在軸承上作用力與軸承彈性變形量之比。在一定的載荷范圍內(nèi)，加預(yù)載荷軸承的彈性變形比不加預(yù)載荷軸承的變形小。

3.1.3 低噪音運(yùn)行

軸承運(yùn)行間隙越小，無(wú)載荷區(qū)滾動(dòng)體的引導(dǎo)也就越好，軸承運(yùn)行時(shí)的噪音越小。

3.1.4 對(duì)磨損和壓沉的補(bǔ)償

運(yùn)行過(guò)程中，軸承的磨損與壓沉使間隙增大，但可以通過(guò)預(yù)載荷加以補(bǔ)償。

3.1.5 較長(zhǎng)的工作壽命

在某些場(chǎng)合下，軸承成對(duì)配置加預(yù)載荷可提高運(yùn)行可靠性及延長(zhǎng)工作壽命。因?yàn)檫m量的預(yù)壓可改善軸承載荷分布，所以可增加其工作壽命。

3.2 預(yù)載荷的方法

對(duì)軸承施加預(yù)載荷的一般方法，是在相對(duì)的兩套軸承間施加軸向載荷，使軸承內(nèi)、外圈產(chǎn)生相對(duì)的軸向位移。通?？煞譃槎ㄎ活A(yù)載荷和定壓預(yù)載荷。

（1）預(yù)載荷相同時(shí)，定位預(yù)緊下軸承的軸向位移小，易于獲得高剛性；

（2）定壓預(yù)緊可利用彈簧吸收載荷的變化及運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)軸與外殼的溫差引起的軸的伸縮等，因此預(yù)緊力變化小，可獲得穩(wěn)定的預(yù)緊力；

（3）定位預(yù)緊可施加大預(yù)緊力。

滾動(dòng)軸承預(yù)緊的軸向變位采用下列經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：

角接觸球軸承：

圓錐滾子軸承：

推力球軸承：

式中：

δa——軸承的軸向位移，mm。

Q——滾動(dòng)體載荷，N。

α——軸承的實(shí)際接觸角，℃。

DW——滾動(dòng)體直徑，mm。

LY——有效接觸長(zhǎng)度，mm。

3.2.1 定位預(yù)載荷

定位預(yù)載荷是將在軸向成對(duì)配置的軸承進(jìn)行固定以對(duì)其施加預(yù)載荷的方法。軸承位置一旦固定，在運(yùn)轉(zhuǎn)中也不會(huì)發(fā)生改變。這有助于提高剛性。其方法如下：

（1）預(yù)先調(diào)整過(guò)寬度差和軸向游隙的成對(duì)軸承組配。

（2）通過(guò)使用墊片和適當(dāng)尺寸的隔片來(lái)獲得所需的間距和預(yù)載荷。

（3）使用可調(diào)整軸向預(yù)載荷的螺母。為了驗(yàn)證所調(diào)整的預(yù)載荷量是否適當(dāng)，應(yīng)測(cè)量啟動(dòng)力矩。（圖19a）

圖19 軸承預(yù)緊

3.2.2 定壓預(yù)載荷

所謂定壓預(yù)載荷，是利用螺旋彈簧、碟形彈簧，給予軸承適當(dāng)?shù)念A(yù)載荷的方法。在使用中，即使運(yùn)轉(zhuǎn)中因熱影響或載荷影響使軸承的相對(duì)位置發(fā)生變化，預(yù)載荷量也可以大致保持一定。

定壓預(yù)載荷的預(yù)緊量可通過(guò)調(diào)整卷簧、碟簧等壓縮量來(lái)獲得（圖19b）。

3.3 預(yù)載荷與剛性

3.3.1 定位預(yù)載荷和剛性

預(yù)緊的原理如圖20中所示，即表示載荷-位移關(guān)系曲線，當(dāng)成對(duì)雙聯(lián)角接觸軸承的內(nèi)圈在軸向方向緊固后，軸承Ⅰ及軸承Ⅱ則分別只有δa0的位移，內(nèi)圈之間的間隙2δa0消失。這種狀態(tài)下則得到預(yù)載荷Fa0。如圖所示，F(xiàn)a為作用于軸上的外加軸向載荷。

圖20 載荷—位移關(guān)系曲線

3.3.2 定壓預(yù)載荷和剛性

圖21是軸承施加定壓預(yù)載荷后的預(yù)載荷曲線圖，預(yù)載荷彈簧的剛性與軸承的剛性相比，通常很小。所以，彈簧的變形曲線，大約與水平軸平行。因此，定壓預(yù)緊載荷的剛性與預(yù)先施加了軸向預(yù)載荷量Fa0的單體軸承的剛性大致相等。定位預(yù)載荷與定壓預(yù)載荷后的軸承及軸承單體剛性的比較，如圖22所示。

圖21 定壓預(yù)載荷曲線

3.4 預(yù)載荷方法與預(yù)載荷量的選擇

3.4.1 預(yù)載荷方法的比較

通過(guò)圖22中預(yù)緊方法的剛性比較，定位預(yù)載荷與定壓預(yù)載荷的區(qū)別為：

（1）預(yù)載荷量相等的場(chǎng)合，定位預(yù)載荷能有效的增加軸承剛性，即對(duì)于經(jīng)過(guò)定位預(yù)緊的軸承來(lái)說(shuō)，外加載荷所引起的軸承變形更小。

圖22 不同預(yù)緊的剛性比較

（2）在運(yùn)轉(zhuǎn)中，由于受到軸與外殼的溫差引起的軸向膨脹率差、內(nèi)圈與外圈溫度差引起的徑向膨脹變形差、以及載荷引起的變形等影響，使定位預(yù)載荷量發(fā)生變化。

在定壓預(yù)載荷的情況下，由軸的伸縮引起的彈簧載荷的變動(dòng)量小到可以忽略不計(jì)，所以，可以不去考慮預(yù)載荷的變化。

由此而得知，定位預(yù)載荷一般適用于提高剛性的場(chǎng)合，定壓預(yù)載荷適用于高速旋轉(zhuǎn)，需要防止軸向振動(dòng)的場(chǎng)合，以及在水平軸上使用推力軸承的場(chǎng)合。

3.4.2 預(yù)載荷量

如果所取預(yù)載荷量超過(guò)所需限度，將會(huì)導(dǎo)致異常發(fā)熱，摩擦力矩增大，疲勞壽命下降等等。所以，要充分研究使用條件、預(yù)載荷目的來(lái)決定預(yù)載荷量。

3.4.2.1 成對(duì)雙聯(lián)角接觸球軸承軸向預(yù)緊

成對(duì)雙聯(lián)角接觸球軸承在制造中已考慮到預(yù)緊變形量的大小，在相配對(duì)的兩個(gè)軸承的內(nèi)圈或外圈的端面上磨去一定的預(yù)變形量δa0，當(dāng)將這種軸承安裝到軸承部件上時(shí)，用緊固裝置壓緊相應(yīng)端面，兩軸承即處于預(yù)緊狀態(tài)。預(yù)緊原理如圖20所示。

橫坐標(biāo)表示軸向位移δa，縱坐標(biāo)表示軸向載荷Fa，兩個(gè)軸承的載荷-位移曲線的交點(diǎn)，表示預(yù)載荷為Fa0，兩個(gè)軸承的預(yù)緊變形量均為δa0。

FA為作用于軸上的外加軸向載荷。并假定軸承Ⅰ承受載荷較重，軸承Ⅱ承受載荷較輕。在沒(méi)有外加軸向載荷FA作用時(shí)，軸承Ⅰ、Ⅱ以預(yù)加軸向力Fa0預(yù)緊時(shí)，預(yù)加變形量均為δa0。當(dāng)外加軸向載荷FA后，假設(shè)FA的方向是使軸承Ⅰ載荷增加的方向，在FA的作用下，軸承Ⅰ的軸向變形量相應(yīng)增加了δa，而軸承Ⅱ的變形量則相應(yīng)減小δa，這時(shí)軸承Ⅰ、Ⅱ的軸向變形量分別為：

如增大FA使ΔFaⅡ=Fa0時(shí)，這時(shí)δa=δa0，軸承Ⅱ完全不受載荷，軸承Ⅰ的軸向變形量δaⅠ=2δa0。

由圖20可明顯看出，如果軸承Ⅰ、Ⅱ不預(yù)緊，在同樣的FA作用下，支承系統(tǒng)的軸向位移為2δa0。在軸承Ⅰ、Ⅱ進(jìn)行預(yù)緊時(shí)，支承系統(tǒng)的軸向位移為δa0。因此，通過(guò)預(yù)緊可以提高支承系統(tǒng)的剛度。

成對(duì)雙聯(lián)角接觸球軸承的預(yù)緊安裝如圖23所示。

圖23 成對(duì)雙聯(lián)角接觸球軸承的預(yù)緊安裝圖

3.4.2.2 有間距相對(duì)安裝的角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的軸向預(yù)緊（圖24、圖25、圖26、圖27）

兩個(gè)軸承相隔一定距離相對(duì)安裝時(shí)，可以在軸上或外殼孔內(nèi)采用螺帽夾緊的方法，或在軸承蓋上增減襯墊以及在兩內(nèi)圈或兩外圈間采用不同寬度的間距套等方法來(lái)施加預(yù)緊。在許多機(jī)械中，廣泛應(yīng)用彈簧始終頂住不旋轉(zhuǎn)的外圈實(shí)現(xiàn)預(yù)緊。

3.4.2.3 圓柱滾子軸承的軸向載荷容量

圓柱滾子軸承主要用于承受徑向載荷，套圈帶檔邊的軸承，如NF型、NJ型和NUP型軸承，也能承受一定的軸向載荷，在軸向載荷不大時(shí)，可以選擇這樣的軸承作兩端固定支承。

圖24 角接觸球軸承軸向預(yù)緊安裝圖

圖25 單列圓錐滾子軸承軸向預(yù)緊安裝圖

圖26 角接觸球軸承軸向預(yù)緊安裝圖

圖27 角接觸球軸承軸向預(yù)緊安裝圖

在承受軸向載荷時(shí)，滾子端面和檔邊間的滑動(dòng)摩擦將使軸承溫升增高，因此，軸向載荷不宜過(guò)大，選擇軸承時(shí)，可以用下式估算：

對(duì)脂潤(rùn)滑和nDe≤120 000的油潤(rùn)滑

式中：

[Fa]——允許的最大軸向載荷，N。

De——外圈滾道直徑，mm。

n——軸承轉(zhuǎn)速，r/min。

fa——與軸承直徑系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，見(jiàn)表14。

表14 系數(shù)fa

由于作用于滾子兩端的軸向載荷對(duì)滾子形成一力矩，將使?jié)L子在軸向平面內(nèi)傾斜，F(xiàn)a/Fr越大，傾斜越嚴(yán)重，從而改變了沿滾子長(zhǎng)度上的載荷分布。故圓柱滾子軸承不能承受純軸向載荷，必須在軸向載荷和徑向載荷同時(shí)作用下才能正常工作。經(jīng)驗(yàn)表明，當(dāng)Fa＜0.4 Fr時(shí)，軸承可以保持正常工作。

理論上，軸向載荷對(duì)圓柱滾子軸承的壽命有一定影響。但當(dāng)Fa/Fr＜0.13時(shí)，軸向載荷對(duì)軸承壽命的影響甚小，一般不予考慮。

3.4.2.4 推力球軸承的最小軸向載荷

在推力球軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中，慣性力矩將使鋼球相對(duì)套圈滾道產(chǎn)生回轉(zhuǎn)滑動(dòng)，引起滾道和滾動(dòng)體擦傷。增大滾道對(duì)滾動(dòng)體的摩擦力矩，可以防止由慣性力距引起的回轉(zhuǎn)滑動(dòng)。因此，必須對(duì)軸承作用一個(gè)軸向載荷，其最小值稱(chēng)為最小軸向載荷。

其最小軸向載荷為：

式中：

Famin——最小軸向載荷，kN。

n——軸承轉(zhuǎn)速，r/min。

A——最小載荷常數(shù)，可由軸承尺寸表格中

查出。

在多數(shù)情況下，推力軸承的實(shí)際載荷超過(guò)了最小軸向載荷的計(jì)算值，此時(shí)軸承不需預(yù)緊，但當(dāng)實(shí)際軸向載荷小于最小軸向載荷計(jì)算值時(shí)，軸承必須預(yù)緊。

使用經(jīng)驗(yàn)表明，推力球軸承在輕載荷下工作時(shí)，如實(shí)際軸向載荷小于0.001 6C，只要有良好的潤(rùn)滑，回轉(zhuǎn)滑動(dòng)亦不致引起軸承損壞，軸承亦可不預(yù)緊。

4 滾動(dòng)軸承的材料

滾動(dòng)軸承在承受載荷高精度運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，軸承的套圈和滾動(dòng)體一面反復(fù)承受高接觸壓力，一面進(jìn)行伴隨有少量滑動(dòng)的滾動(dòng)接觸，同時(shí)，保持高精度旋轉(zhuǎn)。

因此，對(duì)軸承的套圈、滾動(dòng)體及保持架的材料、性能，主要要求如下：

（1）由于產(chǎn)生大的局部接觸應(yīng)力，要求彈性極限高；

（2）由于反復(fù)承受大的接觸載荷，要求滾動(dòng)疲勞強(qiáng)度高；

（3）具有高的硬度；

（4）具有高的耐磨性；

（5）抗沖擊載荷的韌性好；

（6）尺寸穩(wěn)定性好。

此外，還需要加工性好。根據(jù)用途不同，還要求其耐沖擊性、耐熱性、耐腐蝕性能好。

4.1 套圈及滾動(dòng)體材料

一般的滾動(dòng)軸承套圈及滾動(dòng)體都采用高碳鉻軸承鋼或滲碳鋼，必須具有高的疲勞強(qiáng)度和耐磨性。前者采用全淬火熱處理，表面和心部均得到硬化；后者只在表層滲碳淬火，只有表面是硬化層，心部較軟，可吸收沖擊能量，適用于需要承受?chē)?yán)重沖擊載荷的場(chǎng)合。套圈及滾動(dòng)體的硬度一般為58～65HRC。許多場(chǎng)合下，鋼材的選擇取決于所采用的加工工藝，例如，有些滾針軸承采用深拉法將外圈拉壓成形。

4.1.1 高碳鉻軸承鋼

高碳鉻軸承鋼是滾動(dòng)軸承的最佳材料，且應(yīng)用范圍廣，約含碳1%，鉻1.5%。對(duì)于大型軸承而言，特別是橫截面較厚的軸承零件，常用含硅、錳和鉬的合金鋼來(lái)改善鋼的淬透性。多年來(lái)，軸承產(chǎn)品對(duì)材料的要求日益提高，為滿足高溫工況和耐蝕性的要求，開(kāi)始采用高速鋼和不銹鋼。

（編輯：林小江）