13.2.2 滑动轴承轴瓦的结构形式 滑动轴承中的轴瓦结构有两种形式, 一是整体式结构(见图13 - 5), 二是剖分式结构(见图13 - 6)。 对于大型轴瓦, 为节约贵重的减摩材料和便于修理, 常制成双金属轴瓦, 即以钢、 铸铁或青铜做瓦背, 再在瓦背上浇铸一薄层减摩材料(轴承衬)以提高轴瓦的工作性能。 金属轴瓦一般是铸造的, 在某些工业部门中, 由于生产批量较大, 常用附有薄层减摩材料的钢带(厚约1.5～2.5 mm)制成。 此外, 在瓦背上浇铸轴承衬时, 为了使轴承衬贴附牢固, 应在瓦背上预制燕尾形或螺纹形沟槽, 如图13 - 7所示。 轴瓦应开设供油孔及油沟, 以便润滑油进入轴承并流到整个工作面上。 通常油沟的轴向长度约为轴瓦宽度的80%, 如图13 - 8所示, 以便在轴瓦两端留出封油部分, 防止润滑油的流失。 轴瓦的油沟一般应开设在非压力区或剖分面上。 滑动轴承壳体和轴瓦的结构尺寸, 可参看有关手册、 图册中的经验数据和公式， 并结合设计要求确定。 13.3 滑动轴承的润滑 润滑对减少滑动轴承的摩擦和磨损以及保证轴承正常工作具有重要意义。 它除了可以降低功耗外, 还具有冷却、 防尘、 防锈和缓冲吸震等作用, 直接影响轴承的工作能力和使用寿命。 因此, 设计滑动轴承时, 必须注意合理选择润滑剂及润滑装置。 例 13 - 1 说明滚动轴承代号7208 AC和6308/P63的意义。 解 (1) 2) 角接触轴承的受力分析 角接触球轴承由于结构上的特点, 存在接触角α(α≠0), 在径向载荷FR作用下, 各滚动体的反力Fi不是沿与轴承轴线垂直的方向, 而是沿滚动体与外圈接触点的法线所示。 第i个滚动体的法向力Fi可分解为径向分力FRi和轴向分力FSi: FSi=FRi tanα 轴承中每一滚动体的径向反力, 必将有一轴向反力伴随产生, 各个滚动体轴向反力FSi的总和∑FSi即为轴承的内部轴向力FS。 各滚动体上所受径向分力FRi之和∑FRi与径向载荷FR平衡。 角接触轴承内部轴向力FS可查表13 - 6。 为了使轴承中产生的内部轴向力FS得以平衡, 角接触轴承一般都成对使用, 如图13-22所示。 2) 轴承基本额定寿命 实验证明, 轴承的疲劳寿命是相当离散的, 即使同一批生产的同一型号的轴承, 在完全相同的工作条件下, 它们的寿命也不一样, 最高寿命与最低寿命可相差20～40倍。 对于同型号的一批轴承的寿命, 既不以最低寿命为标准, 也不以最高寿命为标准, 而是将这批轴承放在相同的条件下运转, 以其中10%的轴承发生疲劳点蚀, 90%的轴承不发生疲劳点蚀前的总转数或工作小时数作为该型号轴承的寿命, 称为基本额定寿命, 用L10来表示, 单位为106 r(106转)。 3) 轴承的基本额定动载荷 对于相同型号的轴承, 其基本额定寿命与载荷大小有关。 载荷越大, 寿命越短； 反之, 载荷越小, 寿命越长。 标准中规定, 将基本额定寿命为10 6转(10 6 r)、 可靠度为90%时的轴承载荷, 称为基本额定动载荷, 以C表示, 即图13-24中的C值。 在基本额定动载荷C作用下, 滚动轴承可以工作10 6 r而不发生点蚀失效的轴承寿命可靠度为90%。 轴承的基本额定动载荷C值越大, 该轴承的抗疲劳点蚀的能力越强。 在轴承样本中可查到各类型轴承的基本额定动载荷C值。 基本额定动载荷分为两类: 对主要承受径向载荷的向心轴承(如“6”、 “7”、 “3”类轴承), 为径向基本额定动载荷Cr； 对主要承受轴向载荷的推力轴承， 为轴向基本额定动载荷Ca。 不同型号的滚动轴承有不同的基本额定动载荷值, 可查阅设计手册。 2. 轴承的当量动载荷 滚动轴承的基本额定动载荷C, 对于向心轴承指纯径向载荷Cr； 对于推力轴承则指的是轴向载荷Ca。 而轴承工作时往往同时承受径向载荷和轴向载荷, 为了和基本额定动载荷在相同条件下比较, 进行寿命计算需将实际载荷换算为一假定的载荷, 此假定载荷称为当量动载荷, 用符号P表示。 对向心轴承, P为一假定的径向载荷； 对于推力轴承, P则为一假定的轴向载荷。 轴承在当量动载荷作用下, 其寿命与实际载荷作用下的寿命相同。 对于向心轴承, 径向当量动载荷Pr与实际载荷的关系为 Pr=fp(XFR+YFA) (13 - 1) 当只承受纯径向载荷时, 当量动载荷 Pr=fpFR (13 - 2) 对于推力轴承, 轴向当量动载荷Pa与实际载荷的关系为 Pa=fp(XFR+YFA) (13 - 3) 当只承受纯轴向载荷时, 当量动载荷 Pa=fpFA (13 - 4) 3. 轴承寿命的计算 滚动轴承的载荷与寿命之间的关系曲线所示。 其曲线=常数 式中, P为当量动载荷, 单位为N； L10为基本额定寿命, 单位为 10 6 r； ε为寿命指数, 球轴承ε=3， 滚子轴承ε=10/3。 当L10=1(即10 6转)时, 轴承当量动载荷就是轴承的基本额定动载荷C, 即P=C, 则有 PεL10=Cε·1=常数 因此 为使用方便, 用给定转速n(r/min)下的工作小时数Lh来表示轴承的基本额定寿命, 则有 当轴承温度高于120℃时, 基本额定动载荷C值将降低, 需引入温度系数(见表13 - 9)加以修正, 此时轴承的基本额定寿命公式为 由式(13 - 6)计算的轴承寿命Lh应大于轴承设计的预期寿命。 当计算的轴承寿命达不到预期寿命时, 则应重新选择轴承型号, 重新计算。 一般可以将机器中修或大修的年限作为轴承的预期寿命。 预期寿命通常可取为5000~20 000 h, 表13 - 10的推荐值可供设计时参考。 4. 角接触轴承的轴向载荷 以如图13-25所示的滚动轴承组合为例, 分析轴承所受的轴向载荷。 设轴所受的轴向外载荷为Fa, 轴承Ⅰ和轴承Ⅱ分别受到径向载荷FR1和FR2的作用, FR1和FR2 产生的内部轴向力为FS1和FS2。 现按如下两种情形分析轴承Ⅰ、 Ⅱ所受的轴向力。 (1) 当FS1+Fa＞FS2(见图(c))时, 轴有向右移动的趋势, 轴承Ⅱ“压紧”, 轴承Ⅰ“放松”。 由于轴承外圈已被端盖轴向定位, 不能右移, 因此轴承Ⅱ处应产生平衡反力。 根据轴向力平衡条件, 轴承Ⅱ的轴向载荷FA2由FS2增大到Fa+FS1； 而轴承Ⅰ只受到本身内部轴向载荷FS1的作用, 即 FA1=FS1 FA2=FS1+Fa (2) 当FS1+Fa＜FS2(见图(d))时, 轴有向左移动的趋势, 轴承Ⅰ“压紧”, 轴承Ⅱ“放松”。 根据轴向力平衡条件, 轴承Ⅰ的轴向载荷FA1由FS1增大到FS2-Fa； 而轴承Ⅱ只受到本身内部轴向载荷FS2的作用, 即 FA1=FS2-Fa FA2=FS2 由上述分析, 可将角接触轴承的轴向载荷FA的计算步骤归纳如下: (1) 根据轴承的安装形式和所受的载荷, 判断全部轴向载荷之合力的指向, 找出被“压紧”轴承和“放松” 轴承。 (2) 被“压紧”轴承的轴向载荷等于除本身以外的其他所有轴向载荷的代数和。 (3) “放松” 轴承的轴向载荷等于本身的内部轴向力。 13.6.4 滚动轴承的静强度计算 滚动轴承的静强度计算是为了限制滚动轴承在静载荷和冲击载荷作用下产生过大的塑性变形。 对于在低转速(n＜10 r/min)或缓慢摆动条件下工作的滚动轴承, 应按静强度进行计算。 对在重载荷或冲击载荷作用下转速较高的轴承, 除按疲劳寿命计算外, 为安全起见, 还要按静强度对轴承进行验算。 轴承套圈间相对转速为零, 使最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值(球轴承为4200 MPa, 滚子轴承为4000 MPa)时的静载荷, 称为滚动轴承的基本额定静载荷C0(向心轴承称为径向基本额定静载荷C0r, 推力轴承称为轴向基本额定静载荷C0a)。 实践证明, 在上述接触应力作用下所产生的塑性变形量, 除了对那些要求转动灵活性高和振动低的轴承外, 一般不会影响其正常工作。 对于同时承受径向和轴向载荷的轴承, 应按当量静载荷P0进行计算。 向心轴承的当量静载荷P0为下列两式中的较大值 P0r=X0FR+Y0FA P0r=FR 13.7 滚动轴承组合设计 13.7.1 滚动轴承的支承结构 通常一根轴需要两个支点, 每个支点由一个或两个轴承组成。 滚动轴承的支承结构应考虑轴在机器中的正确位置, 防止轴向窜动及轴受热伸长后布置将轴卡死等因素。 滚动轴承的支承结构可分为以下三类。 3. 滚动轴承支承的调整 1) 轴承间隙调整 轴承在装配时一定要留有适当的间隙, 以利于轴承的正常运转。 常用的调整方法有: 垫片调整、 螺钉调整及调整环调整。 如图13-31(a)所示为增减轴承端盖与机座结合面之间的垫片厚度进行调整； 图13-31(b)所示为用螺钉调节可调压盖的轴向位置； 图13-31(c)所示为增减轴承端面和压盖间的调整环的厚度进行调整。 2) 轴系位置调整 在某些机器中, 轴上零件需要准确的轴向位置, 这可以通过调整移动轴承的轴向位置而达到。 如图13-32所示, 一圆锥齿轮轴轴承组合利用调整垫片来补偿圆锥齿轮传动的锥顶点不重合误差, 为了保证便于调整到最好的啮合传动位置, 将轴承装在套筒中, 用改变垫片厚度的方法调整套筒位置, 以达到调整锥齿轮的传动位置的目的。 端盖和套杯间的另一组垫片则用来调整轴承的游隙。 13.7.3 轴承的预紧与拆装 1. 预紧 轴承的预紧是在安装时使轴承受到一定的轴向力, 以消除轴承内部游隙, 并使滚动体和内、外圈之间产生一定的预变形。 其目的是为了增加支承的刚性, 使轴运转时径向和轴向摆动量减小, 提高轴承的旋转精度, 减少振动和噪音。 预紧力要适当, 过小达不到目的, 过大影响轴承寿命。 预紧的方法有加金属垫片、 磨窄套圈及分别安装长度不同的套筒等, 如图13-33所示。 2. 拆装 对轴承进行组合设计时, 必须考虑轴承的装拆。 轴承的安装、 拆卸方法, 应根据轴承的结构、 尺寸及配合性质来决定。 安装与拆卸轴承的作用力应直接加在紧配合套圈端面上, 不允许通过滚动体传递装拆压力, 以免在轴承工作表面出现压痕, 影响其正常工作。 轴承内圈通常与轴颈配合较紧, 对于小型轴承一般可用压力法, 直接将轴承的内圈压入轴颈, 如图13-34所示为用手捶安装。 对于尺寸较大的轴承, 可先将轴承放在80~100℃的热油中预热, 然后进行安装。 拆卸轴承一般可用压力机或拆卸工具(见图13-35)。 为拆卸方便, 设计时应留拆卸高度, 或在轴肩上预先开槽, 以便安装拆卸工具, 使钩爪能钩住内圈。 13.8 滚动轴承的维护与使用 13.8.1 轴承的润滑 滚动轴承润滑的目的是为了减少摩擦、 磨损, 同时也有冷却、 吸震、 防锈和减小噪声的作用。 当轴颈圆周速度v＜4~5 m/s时, 可采用润滑脂润滑, 其优点为: 润滑脂不易流失, 便于密封和维护, 一次填充可运转较长时间。 装填润滑脂时一般不超过轴承空隙的1/3~1/2, 以免因润滑脂过多而引起轴承发热, 影响轴承正常工作。 当轴颈速度过高时, 应采用润滑油润滑, 这不仅使摩擦阻力减小, 而且可起到散热、 冷却作用。 润滑方式常用油浴或飞溅润滑。 油浴润滑时油面不应高于最下方滚动体中心, 以免因搅油能量损失较大, 使轴承过热。 而高速轴承可采用喷油或油雾润滑。 13.8.2 滚动轴承的密封 轴承的密封是为了阻止灰尘、 水分等杂物进入轴承, 同时也为了防止润滑剂的流失。 密封方法的选择与润滑剂种类、 工作环境、 温度、 密封处的圆周速度等有关。 密封方法分接触式和非接触式两类。 1. 接触式密封 接触式密封常用的有毛毡圈密封和密封圈密封。 图13-36所示为毛毡圈密封, 在轴承端盖上的梯形断面槽内装入毛毡圈, 使其与轴在接触处径向压紧达到密封, 密封处轴颈的速度v≤4~5 m/s； 图13-37所示为密封圈密封, 密封圈由耐油橡胶或皮革制成, 安装时密封唇应朝向密封的部位, 密封效果比毛毡圈好, 密封处轴颈的速度v≤7 m/s。 接触式密封要求轴颈接触部分表面粗糙度Ra＜1.6~0.8 μm。 2. 非接触式密封 非接触式密封常用有油沟密封(见图13-38 25), 在油沟内填充润滑脂, 端盖与轴颈的间隙约为0.1~0.3 mm。 油沟密封结构简单, 适用于轴颈速度v≤5~6 m/s。 此外, 还有迷宫式密封, 如图13-39所示。 这种密封为静件与转动件之间有几道弯曲的隙缝, 隙缝宽度为0.2~0.5 mm, 缝中填满润滑脂。 迷宫式密封可用于高速场合。 13.8.3 滚动轴承的检验 机器设备在中修或大修时应将轴承彻底清洗干净, 并逐个予以检验。 检验的主要内容有以下三个方面: (1) 外观检视: 检视内外圈滚道、 滚动体有无金属剥落及黑斑点， 有无凹痕， 保持架有无裂纹, 磨损是否严重, 铆钉是否有松动现象。 (2) 空转检验: 手拿内圈旋转外圈, 检查轴承是否转动灵活, 有无噪声、 阻滞等现象。 (3) 游隙测量： 轴承的磨损大小, 可通过测量其径向游隙来判定。 如图13-40所示, 将轴承放在平台上, 使百分表的测头抵住外圈, 一手压住轴承内圈, 另一手往复推动外圈, 则百分表指针指示的最大与最小数值之差, 即为轴承的径向游隙。 所测径向游隙值一般不应超过0.1~0.15 mm。 图 13-33 角接触轴承的预紧方法 图 13-34 滚动轴承的安装 图 13-35 滚动轴承的拆卸 图 13-36 毛毡圈密封 图 13-37 密封圈密封 图 13-38 油沟密封 图 13-39 迷宫式密封 (a) 轴向式(只用于剖分结构)； (b) 径向式 表13 - 9 温 度 系 数 ft 表13 - 10 轴承预期寿命推荐值 图 13-25 角接触轴承的轴向力 图 13-25 角接触轴承的轴向力 图 13-25 角接触轴承的轴向力 图 13-26 角接触轴承受力简图 (13 - 7) 表13 - 11 单列向心轴承的 X0、 Y0值 对于α≠0°的推力轴承, 当量静载荷为 P0a=2.3 FR tanα+FA (13 - 8) 对于α=0°的推力轴承, 当量静载荷为 P0a=FA (13 - 9) 按静强度选择轴承的计算式为 C0≥S0P0 (13 - 10) 式中, S0为静强度安全系数, 其值可查表13 - 12。 表13 - 12 静强度安全系数 1. 两端单向固定 如图13-26和图13-27所示, 两个支点中每个支点各限制一个方向的轴向移动,从而限制了轴的双向移动。 对于有轴向力和轴的跨距较短(L＜350 mm)时, 可采用这种固定形式。为了补偿轴的受热伸长, 在一个轴承外圈与轴承盖之间应留有一定的间隙C(见图13-26),通常取C=(0.25~0.5) mm。 采用角接触轴承时, 间隙C和轴承游隙的大小可用调整垫片或调整螺钉等方法调节, 如图13-27所示, 其值可查手册。 图13-26 图 13-27 2. 一端双向固定、 一端游动 如图13-28(a)所示, 左端支点限制轴的双向移动, 为固定端； 右端支承的外圈可以在机座孔内沿轴向游动, 为游动端。 当轴的跨距较大(L＞350 mm)或工作温度较高(t＞70℃)时, 轴的伸缩量大, 可采用这种支承形式。 采用一端固定、 一端游动的支承形式时, 其游动端轴承的外圈与座孔应采用较松的配合, 轴承外圈端面与轴承盖端面之间应有较大的间隙(一般为3~8 mm), 以满足轴向移动的需求。 选用圆柱滚子轴承作为游动支承时(见图13-28(b))可依靠轴承本身具有内、 外圈可分离的特性达到游动的目的。 图 13-28 一端固定、 一端游动的支承形式 3. 两端游动 图13-29所示的小齿轮轴的轴承为两端游动式支承。 两支点均无轴向约束, 两支点均采用圆柱滚子轴承。 该轴系的轴向位置由低速轴限制, 高速轴系可双向轴向移动, 以保证人字齿轮的正确啮合。 图 13-29 两端游动支承 13.7.2 轴承的组合及调整 1. 轴承的配备 受纯径向载荷或受径向载荷和较小的轴向载荷联合作用的轴, 一般采用深沟球轴承。 受径向、 轴向载荷联合作用的轴, 多采用角接触球轴承和圆锥滚子轴承, 且成对使用。 一般采用正装, 可使压力中心靠近, 有利于提高轴系的刚度。 当轴的外伸端受较大的载荷时, 常采用反装, 虽使轴的跨距增加, 但减小了外伸端, 相对增大了轴外伸端的刚性。 2. 轴承的轴向固定 滚动轴承的轴向固定的作用是保证轴上零件受到轴向力时, 轴和轴承不致产生轴向相对位移。 轴承内圈的轴向固定所采用的结构参见第9章轴的结构设计。 轴承外圈在座孔中的轴向位置通常采用座孔挡肩、 轴承盖和弹性挡圈等固定, 如图13-30 所示。 座孔挡肩和轴承盖用于承受较大的轴向载荷, 弹性挡圈用于较小的轴向载荷。 图 13-30 外圈的轴向固定装置 (a) 挡肩; (b) 轴承盖; (c) 弹性挡圈 图 13-31 轴向间隙调整 图 13-32 圆锥齿轮啮合位置的调整 13.5.2 滚动轴承类型的选择 在设计滚动轴承时, 首先遇到的问题是选择适当的轴承类型。 我国常用各类轴承的基本特点已在表14 - 1中列出, 选择轴承类型时, 除根据经验选型并参照类似机器中的轴承外,应参考以下主要因素。 1. 载荷条件 轴承所承受载荷的大小、 方向和性质是选择轴承类型的主要依据。 (1) 载荷的方向: 当轴承承受纯轴向载荷时, 选用推力轴承； 主要受径向载荷时, 选用向心球轴承； 同时承受径向载荷和轴向载荷时, 可选用角接触球轴承。 (2) 载荷大小： 在其他条件相同的情况下, 滚子轴承一般比球轴承的承载能力大。 因此承受较大载荷时, 应选用滚子轴承。 (3) 载荷性质: 当载荷平稳时, 可选用球轴承； 有冲击和振动时, 应选用 滚子轴承。 2. 转速条件 滚动轴承在一定的载荷和润滑条件下允许的最高转速称为极限转速。 球轴承比滚子轴承有更高的极限转速。 高速或要求旋转精度高时, 应优先选用球轴承。 3. 调心性质 轴承内外圈轴线间的角偏差应控制在极限值内(参见表14 - 1), 否则会增加轴承的附加载荷而使其寿命降低。 当角偏差值较大时, 应选用调心轴承。 4. 安装和调整性能 安装和调整也是选择轴承主要考虑的因素。 例如, 当安装尺寸受到限制, 必须要减小轴承径向尺寸时, 宜选用轻系列和特轻系列的轴承或滚针轴承； 当轴向尺寸受到限制时, 宜选用窄系列的轴承； 当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。 5. 经济性 在满足使用要求的情况下, 尽量选用价格低廉的轴承, 以降低成本。 一般普通结构的轴承比特殊结构的轴承便宜, 球轴承比滚子轴承便宜, 精度低的轴承比精度高的轴承便宜。 13.6滚动轴承的寿命计算 13.6.1 滚动轴承工作分析 1. 运动分析 滚动轴承内外圈间有相对运动, 滚动体既有自转又围绕轴承中心公转。 2. 受力分析 在相同的径向载荷作用下, 向心轴承与角接触轴承的受力是不同的。 1) 向心轴承的受力分析 当向心轴承(接触角α=0)只承受径向载荷FR作用时, 由于各元件的弹性变形, 轴承上半圈滚动体不受力, 而下半圈各滚动体所受载荷大小与其所处位置有关, 处于FR作用线上的滚动体承载最大, 为Fmax。 轴承的压力中心在轴承宽度B的中点。 轴承中径向载荷的分布及受力最大位置如图13-20所示。 图 13-20 滚动轴承的负荷分布情况 图 13-21 角接触轴承的受力 表13 - 6 角接触轴承的内部轴向力 图 13-22 成对安装的角接触轴承 (a) 正装; (b) 反装 图 13-22 成对安装的角接触轴承 (a) 正装; (b) 反装 3) 应力分析 滚动体与旋转圈表面的接触应力是变化的, 可近似看作脉动循环应力； 固定圈下半部与滚动体的表面接触应力也可近似看作脉动循环交变应力。 13.6.2 失效形式与设计准则 在滚动轴承运转过程中, 如出现异常发热、 噪音和振动时, 则轴承元件可能趋于失效。 常见的滚动轴承失效形式有如下几种。 1. 疲劳点蚀 对于一般长期使用的滚动轴承, 滚动体和内、 外圈在载荷作用下, 表面间有极大的循环接触应力, 从而使轴承的工作表面(滚动体和内、 外圈滚道表面)发生疲劳点蚀(麻点), 严重时会使表层金属成片剥落, 形成凹坑, 以致失去正常工作能力。 对于以疲劳点蚀为主要失效形式的轴承, 应进行轴承的寿命计算。 2. 塑性变形 对于极低速或缓慢摆动条件下工作的滚动轴承, 一般不会出现疲劳点蚀。 但当载荷很大, 滚动体和滚道接触处的局部应力超过材料的屈服极限时, 会使轴承的工作表面发生永久的塑性变形, 从而使轴承不能继续使用。 当硬颗粒从外界进入轴承的滚道与滚动体之间时, 硬颗粒会在滚道表面形成压痕, 亦是一种塑性变形。 3. 磨损与胶合 如果润滑及密封不良, 则会引起轴承摩擦表面的磨损。 速度过高且散热不良时会出现胶合。 此类失效形式除要进行寿命计算外, 还应验算极限速度。 13.6.3 滚动轴承的寿命计算 1. 轴承寿命、 轴承基本额定寿命及基本额定动载荷 1) 轴承寿命 滚动轴承在任一元件首次出现点蚀破坏前的总转数或一定转速下的工作小时数称为轴承寿命。 因此, 按其基本额定寿命计算选出的轴承, 其中可能有10%的轴承提前失效, 有90%的轴承可能达到或超过这一寿命。 故对单个轴承来说, 能够达到基本额定寿命的可靠性为90%。在各种不同的使用场合, 对轴承的可靠度有不同的要求, 轴承寿命也不同。 要求轴承的可靠度越高, 轴承寿命就越低, 如图13-23所示。 图 13-23 轴承寿命曲线曲线 载 荷 系 数 fp (13 - 5) (13 - 6a) 当预期寿命L′h已给定, 则需轴承应具有的基本额定 动载荷C′, 可根据式 (13 - 6a)计算得出 (13 - 6b) (13 - 6c) 13.3.2 润滑方式 在选定润滑剂之后, 还要选用恰当的润滑方式。 滑动轴承的润滑方式可按下式求得的k值选取： 式中, p为轴颈的平均压强, 单位为MPa； v为轴颈的平均 圆周速度, 单位为m/s。 当k≤2时, 若采用润滑脂润滑, 则用旋盖式油杯手工加油, 如图13 - 9所示； 若采用润滑油润滑, 则用如图13 - 10所示的压注油杯或如图13 - 11所示的旋套式注油油杯进行定期加油。 当k ＞ 2~16时, 用如图13 - 12 所示的针阀式注油油杯或如图13 - 13 所示的油芯式油杯进行滴油润滑。 当k＞16~32时, 用如图13 - 14所示的油环带油方式, 或采用飞溅、 压力循环等连续供油方式进行润滑。 当k＞32时, 则必须采用压力循环的供油方式进行润滑。 图 13 - 9 旋盖式油杯 图 13 - 10 压注油杯 图 13 - 11 旋套式注油油杯 图 13 - 12 针阀式注油油杯 图 13 - 13 油芯式油杯 图 13 - 14 油环润滑 轴承是支承轴及轴上零件的重要零件, 主要用来减轻轴与支承间的摩擦与磨损, 并保持轴的回转精度和安装位置。 轴承根据工作的摩擦性质, 可分为滑动摩擦轴承(简称滑动轴承)和滚动摩擦轴承(简称滚动轴承)两类。 滚动轴承具有摩擦系数小， 已标准化, 设计、 使用、 润滑、 维护方便等一系列优点, 因此在一般机械中广泛应用。 滚动轴承是标准化产品, 在一般机械设计中主要是根据具体的载荷、 转速、 旋转精度和工作条件等要求, 选择类型和尺寸合适的滚动轴承, 并进行轴承的组合设计。 13.4 滚动轴承 13.4.1 滚动轴承的结构 滚动轴承的典型结构如图13 - 15所示, 通常由外圈1、 内圈2、 滚动体3和保持架4组成。 内圈装在轴颈上, 外圈装在轴承座孔内, 多数情况下内圈与轴一起转动, 外圈保持不动。 工作时, 滚动体在内外圈间滚动, 保持架将滚动体均匀地隔开, 以减少滚动体之间的摩擦和磨损。 图 13 - 15 滚动轴承的构造 实物 图 13-16 滚动体的种类 滚动体有球、 圆锥滚子、 圆柱滚子、 鼓形滚子和滚针等几种形状, 如图13 - 16所示。 滚动轴承的内、 外圈和滚动体采用强度高、 耐磨性好的含铬合金钢制造, 保持架多用软钢冲压而成, 也有采用铜合金或塑料保持架的。 实物 13.4.2 滚动轴承的类型 滚动轴承中, 滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的径向平面之间的夹角α称为接触角, 如图13-17所示， 它是滚动轴承的一个重要参数。 1. 按滚动轴承承载方向分类 (1) 向心轴承： 主要承受或只承受径向载荷, 其接触角α为0°～45°； (2) 推力轴承： 主要承受或只承受轴向载荷, 其接触角α为45°～90°。 图 13-17 滚动轴承的接触角 2. 按滚动轴承滚动体形状分类 滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承， 而滚子轴承又分为圆锥滚子轴承、 圆柱滚子轴承等。  3. 按滚动轴承工作时能否调心分类 滚动轴承可分为刚性轴承和调心轴承。 常用滚动轴承的主要类型、 尺寸系列代号及性能特点见表13 - 1。 表13 - 1 常用滚动轴承的主要类型、尺寸系列代号及性能特点（略） 13.5 滚动轴承的代号及选用 13.5.1 滚动轴承的代号 由于滚动轴承已标准化, 为了便于生产和使用, 国家有关标准规定了滚动轴承的代号。 代号的构成情况见表13 - 2。 表 13 - 2 滚动轴承代号的构成 1. 基本代号 国家标准规定, 滚动轴承的基本代号由三部分构成， 如图13-18 所示。 (1) 内径代号： 用自右至左第1、 2位数字表示， 表示方法见表13 - 3。 图 13-18 滚动轴承的基本代号 表13 - 3 常用轴承的内径代号 (2) 直径系列代号: 即结构相同、 内径相同的轴承在外径和宽度方面的变化系列, 用右起第3位数字表示。 直径系列代号见表13 - 4。 各系列之间的尺寸对比如图13-19所示。  表13 - 4 向心轴承和推力轴承的常用尺寸系列代号 图 13-19 直径系列对比 (3) 宽(高)度系列: 即结构、 内径和直径都相等的轴承, 在宽度方面的变化系列, 用右起第4位数字表示。 向心轴承和推力轴承的宽度系列代号见表13 - 4。 宽度系列为0系列时, 多数轴承此代号不标出(调心滚子轴承、 圆锥滚子轴承除外)。 (4) 类型代号: 轴承类型代号用数字或字母表示, 见表14 - 1。 圆柱滚子轴承、 滚针轴承分别用N、 NA表示, 其余都为数字表示。 用字母表示时, 类型代号与右边的数字代号之间空半个汉字的宽度。 2. 前置、 后置代号 前置、 后置代号是轴承在结构形式、 尺寸、 公差、 技术要求等有改变时, 在其基本代号前后添加的补充代号。 (1) 前置代号: 前置代号用字母表示, 如圆柱滚子轴承代号LN207中的L表示可分离轴承的内圈或外圈。 (2) 后置代号: 后置代号用字母和数字表示轴承的结构、 公差及材料的特殊要求等内容, 与左边的基本代号空半个汉字(代号中有“—”、 “/”符号的除外)。 后置代号中部分轴承内部结构的代号见表13 - 5。 表13 - 5 部分轴承内部结构的代号 * 13.1 概 述 13.2 滑动轴承的结构与材料 13.3 滑动轴承的润滑 13.4 滚动轴承 13.5 滚动轴承的代号及选用 13.6 滚动轴承的寿命计算 13.7 滚动轴承组合设计 13.8 滚动轴承的维护与使用 第 13 章 轴承 13.1 概 述 13.1.1 滑动轴承的特点与应用 ? 工作时轴套和轴颈的支承面间形成直接或间接滑动摩擦的轴承称为滑动轴承。 滑动轴承工作面间一般有润滑油膜且为面接触, 所以滑动轴承具有承载能力大、 抗冲击、 噪声低、 工作平稳、 回转精度高、 高速性能好等独特的优点。 滑动轴承主要应用于以下场合: ① 工作转速极高的轴承； ② 要求轴的支承位置特别精确米乐M6(MiLe)亚洲官方网站- 赔率最高在线投注平台、 回转精度要求特别高的轴承； ③ 特重型轴承； ④ 承受巨大冲击和震动载荷的轴承； ⑤ 必须采用剖分结构的轴承； ⑥ 要求径向尺寸特别小以及特殊工作条件的轴承。 滑动轴承在内燃机、 汽轮机、 铁路机车、 轧钢机、 金属切削机床以及天文望远镜等设备中应用很广泛。 13.1.2 滑动轴承的类型 1. 按承受载荷方向分类 (1) 径向轴承: 只承受径向载荷。 (2) 推力轴承: 只承受轴向载荷。 (3) 组合轴承: 同时承受径向载荷和轴向载荷。 2. 按润滑状态分类 (1) 流体润滑轴承: 摩擦表面完全被流体膜分隔开, 表面间的摩擦为流体分子间的内摩擦。 (2) 非流体润滑轴承: 摩擦表面间为边界润滑或混合润滑。 3. 按流体膜的形成原理分类 常见的滑动轴承有流体动压润滑轴承、 流体静压润滑轴承和流体动静压润滑轴承。 4. 按润滑材料分类 常见的滑动轴承有液体润滑轴承、 气体润滑轴承、 塑性体润滑轴承、 固体润滑轴承和自润滑轴承。 和滚动轴承相比, 在某些工作条件下, 滑动轴承有着显著的优越性, 不能为滚动轴承所代替。 13.2 滑动轴承的结构与材料 13.2.1 滑动轴承的结构形式 滑动轴承一般由轴承座、 轴瓦、 润滑装置和密封装置等组成。 图 13 - 1 整体式径向轴承 1. 径向滑动轴承 1) 整体式滑动轴承 图13 - 1所示为典型的整体式滑动轴承, 由轴承座和轴瓦组成。 整体式滑动轴承结构简单、 成本低、 但无法调节轴颈和轴承孔间的间隙, 当轴承磨损到一定程度时必须更换。 装拆这种轴承时轴或轴承必须作轴向移动, 很不方便, 故多用于轻载、 低速、 间歇工作的简单机械中, 其结构已标准化。 轴承模型 2) 剖分式滑动轴承 图13 - 2所示为典型的剖分式滑动轴承, 由轴承座、 轴承盖、 对开轴瓦、螺栓等组成。轴瓦和轴承座均为剖分式结构, 在轴承盖与轴承座的剖分面上制有阶梯形定位口, 便于安装时定心。 轴瓦直接支承轴颈, 因而轴承盖应适度压紧轴瓦, 以使轴瓦不能在轴承孔中转动。 轴承盖顶端制有螺纹孔, 以便安装油杯或油管。 图 13 - 2 剖分式径向轴承 模型 3) 调心式滑动轴承 调心式滑动轴承的轴瓦位置可以调整以适应轴颈, 从而避免轴瓦发生急剧磨损, 如图13 - 3所示。 图 13 - 3 调心式径向轴承 2. 推力轴承 图13 - 4所示为常见的推力轴承, 其工作面有实心端面、 空心端面、 单环工作面和多环工作面。 实心端面推力轴承由于工作时轴心与边缘磨损不均匀, 以致轴心部分压强极高, 所以很少采用。 空心端面与单环工作面的推力轴承工作情况较好。 图 13 - 4 普通推力轴承 (a) 实心端面止推轴颈; (b) 空心端面止推轴颈; (c) 环状轴颈; (d) 多环轴颈 图 13 - 5 整体式轴瓦 (a) 无油沟轴套; (b) 有油沟轴套 图 13 - 5 整体式轴瓦 (a) 无油沟轴套; (b) 有油沟轴套 图 13 - 6 剖分式轴瓦 图 13 - 7 轴瓦瓦背沟槽形状 图 13 - 8 油沟的形式 13.2.3 轴承材料 常用的轴承材料有三类: (1) 金属材料: 如轴承合金、 灰铸铁、 减摩铸铁等； (2) 金属陶瓷: 如含油轴承； (3) 非金属材料: 如酚醛塑料、 尼龙等。 常用轴瓦材料的性能及其应用见表13 – 1（略）。 13.3.1 润滑剂 常用的润滑剂一般为润滑油、 润滑脂, 在特殊工况下, 还可采用固体润滑剂及水和空气等。 1. 润滑油 润滑油是最常用的润滑剂, 有动、 植物油, 矿物油和合成油, 其中以矿物油应用最广。 粘度是润滑油最主要的性能指标。 粘度是润滑油抵抗变形的能力, 表征液体流动的内摩擦性能, 粘度大的液体内摩擦阻力大, 承载后油不易被挤出, 有利于油膜形成。 通常粘度随温度升高而减低。 除粘度之外, 润滑油的性能指标还有凝点、 闪点等。 选用润滑油时, 通常以粘度为主要指标, 具体选用见表15 – 2（略）。 2. 润滑脂 润滑脂是由润滑油添加各种稠化剂(如钙、 钠、 铝、 锂等金属皂)和稳定剂而成的膏状润滑剂。 其特点是稠度大不易流失, 密封简单, 不需经常添加, 但摩擦损耗大, 故高速不宜用。 按所用金属皂的不同, 润滑脂主要有: (1) 钙基润滑脂: 有较好的耐水性, 但不耐热(使用温度不超过60℃)； (2) 钠基润滑脂: 耐热性较好(使用温度可达115~145℃), 但抗水性差； (3) 铝基润滑脂: 具有良好的抗水性； (4) 锂基润滑脂: 性能良好, 既耐水又耐热, 在-20~150℃范围内广泛应用。 表13 - 3列出了常用润滑脂的主要性能和用途, 供选择时参考。 表13 - 3 常用润滑脂的主要性能和用途 *

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