第13章滚动轴承教学课件ppt* * * 因为轴承的内、外圈属于薄壁零件，容易变形。当它装入外壳孔或装在轴上后，其内外圈的不圆度将受到外壳孔及轴颈形状的影响。 * 滚动轴承是标准组件，所以与相关零件配合时其内孔和外径分别是基准孔和基准轴，在配合中不必标注： 决定配合时最主要的问题是轴承内、外圈所承受的载荷状态： 一般来说，尺寸大、载荷多、振动大、转速高或工作温度高等情况下应选紧一些的配合，而经常拆缷或游动套圈则采用较松的配合。 * * * * * * * * * * * * * * * * * * * 所有水平分力相互抵销，铅垂分力与外载荷平衡。 * 滚动轴承是标准件，就有相应的规格和规范。我们的工作就是如何来选择 工作过程中，滚动体相对内外圈不断转动，因此滚动体和滚道接触表面受脉动循环变应力，产生疲劳点蚀。 当轴承转速很低或间歇摆动时，不会产生疲劳损坏。但很大的静载荷或冲击载荷作用下，会使滚道和滚动体产生永久变形，从而使轴承在运转过程中产生剧烈振动和噪音而失效。 1. 点蚀 寿命计算; 动载荷计算 2. 塑性变形 静载荷计算 * * * * * 滚动轴承的基本动载荷是在一定的实验条件下确定的。对于向心轴承是指轴承承受纯径向载荷；对于推力轴承是指承受中心轴向载荷。实际情况可能既受径向载荷又有轴向载荷，则必须将实际载荷换算成与实验条件相同的载荷后，才能和基本额定动载荷进行比较。换算后的载荷是一种假定载荷，称为当量载荷。 * * 角接触球轴承和圆锥滚子轴承在承受径向载荷时，要产生派生的轴向力，为了保证这类轴承正常工作，通常是成对使用。 Fd1 ， Fd2是由径向载荷Fr 产生的。 * * * * * * * * * * * 为了自动补偿两侧螺旋角的误差，使齿轮受力均匀，高速的主动轮采用游动，与其啮合的低速轴系必须两端固定，以使两轴都得到固定 人字齿轮由于本身的轴向限位作用，其中一根轴设计成两端固定的形式，另外一根轴必须游动，否则会卡死。 * * * * * * * dn间接反映了轴颈的圆周速度。 * * * * * * 轴承内径公差带 ?dmp 零线 r7 r7 j5 g5 h5 h8 滚动轴承内孔与轴的配合采用基孔制。当按国家标准选取时，其配合要比圆柱公差的同类配合要稍紧一些。 常用的轴公差代号有 k6、 m5、 m6、n6 k6 m6 m5 n6 * 零线 滚动轴承外经与外壳孔的配合采用基轴制。当按国家标准选取时，其配合要比圆柱公差的同类配合要稍松一些。 大多情况下，外圈安装在外壳孔中是固定的，有些轴承部件结构要求又需要调整，其配合不宜太紧 常用的孔公差代号有 H7、 H6爱游戏、 J7、Js7、 J6、 Js6 轴承外圈公差带 ?Dmp 游动支撑 G7 Js7 G7 H8 H7 H6 J7 J6 Js6 K6 K7 M6 M7 P6 N6 N7 P7 G7 Js7 H7 H6 J7 J6 G7 * 装拆滚动轴承时，要特别注意以下两点： 六、滚动轴承的安装与拆卸后期的维护问题,造成不方便或破坏整体结构 1.不允许通过滚动体来传力，以免使滚道或滚动体造 成损伤。 2.由于轴承的配合较紧，装拆时应使用专门的工具。 错误的施力 正确的施力 压力机压内圈，大轴承或过盈量较大压入较困难时用80~120油，热装 例十堰实习 错误 正确 * 装内圈于轴上 内外圈上同时受力 滚动轴承的安装 * 内圈的拆卸 * 外圈的拆卸 h1 h1 * ▲ 对于一根轴上两个支承的座孔，必须尽可能地保持 同心。最好的办法是采用整体结构的外壳，并把两 轴承孔一次镗出 ▲ 正确选择轴承的配合，保证轴承正常运转，防止内 圈与轴、外圈与外壳孔在工作时发生相对转动 ▲ 在安装轴承的过程中，应确保实施安装轴承的力不 作用的滚动体上，否则将使轴承损坏 ▲ 对轴承适当地预紧，以此提高轴承的旋转精度，增 加轴承装置的刚度、减小机器工作时轴的振动 滚动轴承的组合设计注意事项： ▲ 应尽量保证轴及轴承座有足够的刚度，以避免过大 的变形使滚动体受阻滞而使轴承提前损坏 * 完 2021/4/6 * 联轴器的作用、类型？ 试比较刚性联轴器、无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器各有何优缺点？各适用于什么场合？ 选用联轴器时应考虑哪方面问题？确定联轴器的步骤 离合器的作用、类型？ 牙嵌离合器和摩擦式离合器各有何优缺点?各适用于什么场合? 安全联轴器、安全离合器和一般联轴器、离合器有何区别? 2021/4/6 * 2021/4/6 高速列车轴箱轴承安装实例 高速直线运行：径向载荷：用滚针轴承 高速转弯运行：轴向载荷：两端固定 高速运行：热膨胀：游隙 两端：考虑到轴向窜动应选用成对的圆锥滚子轴承 * 2021/4/6 §13-7滚动轴承与滑动轴承性能对照 性 质 滚动轴承 不完全液体滑轴承 完全液体滑轴承 动压润滑轴承 静压润滑轴承 随转速增高而降低 随转速增高而增大 与转速无关 启动阻力 低 高 高 低 不高 不高 良好 承载能力与转速的关系 一般无关，特高速时，滚动体的离心力要降低承载能力 承受冲击载荷的能力 油层有承受较大冲击的能力 高速性能 功率损失 寿 命 一般不大，但如果润滑及安装不当时将剧增 较大 较低 一般，受限于滚动体的离心力及轴承温升 不高，受限于轴承的发热与磨损 高，受限于油膜震荡及油的温升 高，用空气作润滑剂时极高 有限，受限于材料的点蚀 有限，受限于材料的磨损 长，载荷稳定时理论上寿命无限实际上受限于轴瓦的疲劳破坏， 噪 声 较大 不大 周成本身的损失不大，加上油泵功率损失可能超过液体动压轴承 工作不稳定时有噪声，工作稳定时基本无噪声 理论上无限 轴承本身的噪声不大，但油泵又不小的噪声 * 2021/4/6 续表 性 质 滚动轴承 不完全液体滑 轴承 完全液体滑轴承 动压润滑轴承 静压润滑轴承 使用润滑剂 油、脂或固体 油、脂或固体 液体或气体 液体或气体 轴承的刚性 高，预紧时更高 一般 一般 一般到最高 更换易损零件 很方便，一般不需修复轴径 轴瓦需经常更换，有时需修复轴径 价格 中等 大量生产时价格不高 较高 轴承本身的噪声不大，但油泵又不小的噪声 旋转精度 较高 较低 一般到高 较高到最高 径向 大 小 小 小 轴向 (0.2~0.5)d (0.5~4)d (0.5~4)d 中等 润滑剂用量 一般小，高速较多 一般不大 较大 最大 轴瓦需经常更换，有时需修复轴径 轴瓦需经常更换，有时需修复轴径 油质要清洁、脂润滑只需要定期维护 维护要求 要求不高 油质须洁净 油质须洁净、须经常维护供油系统 轴承尺寸 * 续表 不完全液体滑动轴承 完全液体滑轴承 动压润滑轴承 轴承的刚性 更换易损零件 很方便，一般不需修复轴径 轴瓦需经常更换，有时需修复轴径 价格 中等 大量生产时价格不高 较高 轴承本身的噪声不大，但油泵又不小的噪声 润滑剂用量 一般小，高速较多 一般不大 较大 最大 轴瓦需经常更换，有时需修复轴径 轴瓦需经常更换，有时需修复轴径 油质要清洁、脂润滑只需要定期维护 维护要求 要求不高 油质须洁净 油质须洁净、须经常维护供油系统 轴承尺寸 性 质 滚动轴承 静压润滑轴承 高，预紧时更高 一般到最高 一般到最高 一般到最高 旋转精度 较高 较低 较高到最高 一般到高 径向 轴向 较高 较低 较高到最高 一般到高 (0.2~0.5)d (0.5~4)d 中等 (0.5~4)d 使用润滑剂 油、脂或固体 油、脂或固体 液体或气体 液体或气体 * 2021/4/6 §13-8滚动轴承例题分析 设根据工作条决定在轴的两端反装两个角接触球轴承。已知轴上齿轮受切向力Ft=2200N，径向力Fr=900N，轴向力Fa=400 N，齿轮分度圆直径d=314 mm，齿轮转速n=520 rpm，运转中有中等冲击载荷，轴承预期计算寿命L’h=15000 h。设初选两个轴承型号均为7207C，试验算轴承是否可达到预期计算寿命的要求。 320 200 2 1 解：1. 求径向载荷 先求两处径向载荷垂直和水平分量 Fr2V Fr1V Fr2H Fr1H Fte Fae Fre Fae Fre Fte * 2021/4/6 Fd=eFr 求总径向载荷 2. 求两轴承的计算轴向力Fd1和Fd2 查表得7207C轴承的基本额定动载荷与基本额定静载荷为 C=30500 N C0=20000 N 对于70000C型轴承，内部轴向力 Fd=1.14Fr Fd=0.68Fr Fd=eFr Fd=Fr／(2Y) 70000B(a =40o) 70000AC(a =25o) 70000C(a=15o) 角接触球轴承 圆锥滚子轴承 其中e为判断系数，按下表13-5选取 2 1 Fae Fre Fte Fd2 Fd1 * 2021/4/6 轴承类型 相对轴向载荷 Fa / Fr ≤ e Fa / Fr e 名 称 代 号 f 0Fa / C0r Fa / C0 X Y X Y 判断系数e 调心球轴承 10000 — — 1 (Y1) 0.65 (Y2) (e) 调心滚子轴承 20000 — — 1 (Y1) 0.67 (Y2) (e) 推力调心滚子轴承 29000 — — 1 1.2 1 1.2 圆锥滚子轴承 30000 — — 1 0 0.4 (Y) (e) 深沟球轴承 60000 角接触球轴承 0.172 2.30 0.19 0.345 1.99 0.22 0.689 1.71 0.26 1.030 1.55 0.28 1.380 — 1 0 0.56 1.45 0.30 2.070 1.31 0.34 3.450 1.15 0.38 5.170 1.04 0.42 6.890 1.00 0.44 0.015 1.47 0.38 0.029 1.40 0.40 0.058 1.30 0.43 0.087 1.23 0.46 0.120 1 0 0.44 1.19 0.47 0.170 1.12 0.50 0.290 1.02 0.55 0.440 1.00 0.56 0.580 1.00 0.56 — — 1 0 0.41 0.87 0.68 — — 1 0 0.35 0.57 1.14 70000AC α=25? 70000B α=40? 70000C α=15? 表13-5 径向动载荷系数X与轴向动载系数Y 因为Fa未知，初选e=0.4 0.40 * 2021/4/6 Fd1=eFr1 Fd2=eFr2 于是 Fa1= Fae +Fd2 Fa2= Fd2 =605.05 N Fa1/C0= 1005.05/20000 =0.0503 Fa2/C0= 605.05/20000 =0.0303 重新查表选取判断系数e 内部轴向力: =0.4×875.65=350.26 N =0.4×1512.62=605.05 N =400+605.05=1005.05 N * 2021/4/6 轴承类型 相对轴向载荷 Fa / Fr ≤ e Fa / Fr e 名 称 代 号 f 0Fa / C0r Fa / C0 X Y X Y 判断系数e 调心球轴承 10000 — — 1 (Y1) 0.65 (Y2) (e) 调心滚子轴承 20000 — — 1 (Y1) 0.67 (Y2) (e) 推力调心滚子轴承 29000 — — 1 1.2 1 1.2 圆锥滚子轴承 30000 — — 1 0 0.4 (Y) (e) 深沟球轴承 60000 角接触球轴承 0.172 2.30 0.19 0.345 1.99 0.22 0.689 1.71 0.26 1.030 1.55 0.28 1.380 — 1 0 0.56 1.45 0.30 2.070 1.31 0.34 3.450 1.15 0.38 5.170 1.04 0.42 6.890 1.00 0.44 0.015 1.47 0.38 0.029 1.40 0.40 0.058 1.30 0.43 0.087 1.23 0.46 0.120 1 0 0.44 1.19 0.47 0.170 1.12 0.50 0.290 1.02 0.55 0.440 1.00 0.56 0.580 1.00 0.56 — — 1 0 0.41 0.87 0.68 — — 1 0 0.35 0.57 1.14 70000AC α=25? 70000B α=40? 70000C α=15? 表13-5 径向动载荷系数X与轴向动载系数Y 0.029 没有相同的值0.0503 0.40 0.058 0.43 Fa / C0 表中没有与计算结果相同的Fa1/C0值，采用线 ) 线性插值的原理 α角的正切值为对边比邻边 0.0503 e1 α * 2021/4/6 重新查表选取判断系数e 重新计算轴向力 Fd1=e1Fr1 =0.422×875.65=369.52 N Fd2=e2Fr2 =0.401×1512.62=606.56 N e1=0.422 e2=0.401 Fa1= Fae +Fd2 Fa2= Fd2 =606.56 N Fa1/C0= 1006.56/20000 =0.05033 Fa2/C0= 606.56/20000 =0.03033 两次计算 Fa2/C0 结果相差不大，故取 重新计算轴向力 e1=0.422 e2=0.401 Fa1= 1006.56 N Fa2=606.56 N =400+606.56=1006.56 N * 2021/4/6 3. 求轴承的当量载荷P1和P2 查下页表并插值可求得径向载荷系数X和轴向载荷系数Y * 2021/4/6 轴承类型 相对轴向载荷 Fa / Fr ≤ e Fa / Fr e 名 称 代 号 f 0Fa / C0r Fa / C0 X Y X Y 判断系数e 调心球轴承 10000 — — 1 (Y1) 0.65 (Y2) (e) 调心滚子轴承 20000 — — 1 (Y1) 0.67 (Y2) (e) 推力调心滚子轴承 29000 — — 1 1.2 1 1.2 圆锥滚子轴承 30000 — — 1 0 0.4 (Y) (e) 深沟球轴承 60000 角接触球轴承 0.172 2.30 0.19 0.345 1.99 0.22 0.689 1.71 0.26 1.030 1.55 0.28 1.380 — 1 0 0.56 1.45 0.30 2.070 1.31 0.34 3.450 1.15 0.38 5.170 1.04 0.42 6.890 1.00 0.44 0.015 1.47 0.38 0.029 1.40 0.40 0.058 1.30 0.43 0.087 1.23 0.46 0.120 1 0 0.44 1.19 0.47 0.170 1.12 0.50 0.290 1.02 0.55 0.440 1.00 0.56 0.580 1.00 0.56 — — 1 0 0.41 0.87 0.68 — — 1 0 0.35 0.57 1.14 70000AC α=25? 70000B α=40? 70000C α=15? 表13-5 径向动载荷系数X与轴向动载系数Y 采用线 (1.40 0.4 ) 1.40 0.40 1.30 0.43 表中没有e=0.422 α Y1 0.422 轴承2 X2 =1 Y2 =0 * 轴承工作时有中等冲击载荷，查表取 表13-6 载荷系数 载荷性质 载荷系数fP 无冲击或轻微冲击 1.0~1.2 中等冲击 1.2~1.8 强烈冲击 1.8~3.0 应用举例 电机、汽轮机、通风机、水泵等 机床、车辆、动力机械、起重机、造纸机、选矿基、冶金机械、卷扬机等 碎石机、轧钢机、钻探机、振动筛等 1.2~1.8 轴承的当量载荷: P1= f p(X1Fr1+Y1Fa1) P2= f p(X2Fr2+Y2Fa2) =1.5×(0.44×875.65+1.327×1006.56)=2581.49 N =1.5×(1×1512.62+0×606.56)=2268.93 N f p=1.5 * 4. 验算轴承寿命 ∵ P1 〉 P2 所以按轴承1的寿命计算 所选轴承满足寿命要求。 * 稀土陶瓷轴承： 具有耐各种强酸、强碱、盐等腐蚀性介质侵蚀、耐高温、耐磨损、结构重量轻、极限转速高、噪声低、电绝缘、高温下尺寸稳定、启动力矩小、可在润滑条件恶劣的工况下工作，具有较高的使用寿命，可广泛地应用于：航空、航天、航海、石油、化工、机械、汽车、机车、冶金、电子、轻纺、泵类、制药、食品机械、医疗器械、国防军事技术等领域。是具有较大的社会和经济效益的新材料高科技产品。 * 转盘轴承是一种能够同时承受较大的轴向负荷、径向负荷和倾覆力矩等综合载荷，集支承、旋转、传动、固定等多种功能于一身的特殊结构的大型轴承 * 它是滚动轴承的一个重要参数，轴承的受力分析和承载能力等都与接触角有关。 滚动轴承按其承受载荷的方向（接触角）和滚动体的形状分类。 向心轴承主要承受径向载荷 推力轴承主要承受轴向载荷 * 因滚子轴承贵角接触球轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷。 * 滚动轴承的类型很多，而各类轴承又有不同的结构、尺寸、公差等级、技术要求等，为便于组织生产和选用，规定了滚动轴承的代号， * 滚动轴承是标准零件，要求设计者应能在机械设计过程中，根据使用的要求较合理地选择滚动轴承的类型与规格。 * 因滚子轴承贵，角接触球轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷。 * 因滚子轴承贵，角接触球轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷。 * 内径相同时，外径越小，滚动体就越轻小，产生的离心惯性力也小 * 2021/4/6 轴承类型 相对轴向载荷 Fa / Fr ≤ e Fa / Fr e 名 称 代 号 f 0Fa / C0r Fa / C0 X Y X Y 判断系数e 调心球轴承 10000 — — 1 (Y1) 0.65 (Y2) (e) 调心滚子轴承 20000 — — 1 (Y1) 0.67 (Y2) (e) 推力调心滚子轴承 29000 — — 1 1.2 1 1.2 圆锥滚子轴承 30000 — — 1 0 0.4 (Y) (e) 深沟球轴承 60000 角接触球轴承 0.172 2.30 0.19 0.345 1.99 0.22 0.689 1.71 0.26 1.030 1.55 0.28 1.380 — 1 0 0.56 1.45 0.30 2.070 1.31 0.34 3.450 1.15 0.38 5.170 1.04 0.42 6.890 1.00 0.44 0.015 1.47 0.38 0.029 1.40 0.40 0.058 1.30 0.43 0.087 1.23 0.46 0.120 1 0 0.44 1.19 0.47 0.170 1.12 0.50 0.290 1.02 0.55 0.440 1.00 0.56 0.580 1.00 0.56 — — 1 0 0.41 0.87 0.68 — — 1 0 0.35 0.57 1.14 70000AC α=25? 70000B α=40? 70000C α=15? 表13-5 径向动载荷系数X与轴向动载系数Y * 2021/4/6 ——派生轴向力 FNi = Fdi +Fri Fd =∑Fdi = ∑Fri tanα 第i个滚动体 当角接触球轴承或圆锥滚子轴承承受径向载荷Fr时，由于存在接触角α ，每个滚动体所受力为FNi。可分解为轴向和径向两个方向分力： 所有滚动体轴向力之和 其中 Fdi = Fri tanα α Fa Fae Fr α FNi Fd 将迫使内圈和轴径向右移动。可按下表来计算Fd Fd=1.14Fr Fd=0.68Fr Fd=eFr Fd=Fr／(2Y) 70000B 70000AC 70000C 角接触球轴承 圆锥滚子轴承 由于产生了派生轴向力，此时轴承所承受的实际轴向力不再等于外部轴向力，即： Fa ≠ Fae 假设作用在轴上的轴向外载荷为：Fae F’ri Fdi 四、向心推力轴承的轴向力计算 * 2021/4/6 1.若 Fae+ Fd2 Fd1 压紧端 Fa1 = Fae+ Fd2 放松端 Fa2 = Fd2 2.若 Fae+Fd2 Fd1 放松端 Fa1 = Fd1 压紧端 Fa2 = Fd1 - Fae Fae 正装 结论： 压紧端轴承的轴向载荷 = 其余轴向力的代数和本身除外 本身除外 放松端轴承的轴向载荷 = 其内部轴向力 轴承2(放松端)承受的轴向载荷： a a O1 O2 1 2 Fd2 Fr2 Fd1 Fr1 由于轴承1的右端已固定，轴不能向右移动，轴承1被压紧。由平衡条件得轴承1(压紧端)承受的轴向载荷： 则轴承2被压紧。由平衡条件得： 派生轴向力Fd 可以按表13-7 查出，若查表不相等，实际上往往不相等， * 2021/4/6 a a O1 O2 1 2 反装 Fae Fd2 Fr2 Fd1 Fr1 反装时选左边的轴承为1，右边的轴承为2。 1. 若 Fae+ Fd2 Fd1 则有： 压紧端 Fa1 = Fae+ Fd2 放松端 Fa2 = Fd2 2.若 Fae+Fd2 Fd1 ,则有： 放松端 Fa1 = Fd1 压紧端 Fa2 = Fd1 - Fae 结论与正装相同： 压紧端轴承的轴向载荷 = 其余轴向力的代数和本身除外 本身除外 放松端轴承的轴向载荷 = 其内部轴向力 * 2021/4/6 五、滚动轴承尺寸选择的过程 由力分析确定轴承所承受的Fr与Fa 计算当量动载荷P=fP(XFr+YFa) 确定轴承的工作转速n与预计寿命L10 计算轴承应满足的基本额定动载荷 由轴承样本（手册）查取合适的轴承 * 2021/4/6 六、滚动轴承的静承载能力 对于在工作载荷下基本不旋转或缓慢旋转或缓慢摆动的轴承，其失效形式不是疲劳点蚀，而是因滚动接触面上的接触应力过大而产生的过大的塑性变形。 在国家标准中，对每一种规格的滚动轴承规定了一个不应超过得载荷界限—基本额定静载荷，用C0表示。 轴承上作用的径向载荷Fr与轴向载荷Fa应折合成一个当量静载荷P0 ，即 P0=X0Fr+Y0Fa 按轴承静承载能力选择轴承的公式为 式中 S0为静强度安全系数，可由设计手册查取(下页)。 S0P0≤C0 * 2021/4/6 旋转条件 载荷条件 S0 使用条件 S0 滚动轴承的静强度安全系数 S0 普通载荷 1~2 高精度旋转场合 1.5~2.5 冲击载荷 2~3 振动冲击场合 1.2~2.5 普通载荷 0.5 1.0~1.2 1~1.5 允许有变形量 0.3~1.0 连续旋转轴承 不常旋转及作摆动运动的轴承 冲击及不均匀载荷 普通旋转精度场合 * 2021/4/6 七、滚动轴承的可靠度 在一般工程问题中，均以轴承的基本额定动载荷和基本额定寿命来衡量轴承的承载能力，这时对应的可靠度均为90%。但是，对于航空航天产品、国防装备等，对于轴承的可靠度有更高的要求。这时滚动轴承寿命的计算须引入可靠性系数a1，即修正寿命为 a1也可按下式计算确定 R ——为预期可靠度。 可靠度不为90%时的额定寿命修正系数a1 (GB/T 6391 —2003) 可靠度/% 90 95 96 97 98 99 Ln L10 L5 L4 L3 L2 L1 a1 1.0 0.62 0.53 0.44 0.3 0.21 * 2021/4/6 §13-6 轴承装置的设计 设计内容 轴承的定位和紧固 轴承的配置设计 轴承位置的调节 轴承的润滑与密封 轴承的配合 轴承的装拆 前面我们已经学习了类型选择和尺寸计算，这还不够。让轴承你正常的工作还包括正确的装置设计（有时间例子，动车组的车轮） * 2021/4/6 一、滚动轴承的定位和紧固 滚动轴承的轴向紧固是指将轴承的内圈或外圈相对于轴或轴承座实施紧固。 具体的紧固方法有很多，下面列举常用的方法。一般分内圈固定方式和外圈固定方式 * 2021/4/6 内圈的紧固方法： 弹性挡圈固定 低载 圆螺母与止动垫圈固定 高速轴的固定方式 轴端挡圈固定 紧定衬套、圆螺母、止动垫圈与锥孔内圈固定。 外圈的紧固方法： 端盖固定 较大单项载荷 孔用挡圈 较小 轴承外圈止动槽 螺纹环紧固 * 2021/4/6 Why，为了温度高时补偿轴的热膨胀 二、滚动轴承的配置 轴承配置——指对于一个轴系应采用几个轴承支承、如何支承、如何配置等问题。 常用配制方案 双支点各单向固定 一个支点双向固定、另一端游动。 常用的轴承配置方案有以下三类，每一类又有若干具体方案。 两端均游动 两端固定支承 双支点各单向固定 C=0.2~0.3 mm 预留补偿间隙 温度不高，跨距400mmd的短轴，采用这种方式，两端各承受一个方向的受力 * 2021/4/6 Why，为了温度高时补偿轴的热膨胀 二、滚动轴承的配置 轴承配置——指对于一个轴系应采用几个轴承支承、如何支承、如何配置等问题。 常用配制方案 双支点各单向固定 一个支点双向固定、另一端游动。 常用的轴承配置方案有以下三类，每一类又有若干具体方案。 两端均游动 双支点各单向固定 C=0.2~0.3 mm 预留补偿间隙 温度不高，跨距400mmd的短轴，采用这种方式，两端各承受一个方向的受力 * 2021/4/6 二、滚动轴承的配置 轴承配置——指对于一个轴系应采用几个轴承支承、如何支承、如何配置等问题。 常用配制方案 双支点各单向固定 一个支点双向固定、另一端游动。 两端均游动 固定支承 游动支承 L 游动支承 选用圆柱滚子轴承时， 外圈应双向固定。 选用深沟球轴承时， 外圈与端盖间应留有间隙。 适用于温度变化较大的长轴。 固定端常见的还可以用角接触球轴承或圆锥滚子轴承面对面或背靠背安装 * 2021/4/6 二、滚动轴承的配置 轴承配置——指对于一个轴系应采用几个轴承支承、如何支承、如何配置等问题。 常用配制方案 双支点各单向固定 一个支点双向固定、另一端游动。 两端均游动 两端游动 * 2021/4/6 调整垫片 加减垫片的厚度 方法 三、 轴系部件的调整 1. 轴承间隙的调整 螺钉调整 加减垫片 调整垫片 加减垫片 螺钉调整 * 2021/4/6 调整垫片 加减垫片的厚度 方法 三、 轴系部件的调整 1. 轴承间隙的调整 螺钉调整 加减垫片 螺钉调整 * 2021/4/6 2. 轴承的预紧 对于某些可调游隙的轴承，在安装时给与一定的轴向压紧力，使得内外圈产生相对移动而消除游隙，并在套圈和滚动体接触处产生弹性预变形，借此提高轴的旋转精度和刚度。这种方法称为轴承的预紧。 方法 加金属垫片 磨窄套圈 * 3. 轴承组合位置的调整 目的：使轴上的零件具有准确的工作位置。如齿轮、带轮等 例如：锥齿轮传动，要求两个节锥顶点相重合。 对于蜗杆传动，要求蜗轮中间平面通过蜗杆的轴线。 才能保证正确啮合。 方法：套杯+调整垫片 * 轴承组合位置调整的方法： 套杯+调整垫片 锥顶点不重合！ 锥顶点重合！ * 润滑的目的 ▲降低滚动轴承内部的摩擦，减少磨损和发热量 四、 滚动轴承的润滑和密封 ▲轴承的摩擦发热使轴承升温，油润滑可以到起冷却 作用，从而降低轴承的工作温度，延长使用寿命 ▲良好的润滑状态，可在滚动体与滚道间形成一层使 两者隔开的油膜，减小接触压力 ▲轴承零件表面覆盖一层润滑剂，可以防止表面氧化 生锈 ▲润滑剂还能吸收振动，并降低噪音 1、滚动轴承的润滑 密封目的 防止灰尘、水分进入轴承，阻止润滑剂流失。 * 润滑剂 润滑脂 润滑油 固体润滑剂 用于特殊场合 用速度因素dn 值作为选择润滑剂的条件: ——常用 ——高速、高温 脂润滑优点：不容易流失、便于密封和维护，充填一 次，可运转较长时间。 油润滑优点：摩擦阻力小、能散热，可在高速、高温环 境下使用。 dn间接反映了轴颈的圆周速度。 d ——滚动轴承的内径，单位：mm； n ——轴承转速，单位：r/min。 对于不同类型的轴承，润滑剂和润滑方式的选择可参照下表进行。 * 轴承的常用润滑方式 (单位：104mm·r/min) 轴承类型 脂润滑 油 润 滑 油浴 滴油 喷油 油雾 深沟球轴承 16 25 40 60 60 调心球轴承 16 25 40 50 交接触球轴承 16 25 40 60 60 圆柱滚子轴承 12 25 40 60 60 圆锥滚子轴承 10 16 23 30 调心滚子轴承 8 12 20 25 推力球轴承 4 6 12 15 轴承常用的润滑方式有油润滑何脂润滑两类。选哪一类润滑方式，这与轴承的速度有关，一般用滚动轴承的dn值表示轴承的速度大小。 * 2021/4/6 润滑油的选择： 润滑油的粘度根据速度因素dn和工作温度t来确定。 1000000 500000 200000 100000 50000 20000 10000 -40 -20 0 20 40 60 100 120 80 dn/(mm·r/min) t / ℃ 润滑油粘度的选择 5cSt(40℃时) 10 20 65 110 250 400 例如： dn=100,000 t=90 ℃ 可用 110 号润滑油 110 * 2、滚动承的密封 滚动承的密封方式的选择与下列因素有关。 润滑的种类、 工作环境、 工作温度、 密封表面的圆周速度 分类 接触式 非接触式 组合式 毛毡圈密封 密封圈密封 间隙密封 迷宫式密封 毛毡迷宫式密封 * (b) (a) 毛毡圈密封 适用场合： 脂润滑，要求环境清洁，轴颈圆周轴速度v4~5 m/s，工作温度不超过90℃ 矩形断面的毛毡圈被安装在梯形槽内，它对轴产生一定的压力而起到密封作用。 适用场合： 脂或油润滑，轴颈圆周轴速度v4~5 m/s，工作温度: -40~100℃ 防漏油 防灰尘 密封圈密封 密封圈用皮革、塑料或耐油橡胶制成，有的具有金属骨架，有的没有，制成标准件。 密封唇朝里，目的是防漏油。 密封唇朝外，主要目的是防灰尘、杂质 接触式密封： * (b) (a) 适用场合： 脂润滑，要求环境干燥清洁。 靠轴与端盖之间的细小环形间隙密封，间隙愈小愈长，效果愈好，间隙取0.1~0.3 mm。 间隙封圈 δ=0.1~0.3 mm δ 非接触式密封： δ 在轴承盖上车出环槽并填充润滑脂，以提高密封效果。 * (a) (b) 适用场合：脂润滑或油润滑，工作温度不高于密封用 脂的滴点。密封效果可靠。 图b为轴向曲路，因考虑到轴受热后会变长，间隙取δ =1.5~2 mm。 迷宫式封圈 δ=0.1~0.2 mm δ=1.5~2 mm 将旋转件与静止件之间的间隙做成迷宫形式，并在间隙中充填润滑油或润滑脂以加强密封效果。分为径向和轴向两种结构。 δ δ * 组合封圈 适用场合：适用于脂润滑或油润滑，密封效果可靠。 也可以把多种密封形式组合在一起。这是组合密封的一种型式----毛毡加迷宫，可充分发挥各自的优点，提高密封效果。组合密封的方式很多，不一一列举。 组合式密封： * ▲配合是指内圈与轴颈、外圈与外壳孔的配合 ▲除了对轴承的内外径规定了直径公差外，还规定了 平均内径和平均外径(dm ，Dm)的公差 轴承外径的Dm公差带 0 6 5 4 2 轴承内径的dm公差带 0 6 5 4 2 ▲标准规定，0 6 5 4 2各级公差等级的轴承的的内径 dm和外径Dm均采用单向制，且统一采用上偏差为 零，下偏差为负的分布 + - D d + - 五、 轴承组合的配合 * ①当轴承内径公差带与轴公差带构成配合时，在一般基孔制中原属过渡配合的公差代号将变为过盈配合，如k5、k6、m5、m6、n6等，但过盈量不大；当轴承内径公差代与h5、h6、g5、g6等构成配合时，不再是间隙而成为过盈配合。 ②轴承外径公差带由于公差值不同于一般基准轴，也是一种特殊公差带，大多情况下，外圈安装在外壳孔中是固定的，有些轴承部件结构要求又需要调整，其配合不宜太紧，常与H6、H7、J6、J7、Js6、Js7等配合。 一般情况下，轴一般标0～＋0.005 如果是不常拆的线的过盈配合。 如果要经常拆装采用过渡配合。 考虑到轴材料本身在转动时候的热胀，轴承越大，最好是－0.005～0的间隙配合，最大不超过0.01的间隙配合。 动圈过盈，静圈间隙。 * 滚动轴承是标准组件，所以与相关零件配合时其内孔和外径分别是基准孔和基准轴，在配合中不必标注 内圈孔——轴 ?基孔制 外圈孔——轴承座孔 ? 基轴制 决定配合时最主要的问题是轴承内、外圈所承受的载荷状态一般来说，尺寸大、载荷多、振动大、转速高或工作温度高等情况下应选紧一些的配合，而经常拆缷或游动套圈则采用较松的配合。（动圈过盈，静圈间隙） * 推力球轴承 50000 低 不允许 只能承受轴向载荷，且作用线必需与轴线重合。分为单、双向两种。高速时，因滚动体离心力大，球与保持架摩擦发热严重，寿命较低，可用于轴向载荷大、转速不高之处。 (b)双向 深沟球轴承 60000 高 8’~16’ 主要承受径向载荷和较小的轴向载荷。价格最低，应用最广泛。 角接触 球轴承 70000C(α=15? ) 70000AC(α=25? ) 70000B(α=40? ) 较高 2’~10’ 能同时承受较大的径向、轴向联合载荷。 α大，轴向承载能力越大，有三种规格。一般称对使用。 表13-1 滚动轴承的主要类型和特性（续） 轴承名称、 类型及代号 结构简图 承载方向 极限转速 允许角偏差 主要特性和应用 * 表13-1 滚动轴承的主要类型和特性（续） 轴承名称、 类型及代号 结构简图 承载方向 极限转速 允许角偏差 主要特性和应用 推力圆柱 滚子轴承 80000 低 不允许 能承受很大的单向轴向载荷。 圆柱滚 子轴承 N0000 较高 2’~4’ 能承受较大的径向。因线性接触，内外圈只允许有小的相对偏转。除U结构外，还有内圈无挡边(NU)、外圈单挡边(NF)、内圈单挡边(NJ)等型式 滚针轴承 (a)NA0000 (b)RNA0000 低 只能承受径向载荷。承载能力大，径向尺寸特小。一般无保持架，因而滚针间有摩擦，极限转速低。 不允许 a) b) * 二、 滚动轴承的代号 GB_T272-93 前置代号 基本代号 后置代号 表13-2 滚动轴承代号的排列顺序 ( ) 类型代号 注： 代表字母； 代表数字 或加 1. 基本代号——表示轴承的基本类型、结构和尺寸。 类型代号 ——左起第一位 是轴承代号的基础，有三项 成套轴承分部件代号 0 若为0（双列角接触球轴承） 则省略。 * 推力球轴承 50000 滚针轴承 (a) NA0000 (b) RNA0000 调心球轴承 10000 调心滚子轴承 20000C 圆锥滚子轴承 30000 (a)单向 (b)双向 深沟球轴承 60000 角接触球轴承 70000 推力圆柱滚子轴承 80000 圆柱滚子轴承 N0000 * 6 深沟球轴承 L 直线 推力球轴承 U 外球面球轴承 4 双列深沟球轴承 NA 滚针轴承 3 圆锥滚子轴承 N 圆柱滚子轴承 29 推力调心滚子轴承 9 推力圆锥滚子轴承 2 调心滚子轴承 8 推力滚子轴承 1 调心球轴承 7 角接触球轴承 0 双列角接触球轴承 代号 轴承类型 代号 轴承类型 滚动轴承主要类型代号表 * 内径代号 ——基本代号左起第四、五位。 前置代号 基本代号 后置代号 表13-3滚动轴承代号的排列顺序 （ ） 类型代号 注： 代表字母； 代表数字 或加 成套轴承分部件代号 内径代号 * 深沟球轴承 62/22 d = 22mm 调心滚子轴承 230/500 d = 500mm 用公称内径毫米数直接表示，但在与尺寸系列代号之间用“/”分开 大于和等于500以及22，28，32 调心滚子轴承 23208 d = 40mm 公称内径除以5的商数，商数为个位数，需在商数左边加“0”，如08 20到480(22，28，32除外) 深沟球轴承 6200 d = 10mm 00 01 02 03 10 12 15 17 10到17 深沟球轴承 625 深沟球轴承 618/5 二者的d 均为5mm 用公称内径毫米数直接表示，对深沟及角接触球轴承7，8，9直径系列，内径与尺寸系列代号之间用“/”分开 1到9(整数) 深沟球轴承 618/2.5 d = 2.5mm 用公称内径毫米数直接表示，在其与尺寸系列代号之间用“/”分开 小于10(非整数) 示例 内径代号 轴承公称内径mm 表13-5轴承的内径代号 * 内径相同，而直径系列代号不同的四种轴承的比较。 6000 6300 6400 6200 尺寸系列代号——基本代号右起第二、三位。 宽(高)度 系列代号 直径系列 代号 前置代号 基本代号 后置代号 表13-3 滚动轴承代号的排列顺序 （ ） 类型代号 尺寸系列代号 注： 代表字母； 代表数字 或加 成套轴承分部件代号 内径代号 * 表13-4 向心轴承和推力轴承的常用尺寸系列代号 直径系列代号 推力轴承 向心轴承 0 1 (0) 0 (0) 1 10 11 20 21 10 11 2 3 4 特轻 轻 中 重 (0) 2 (0) 3 (0) 4 12 13 22 23 24 12 13 14 22 23 24 (0) 1 2 1 2 窄 正常 宽 正常 尺寸系列代号 宽度系列代号 高度系列代号 * 滚子与保持架组件 LR 无座圈推力轴承 KIW 无轴圈推力轴承 KOW 推力援助滚子轴承座圈 GS 推力援助滚子轴承轴圈 WS 不带可分离的内圈或外圈的轴承（滚针轴承仅NA型） R 可分离轴承的可分离内圈或外圈 L K 凸缘外圈的向心球轴承（仅d≤10mm） F 带可分离的内圈或外圈与滚动体组件轴承 代号 表13-6轴承前置代号排列顺序 含义 * 3. 后置代号 ——用字母（或加数字）表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求等 。 表13-8轴承内部结构常用代号 轴承类型 代 号 含 义 示 例 C α=15? 7210C 角接触球轴承 AC α=25? 7210AC B α=40? 7210B 圆锥滚子轴承 B 接触角α加大 32310B E 加强型 N207E 内部 结构 表13-7轴承后置代号排列顺序 后置代号组 含 义 1 密封与防尘 套圈变形 2 3 8 保持架 及材料 游隙 轴承 材料 公差 等级 配置 7 4 5 6 * 3. 后置代号 ——用字母（或加数字）表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求等 。 内部 结构 表13-7轴承后置代号排列顺序 后置代号组 含 义 1 密封与防尘 套圈变形 2 3 8 保持架 及材料 游隙 轴承 材料 公差 等级 配置 7 4 5 6 注：公差等级中0级最低，向右依次增高，2级最高。 表13-10公差等级代号 代 号 省略 /P6 /P6x /P5 /P4 /P2 公差等级符合标准的 0级 6级 6x级 5级 4级 2级 示 例 6203 6203/P6 30201/P6x 6203/P5 6203/P4 6203/P2 * 内部 结构 表13-7轴承后置代号排列顺序 后置代号组 含 义 1 密封与防尘 套圈变形 2 3 8 保持架 及材料 游隙 轴承 材料 公差 等级 配置 7 4 5 6 3. 后置代号 ——用字母（或加数字）表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求等 。 注：公差等级中1级最低，向右依次增高，5级最高。 表13-9径向游隙代号 代 号 C1 C2 省略 C3 C4 C5 径向游隙符合标准的 1级 2级 0级 3级 4级 5级 示 例 6203/C1 6203/P6 6203 6203/P5 6203/P4 6203/P2 * 三、滚动轴承代号示例 6 2 2 03 轴承内径 直径系列代号，2(轻)系列 宽度系列代号，2(宽)系列 深沟球轴承 公称接触角 α=25? 轴承内径 d=12×5=60 mm 直径系列代号，3(中)系列 宽度系列代号，0(窄)系列，代号为0，不标出 角接触球轴承 公差等级6级 公差等级为0级; 游隙组为0组； 游隙组为0组； 7 0 3 12 AC / P6 d=17 mm 7 3 12 AC / P6 * N 1 05 / P5 公差等级5级 轴承内径 d=25 mm 直径系列代号，1(特轻)系列 圆柱滚子轴承 游隙组为0组； 3 0 2 13 轴承内径 d=65 mm 直径系列代号，2(轻)系列 宽度系列代号，0(窄)系列 圆锥滚子轴承 公差等级为0级; 游隙组为0组； * §13-3滚动轴承的类型选择 一、滚动轴承类型选择的一般过程 根据载荷性质选择轴承的类型和宽直系列 按轴径确定轴承内径 不进行承载能力验算 N Y END 合格吗？ 校核承载能力 Y 有严格要求吗？ N * 1 轴承的载荷 由于结构不同，各类轴承的使用性能也不相同，现说明如下。 二、滚动轴承选择应考虑的问题 载荷方向 向心轴承用于受径向力 Fr α= 0? 滚动体为滚子，则只能承受径向载荷； 若滚动体为球，可承受一定的轴向载荷。 * 推力轴承 载荷方向 向心轴承用于受径向力 推力轴承用于受轴向力 Fa α= 90? 只能承受轴向载荷。 1 轴承的载荷 二、滚动轴承选择应考虑的问题 * 载荷方向 向心轴承用于受径向力 向心推力轴承用于承受径向力和周向力联合作用 Fa Fr 推力轴承用于受轴向力 承受径向载荷为主； 0? α45? ? 45? α90? ? 承受轴向载荷为主； 1 轴承的载荷 二、滚动轴承选择应考虑的问题 * 一般：滚子轴承 ≈ （1.5~3） 球轴承 当 d ≤20 mm 时，两者承载能力接近，宜采用球轴承。 大载荷 采用滚子轴承 载荷大小：在同样的外形尺寸下，滚子轴承的承载能力大于球轴承。 2. 轴承的转速 转速过高 ? 温度↑ ? 润滑失效 ? 回火 胶合 极限转速——滚动轴承在一定载荷与润滑条件下，允许的最高转速。具体可查阅设计手册或轴承样本。 二、滚动轴承选择应考虑的问题 1 轴承的载荷 * 选用原则： (1) 球轴承比滚子轴承的极限转速高，应优先选用球轴承； (2) 在高速时，以选用超轻、特轻及轻系列的轴承 (3) 保持架的材料对轴承转速影响极大，实体保持架比冲压保持架允许有更高一些的转速； (4) 推力轴承的极限转速很低，当工作转速高时，若轴向载荷不是十分大，可以采用角接触球轴承来承受纯轴向力； (5) 若工作转速超过了轴承样本，可以用提高公差等级、适当增大游隙、选用循环冷却等方法。 * 3 轴承的调心行性能 影响轴承正常运转。 角偏差 ↑ ? 可采用调心轴承。 滚针轴承对轴线倾斜最敏感，应尽可能避免在轴线有倾斜的情况下使用。 轴承由于安装误差或轴的变形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(或偏转角)。 二、滚动轴承选择应考虑的问题 2 轴承的转速 1 轴承的载荷 调心轴承 θ * Fr §13-4滚动轴承的工作情况 一、滚动体的受力分析 受纯径向载荷 Fr 时， 上半圈滚动体不受力； 下半圈各滚动体受力大小方向均不同。 可以导出 z为滚动体的总数。 受纯轴向载荷时各滚动体受力相同 径向载荷的分布 Fmax δ 0 滚动体从开始承载到离载所对应的 区域称为承载区 * 径向载荷的分布 Fmax 二、滚动体的应力变化情况 滚动体、动圈上确定点的应力变化 σH FNi t o 固定圈上确定点的应力变化 σH FNi t o 有载荷 无载荷 有载荷 * §13-5滚动轴承尺寸的选择 轴承承受的载荷 轴承寿命要求 可靠性的要求 决定滚动轴承尺寸 工作过程中，滚动体相对内外圈不断转动，因此滚动体和滚道接触表面受脉动循环变应力，产生疲劳点蚀。 ——最常见 疲劳点蚀 塑性变形 当轴承转速很低或间歇摆动时，不会产生疲劳损坏。但很大的静载荷或冲击载荷作用下，会使滚道和滚动体产生永久变形，从而使轴承在运转过程中产生剧烈振动和噪音而失效。 磨损 胶合 轴承元件破裂 维护保养不当而造成 一、滚动轴承的失效形式 失效形式 滚动轴承的载荷 动载荷 静载荷 失效形式不同。 颗粒磨损 跑合磨损 * 计算准则 对于一般转速的轴承，即 10 rpm＜n＜nlim，如果轴承的制造、保管、安装、使用等条件均良好时，轴承的主要失效形式为疲劳点蚀，因此应以疲劳强度计算为依据进行轴承的寿命计算。 对于高速轴承，除疲劳点蚀外其工作表面的过热也是重要的失效形式，因此除需进行寿命计算外还应校验其极限转速。 对于低速轴承，即 n ＜ 1 rpm，可近似地认为轴承各元件是在静应力作用下工作的，其失效形式为塑性变形，应进行不发生塑性变形为准则的静强度计算。 * 20 5 10 15 50 100 0 R(%) 轴承的寿命曲线 r) 对一组同一型号的轴承，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，有的甚至相差几十倍。因此，对一个具体的轴承，很难预知其确切的寿命。实验表明：寿命与可靠性有关。如图 定义：轴承在一定转速下，其中任何零件出现疲劳扩展迹象之前的工作小时数称为： 可靠度：一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分比。 基本额定寿命：一组同一型号轴承，在同一运转条件下，其可靠度R为90%时，能达到或超过的寿命L(Lh) 在到达额定寿命时，有90%的轴承没坏，只损坏了10%。 对于单个轴承而言，其损坏的可能性只有90% 单位为百万转106 r，或小时. 换句线百万转时. 可靠度只有50%， 轴承寿命 二、滚动轴承的寿命计算 * 定义：当一套轴承到达额定寿命且运转达到 106 转 时，轴承所能承受的载荷C。 向心轴承记为 Cr，可查表 推力轴承记为 Ca 基本额定动载荷 不同的轴承该值不一样，它表征了轴承的承载特性。是在大量试验的基础上，通过理论分析得到，需要时可从设计手册或轴承样本中查得。 表13-3轴承预期寿命L’h的参考值 使 用 场 合 不经常使用的仪器和设备 短时间或间断使用，中断时不致引起严重后果 间断使用，中断时会引起严重后果 每天8h工作的机械 每天24h连续工作的机械 Lh /h 500 4000~8000 8000~12000 12000~20000 40000~60000 * 寿命计算公式 通过试验得出如图所示6208轴承的载荷—寿命曲线 kN。 载荷——寿命曲线的公式： 寿命指数 ——球轴承 ——滚子轴承 用小时表示 3 10/3 ε= 0 1 2 3 4 5 10 15 L∞ (106) 29.5 25 20 15 10 5 P KN 基本额定动载荷 L’h ——预期寿命 * 2021/4/6 当 t ≥100℃ 时， ? C ↓ 引进温度系数 ft 进行修正。 表13-4温度系数 轴承工作 温度/℃ 温度系数 ft 100 250 200 150 125 300 1 0.95 0.90 0.70 0.80 0.60 Ct= ft C * 2021/4/6 最终计算公式 工作中冲击振动 ? C ↓ 引进载荷系数 fP 进行修正。 表13-6 载荷系数 载荷性质 载荷系数fP 无冲击或轻微冲击 1.0~1.2 中等冲击 1.2~1.8 强烈冲击 1.8~3.0 应用举例 电机、汽轮机、通风机、水泵等 机床、车辆、动力机械、起重机、造纸机、选矿基、冶金机械、卷扬机等 碎石机、轧钢机、钻探机、振动筛等 * 2021/4/6 三、当量动载荷的计算 含义：当量动载荷是一种考虑径向载荷与轴向载荷双重影响，经换算后的假想载荷。其效果与某一个基本额定动载荷相当。 计算公式 P=X Fr+Y Fa X ——径向动载荷系数； Y ——轴向动载荷系数。见下页 向心轴承—— P=Fr 推力轴承—— P=Fa 理由：基本额定动载荷是单向载荷（径向或轴向）试验条件下得出的。实际情况可能受到双重载荷作用。很显然，单向载荷与双向载荷作用下，轴承的寿命是不一样的。 * 第13章滚动轴承 §13-1概述 §13-2滚动轴承的主要类型和代号 §13-3滚动轴承的类型选择 §13-4滚动轴承的工作情况 §13-5滚动轴承尺寸的选择 §13-6轴承装置的设计 §13-7 * §13-1概 述 * * * 2021/4/6 * * 公称外径尺寸分为： (1) 微型轴承：范围为26mm以下的轴承； (2) 小型轴承：范围为28-55mm的轴承； (3) 中小型轴承：范围为60-115mm的轴承； (4) 中大型轴承：范围为120-190mm的轴承 (5) 大型轴承：范围为200-430mm的

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