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　　1、河南科技大学专用,一、 向心滑动轴承,组成：轴承座、轴套或轴瓦、联接螺栓等。,19-2 滑动轴承的结构型式,整体式向心滑动轴承,剖分式向心滑动轴承,螺纹孔,轴承座,轴承,轴承座,轴承盖,联接螺栓,剖分轴瓦,薄壁轴瓦,轴瓦非承载区内表面开有进油口和油沟，以利于润滑油均匀分布在整个轴径上。,进油孔,油沟,厚壁轴瓦,整体轴套,卷制轴套,润滑油的性能指标及选择,性能指标： 粘度液体流动时，每薄层相互间的阻抗剪力，它是液体流动时内部摩擦阻力的度量 是最重要的性能指标，也是选择润滑油的主要依据 油性也称润滑性，表征油中的极性分子对金属表面的吸附性能。油性好则摩擦系数小 凝点反映润滑油的低温工作性能 闪点反

　　2、映润滑油的高温工作性能,机械设计基础 轴承,润滑油的选择原则： 压力大或在冲击、变载条件下工作，应选粘度高的油 速度高时，应选粘度低的油，以减少摩擦损失 工作温度高时，应选粘度高的油，因粘度会随温度升高而下降,19-5 非全液体摩擦滑动轴承的计算,工作条件：边界膜不破坏、粗糙表面内有流体润滑存在 失效形式： 磨损导致轴承配合间隙加大，影响轴的旋转精度，甚至使轴承不能正常工作 胶合高速重载且润滑不良时，摩擦加剧，发热多，使轴承上较软的金属粘焊在轴颈表面而出现胶合 设计准则： 维持边界膜不遭破坏 主要进行压强p、压强与速度乘积 pv 的验算,机械设计基础轴承,一、向心轴承的计算 二、推力轴承的计算

　　3、 三、设计步骤,一、向心轴承的计算,机械设计基础 轴承,2 压强和速度乘积pv的验算 限制温升防止油膜破裂，防止胶合破坏,1 压强p验算 限制压力防止油膜破裂，防止轴瓦过度磨损,许用压强p 查表19-1,许用pv值 查表19-1,二、推力轴承的计算,机械设计基础 轴承,2 压强和速度乘积pv的验算 限制温升防止油膜破裂，防止胶合破坏,1 压强p验算 限制压力防止油膜破裂，防止轴瓦过度磨损,许用压强p 查表19-4,许用pv值 查表19-4,平均速度,一、动压润滑的形成和原理和条件,19-6 动压润滑的基本原理,先分析平行板的情况。板B静止，板A以速度向左运动，板间充满润滑油，无载荷时， 液体各

　　4、层的速度呈三角形分布，近油量与处油量相等，板A不会下沉。但若板A有载荷时，油向两边挤出，板A逐渐下沉，直到与B板接触。,两平形板之间不能形成压力油膜！,如两板不平行板。板间间隙呈沿运动方向由大到小呈收敛楔形分布，且板A有载荷， 当板A运动时，两端速度若程虚线分布，则必然进油多而出油少。由于液体实际上是不可压缩的，必将在板内挤压而形成压力，迫使进油端的速度往内凹，而出油端的速度往外鼓。进油端间隙大而速度曲线内凹，出油端间隙小而速度曲线外凸，进出油量相等，同时间隙内形成的压力与外载荷平衡，板A不会下沉。这说明了在间隙内形成了压力油膜。这种因运动而产生的压力油膜称为动压油膜。各截面的速度图不一样，从

　　5、凹三角形过渡到凸三角形，中间必有一个位置呈三角形分布。,动压油膜-因运动而产生的压力油膜。,形成动压油膜的必要条件：,1.两工件之间的间隙必须有楔形间隙；,2.两工件表面之间必须连续充满润滑油或其它液体；,3.两工件表面必须有相对滑动速度。其运动芳方向必须保证润滑油从大截面流进，从小截面出来。, Fy =F Fx 0, Fy =F Fx = 0,向心轴承动压油膜的形成过程：,静止,爬升,将轴起抬 转速继续升高,稳定运转达到工作转速,e -偏心距,第20章 滚动轴承概述,滚动轴承是标准件，由专业轴承厂集中生产,机械设计基础轴承,特点： 摩擦阻力小, 功率损耗少, 起动灵敏，f0.05, h= 0

　　6、.980.995 可同时承受径向和轴向载荷，简化了支承结构 径向间隙小，还可用预紧方法消除间隙，因此回转精度高 互换性好，易于维护，润滑简便, 价格低 抗冲击能力差, 高速时出现噪音 寿命也比不上液体润滑的滑动轴承 径向尺寸大,2 按受载方向分,按受载方向和公称接触角分：,机械设计基础 轴承,滚动体与套圈接触处的法线与轴承的径向平面之间的夹角,向心轴承: a=0 向心推力轴承： 0 a 90 向心角接触轴承: 0 a45 推力角接触轴承: 45 a 90 推力轴承: a=90 注意： 在径向载荷作用下产生内部轴向力Fd，其方向是使内外圈分离，所以要成对使用 内部轴向力Fd的大小与a有关,四、类

　　7、型及特点,机械设计基础 轴承,1 向心轴承(a=0) 2 调心轴承(a=0) 3 向心推力轴承 (0a90) 4 推力轴承(a=90) 5 选择原则,5 滚动轴承类型的选择原则,根据载荷大小、性质、轴承的转速、调心性能、安装和拆卸、价格等确定轴承类型 其中，载荷(包括大小和方向)、转速的大小一般是最主要的,机械设计基础 轴承,一般而言， 高速，平稳低载：60000（深沟球轴承） 载荷较大+冲击：滚子轴承 径/轴向载荷较大： 较低转速：30000（圆锥滚子） 较高转速：70000角接触球轴承 轴向载荷径向载荷：推力+向心组合,滚动轴承的代号,滚动轴承为标准件：GB/T 272-1993,机械设计

　　8、基础轴承,旧标准代号 举例,前置代号,基 本 代 号,后置代号,尺寸系列 代 号,分部件代号,类型代号,内径代号,直径系列代号,宽度系列代号,内部结构代号,密封与防尘代号,公差等级代号,。,字母,2 1,3,4,5,字母(+数字),1 内径尺寸代号,右起第1、2位数字 内径d: （即轴的直径） 0010mm 0112mm 0215mm 0317mm 0496数字x 5 mm,机械设计基础 轴承,对于内径 (500mm，以及22mm、28mm、32mm的轴承，用公称内径数值直接表示，但在与尺寸系列代号之间用“/”分开,3 类型代号,第五位(从右到左数)，用数字或字母表示 代号为0（双列角接触球轴

　　9、承），则省略,机械设计基础 轴承,具体见p308表19-6,公差等级(精度)代号： 0 、6x 、6、5、4、2六级精度，逐渐增高 表示成：/P0 、/P6x 、/P6、/P5、/P4、/P2 内部结构代号： 如：C a=15、AC a=25、Ba=40 轴承径向游隙系列代号： /C1、 /C2、/C0、 /C3、/C4、/C5六组游隙，由小到大 0组( /C0)）游隙常用，可省略,后置代号,机械设计基础 轴承,用字母（+数字）表示 表示轴承内部结构、密封与防尘、保持架及其材料、轴承材料及公差等级等,7212C,举例,机械设计基础 轴承,6305,304/32,(/P0),7211C/P5,深

　　10、沟球轴承,直径系列为3(中),宽度系列为0(不标),内径d=25mm,0级精度(不标),角接触球轴承,直径系列为2(轻) 宽度系列为0(不标),内径d =60mm,a=15,内径d=32mm,圆锥滚子轴承,宽度系列为0,直径系列为4(重),5级精度,接触角15 ,直径55mm,正常宽度、轻系列,角接触球轴承,2 寿命计算,目的：根据工作条件和设计要求，选择合适的轴承尺寸 载荷与额定寿命的关系曲线=常数 式中：P 为当量动载荷 L10为P 作用下的额定寿命 e为寿命指数，球轴承 e =3，滚子轴承e =10/3,机械设计基础 轴承,当载荷为额定动载荷C 时：,小时数表示：,或：,已

　　11、知轴承的C ，计算额定寿命,根据预期寿命Lh，计算所需的C ,预期寿命,所需额定动载荷,轴承的额定寿命：,3 当量动载荷 P 的计算,对于向心轴承，C 为径向载荷Cr 对于推力轴承，C 为轴向载荷Ca 但轴承可能同时承受径向载荷Fr 和轴向载荷 Fa 为了与C在相同的条件下进行比较，引入当量动载荷的概念 当量动载荷：一假想载荷，与C 同类型，它对轴承的作用与实际载荷的作用等效。用 P 表示 实际载荷的条件不同时，按确定基本额定动载荷的条件进行换算后的载荷即为纯径向力Pr、纯轴向力Pa 计算式：,机械设计基础 轴承,X 径向载荷系数 Y 轴向载荷系数 见表19-7,实际工作条件下，需引入载荷系数

　　12、 fP (见表19-8)修正P：,4 向心角接触轴承轴向载荷 Fa 的计算,Fr 、 Fa 轴承的径向、轴向力 （注意区别与轴上载荷） 对纯径向轴承：P=fPFr 对纯轴向轴承：P=fPFa 径向载荷 Fr 的计算见轴受力分析，即：,机械设计基础 轴承,Fa并不是外界的轴向作用力，而应是轴承所受的轴向力，它应根据整个轴上的轴向载荷(对于向心推力轴承还应包括因径向载荷Fr产生的派生轴向力FS)之间的平衡条件得出,而：, 派生轴向力FS,向心角接触轴承（角接触球轴承、圆锥滚子轴承）受纯径向载荷作用后，会产生派生轴向分力 FS,机械设计基础 轴承,派生轴向力FS 大小见表19-9,O,角接触球轴承,

　　13、注意 FS 的方向,表19-9内部轴向力FS, 排列方法,为使 S 得到平衡，角接触轴承一般成对使用 正装 面对面安装 轴承外圈的窄边相对， 即内部轴向力指向相对 正装时跨距短，轴刚度大,机械设计基础 轴承,反装 背靠背安装 两轴承外圈的宽边相对 即派生轴向力指向相背 反装时跨距长，轴刚度小,为简化计算，可认为支反力作用于轴承宽度的中点, 角接触轴承的轴向载荷Fa,当外载既有径向载荷又有轴向载荷时，角接触轴承的轴向载荷 Fa ？,机械设计基础 轴承,要同时考虑轴向外载 Fa和派生轴向力FS,轴承正装时：,圆锥滚子轴承的简图如下（将内圈与轴视为一体）：,机械设计基础 轴承,若 FS1 + Fa

　　14、FS2 轴向合力向右，轴有向右移动的趋势，但外圈被固定， 右轴承被压紧，会产生反力FS2，使轴向力平衡，使得:,右轴承被压紧, 轴向力,左轴承被放松, 轴向力,轴承正装时：,圆锥滚子轴承的简图如下（将内圈与轴视为一体）：,机械设计基础 轴承,若 FS1 + Fa FS2 轴向合力向右，轴有向左移动的趋势，但外圈被固定， 左轴承被压紧，会产生反力FS1，使轴向力平衡，使得:,左轴承被压紧, 轴向力,右轴承被放松, 轴向力,结论：,轴承反装时，可得到与正装同样的结论 结论总结如下： 根据排列方式判明派生轴向力 FS1、FS2 的方向 判明轴向合力指向及轴可能移动的方向，分析哪端轴承被“压紧”，哪端

　　15、轴承被“放松” “放松”端的轴向载荷等于自身的内部轴向力 “压紧”端的轴向载荷等于除去自身派生轴向力后其它轴向力的代数和,机械设计基础 轴承,对于能承受少量轴向力而a=0 的向心轴承(如深沟球轴承)：,因为：a0 ,FS10 ，FS2 0,所以：F合力Fa,图中：,Fa10,Fa2Fa,5 推力球轴承的当量动载荷,对推力球轴承，不能承受径向力，只能承受轴向力，则：,机械设计基础 轴承,三、轴承静载荷计算,机械设计基础 轴承,失效形式：过大塑性变形 对象：低速或受较大冲击载荷作用的轴承 目的：防止轴承元件发生塑性变形 基本额定静载荷C0 ：限制塑性变形的极限载荷值，由手册查取 对向心轴承为 C0

　　16、r 径向基本额定静载荷 对推力轴承为 C0a 轴向基本额定静载荷 径向轴承或角接触轴承的当量静载荷P0:,实际选用： 推力轴承的当量静载荷： 静强度校核公式：,1 两端固定,这是最常见的固定方式 两端的轴承各限制一个方向的轴向移动 适合于工作温升不高的短轴（跨距 L 400 mm）,机械设计基础 轴承,考虑到轴的受热伸长，应留出热补偿间隙 0.20.3mm,2 一端固定、一端游动,适合于工作温升高的长轴（跨距 L 400 mm） 固定支点的轴承内外圈左右均固定，承担双向轴向力 游动支点的轴承只承受径向力，不承受轴向力,机械设计基础 轴承,当轴受热伸长时，游动支点随轴一起向外移动，避免轴承受到附

　　17、加载荷作用，防止轴承卡住,为什么“N”类轴承作游动支点时外圈亦需轴向固定？,3 两端游动,一根轴上的两个轴承都不进行轴向固定 主要用于人字齿轮传动中的小齿轮轴,机械设计基础 轴承,大齿轮轴进行了两端固定，小齿轮轴系，其轴向位置的约束靠人字齿的形锁合来保证,2 密封,目的：防尘、防水、防止润滑剂流失,机械设计基础 轴承,方式： 1 接触式密封： 毡圈、O形密封圈、唇形密封圈、机械密封（端面密封） 2 非接触式密封： 缝隙密封、离心式密封（甩油密封）、迷宫密封、螺旋密封,1 接触式密封,毡圈,机械设计基础 轴承,唇形密封圈,2 非接触式密封,机械设计基础 轴承,离心式密封（甩油密封）,缝隙密封,迷宫密封,三、轴承的配合与装拆,机械设计基础 轴承,1 滚动轴承的配合 内圈与轴颈：采用基孔制 外圈与座孔：采用基轴制,选择的原则： 紧些的配合旋转精度高、振动小 转动套圈、速度高、受载大、工作温度变化大选较紧的配合（过盈配合） 不动套圈、常拆轴承选较松的配合（间隙配合,2 滚动轴承的装拆,要求： 容易装拆；装拆时不被损坏，也不能损坏其他零件 安装力或拆卸力不要通过滚动体传递,机械设计基础 轴承,轴肩高度应低于内圈厚度拆卸时不损坏 轴肩开槽 轴承内圈轴肩处 安装轴承轴段不宜过长易装易拆,