軸 承 知 識

軸 承 知 識

（接上期）在軸承配置時，應(yīng)考慮軸向載荷的大小及轉(zhuǎn)速高低、軸承類型和在軸上的位置以及裝拆條件等。載荷較大時，軸承內(nèi)圈一般多采用鎖緊螺母、止動墊圈緊固；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，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、止動環(huán)等。

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

表3 滾動軸承的形式與特征

表3 滾動軸承的形式與特征（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合。依靠緊定套內(nèi)孔的徑向尺寸被壓縮而夾緊在軸上，來實現(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，套圈和滾動體的滾動因受到交變壓應(yīng)力影響，亦會發(fā)生材料疲勞，以至造成剝落而無法使用。所謂軸承壽命，系指一個軸承中任一滾動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法使用。但這應(yīng)稱為軸承故障，須與軸承壽命區(qū)分開。軸承選型不當(dāng)，安裝欠妥，潤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，往往只考慮疲勞壽命，應(yīng)該根據(jù)軸承所要求的性能，綜合幾個使用限度來考慮。比如，使用潤滑脂軸承的潤滑脂壽命，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)驗限度。

2.4.2 基本額定動載荷

基本額定動載荷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時軸承所能承受方向及大小不變的載荷。軸承的基本額定動載荷是按照ISO標(biāo)準(zhǔn)計算確定的。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)基本額定動載荷選擇軸承

通過實驗室試驗和實際經(jīng)驗表明，滾動軸承的壽命是相當(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，壽命計算中必須考慮壽命離散性，計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轉(zhuǎn)的外形相同的滾動軸承，其可靠性為90%的壽命。

滾動軸承的基本額定動載荷，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——基本額定動載荷，N。

P——當(dāng)量動載荷，N。

∈——壽命指數(shù)，對球軸承∈=3，對滾子軸承∈=10/3。

對于常數(shù)運轉(zhuǎn)的軸承，為便于計算，可用工作小時數(shù)表示軸承的基本額定壽命，這時公式為：

式中：

L10h——基本額定壽命，h。

n——工作轉(zhuǎn)速，r/min。

在車輛用軸承中，一般用公里數(shù)表示軸承的壽命，這時公式為：

式中：

L10s——以公里數(shù)表示的額定壽命，km。

D——車輪直徑，mm。

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

（1）壽命計算圖（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？

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

軸承要求基本額定動載荷最少為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公式計算。

表6 L10h、fn和fh的計算公式

2.4.2.2 溫度對壽命的影響

軸承工作溫度超過120℃時，軸承零件將喪失原有尺寸穩(wěn)定性，因此，對于工作溫度超過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，而使基本額定動載荷降低，即：

CT=fTC

式中：CT——工作溫度為T℃時的基本額定動

載荷，N。

fT——溫度系數(shù)，見表7。

C—— 一般軸承基本額定動載荷，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)合理提出對使用的要求。要求軸承壽命過長，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)

軸承壽命計算公式只適用于大多數(shù)軸承一般應(yīng)用場合的壽命計算，但對某些特殊使用場合要求，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)，在壽命計算公式中引入了三個修正系數(shù)a1、a2、a3，即：

圖13 壽命計算圖

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，要求軸承可靠性高于90%的壽命計算。

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、熱處理方法等對軸承壽命有較大影響，因此在壽命計算公式中引入材料系數(shù)a2。

對于經(jīng)特殊冶煉方法的高質(zhì)量的材料，取a2＞1；對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，軸承壽命還與潤滑、轉(zhuǎn)速、運轉(zhuǎn)溫度等使用條件有關(guān)，在壽命計算公式中引入使用條件系數(shù)a3。

對于一般使用條件，取a3=1；潤滑條件特別良好，足以形成彈性流體動壓油膜時，取a3＞1；

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

2.4.3 軸承載荷的計算

作用于軸承的載荷，是來自于軸承所支撐物體的重量、旋轉(zhuǎn)體自重、齒輪、皮帶的傳動力，以及機(jī)械運轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的載荷。這些載荷，有可以用理論數(shù)據(jù)計算出的，也有很難計算的。再者，機(jī)械運轉(zhuǎn)中多伴隨振動、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，要在可計算出的載荷外加上各種經(jīng)驗系數(shù)。

徑向載荷、軸向載荷，雖然可以用計算求出，可是實際作用于軸承的載荷，由于機(jī)械振動沖擊，往往要比計算值大，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)量動載荷

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

這種情況下，計算軸承的疲勞壽命，因無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)量動載荷。

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

式中：

P——當(dāng)量動載荷，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，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，才能計算當(dāng)量動載荷。各類軸承的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，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——軸承實際接觸角（對圓錐滾子軸承系指滾動體與外圈滾道接觸處的接觸角）。

Fr——軸承徑向載荷，N。

兩個軸承相對安裝時，從軸系受力平衡來看，一個軸承的內(nèi)部軸向力將是另一軸承的外加軸向載荷的一部分，因此，計算這類軸承當(dāng)量動載荷時，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的計算公式如表11所示。

（1）載荷性質(zhì)對當(dāng)量載荷的影響

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

P=fp（XFr+YFa）

（2）轉(zhuǎn)速和載荷變動時的壽命計算

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

式中：

表11 相對安裝的軸承載荷計算公式

表12 經(jīng)驗系數(shù)fP的近似值

圖15 載荷、轉(zhuǎn)速、時間與壽命之間的關(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

滾動軸承，倘若承受過大的載荷，或承受瞬間的大的沖擊，在滾動體與滾道之間會產(chǎn)生局部的永久變形。這個變形量，與所受的載荷成正比，但超過一定限度，便會影響軸承旋轉(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)力最大的滾動體和滾道接觸處，滾動體與滾道的總的永久變形量為滾動體直徑的0.000 1倍時的靜載荷，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，承受最大載荷的滾動體、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。對于轉(zhuǎn)速較高的軸承，應(yīng)按疲勞壽命計算公式選擇軸承，然后校驗所選軸承Co是否滿足要求。對于短期承受沖擊載荷或軸承壽命甚短時，尤應(yīng)校驗Co是否滿足要求。對于低速旋轉(zhuǎn)（如DmN＜10 000）或緩慢擺動的軸承，應(yīng)按基本額定靜載荷和基本額定動載荷兩種方法計算，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，對運轉(zhuǎn)精度和摩擦力矩要求不嚴(yán)時，可允許有較大的塑性變形量，可取So＜1;對軸承運轉(zhuǎn)精度和摩擦力矩要求較嚴(yán)時，應(yīng)取So＞1。

按靜載荷選擇軸承時，還應(yīng)注意與軸承配合部件的剛度。軸承座較弱時應(yīng)選取較高的安全系數(shù)，對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 滾動軸承的預(yù)載荷

在多數(shù)場合使用的滾動軸承，在轉(zhuǎn)動狀態(tài)下，帶有適當(dāng)?shù)挠蜗丁８鶕?jù)目的的不同，也有在組裝軸承時，預(yù)先使軸承產(chǎn)生內(nèi)部應(yīng)力，以便讓軸承帶有負(fù)游隙來使用，即采取一定措施使軸承中滾動體和內(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，將二個軸承相對配置使用，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、測量儀器軸承。

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

（3）減少運行中的振動和噪音。小型電機(jī)用軸承。

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

（5）補(bǔ)償運行中的磨損和壓沉，以及延長工作壽命。

（6）保持滾動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，因為載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，且附加動態(tài)力很小，因此，運行噪音低，嚙合齒輪具有較長壽命。

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 低噪音運行

軸承運行間隙越小，無載荷區(qū)滾動體的引導(dǎo)也就越好，軸承運行時的噪音越小。

3.1.4 對磨損和壓沉的補(bǔ)償

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

3.1.5 較長的工作壽命

在某些場合下，軸承成對配置加預(yù)載荷可提高運行可靠性及延長工作壽命。因為適量的預(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

對軸承施加預(yù)載荷的一般方法，是在相對的兩套軸承間施加軸向載荷，使軸承內(nèi)、外圈產(chǎn)生相對的軸向位移。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，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轉(zhuǎn)時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。

滾動軸承預(yù)緊的軸向變位采用下列經(jīng)驗公式計算：

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——滾動體載荷，N。

α——軸承的實際接觸角，℃。

DW——滾動體直徑，mm。

LY——有效接觸長度，mm。

3.2.1 定位預(yù)載荷

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

（1）預(yù)先調(diào)整過寬度差和軸向游隙的成對軸承組配。

（2）通過使用墊片和適當(dāng)尺寸的隔片來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。為了驗證所調(diào)整的預(yù)載荷量是否適當(dāng)，應(yīng)測量啟動力矩。（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，即使運轉(zhuǎn)中因熱影響或載荷影響使軸承的相對位置發(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)緊量可通過調(diào)整卷簧、碟簧等壓縮量來獲得（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)載荷量相等的場合，定位預(yù)載荷能有效的增加軸承剛性，即對于經(jīng)過定位預(yù)緊的軸承來說，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量小到可以忽略不計，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合，定壓預(yù)載荷適用于高速旋轉(zhuǎn)，需要防止軸向振動的場合，以及在水平軸上使用推力軸承的場合。

3.4.2 預(yù)載荷量

如果所取預(yù)載荷量超過所需限度，將會導(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)載荷目的來決定預(yù)載荷量。

3.4.2.1 成對雙聯(lián)角接觸球軸承軸向預(yù)緊

成對雙聯(lián)角接觸球軸承在制造中已考慮到預(yù)緊變形量的大小，在相配對的兩個軸承的內(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，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，兩個軸承的載荷-位移曲線的交點，表示預(yù)載荷為Fa0，兩個軸承的預(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。在沒有外加軸向載荷FA作用時，軸承Ⅰ、Ⅱ以預(yù)加軸向力Fa0預(yù)緊時，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，這時軸承Ⅰ、Ⅱ的軸向變形量分別為：

如增大FA使ΔFaⅡ=Fa0時，這時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，支承系統(tǒng)的軸向位移為δa0。因此，通過預(yù)緊可以提高支承系統(tǒng)的剛度。

成對雙聯(lián)角接觸球軸承的預(yù)緊安裝如圖23所示。

圖23 成對雙聯(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）

兩個軸承相隔一定距離相對安裝時，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，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，滾子端面和檔邊間的滑動摩擦將使軸承溫升增高，因此，軸向載荷不宜過大，選擇軸承時，可以用下式估算：

對脂潤滑和nDe≤120 000的油潤滑

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)，見表14。

表14 系數(shù)fa

由于作用于滾子兩端的軸向載荷對滾子形成一力矩，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作用下才能正常工作。經(jīng)驗表明，當(dāng)Fa＜0.4 Fr時，軸承可以保持正常工作。

理論上，軸向載荷對圓柱滾子軸承的壽命有一定影響。但當(dāng)Fa/Fr＜0.13時，軸向載荷對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

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

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，推力軸承的實際載荷超過了最小軸向載荷的計算值，此時軸承不需預(yù)緊，但當(dāng)實際軸向載荷小于最小軸向載荷計算值時，軸承必須預(yù)緊。

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

4 滾動軸承的材料

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

因此，對軸承的套圈、滾動體及保持架的材料、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 套圈及滾動體材料

一般的滾動軸承套圈及滾動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，適用于需要承受嚴(yán)重沖擊載荷的場合。套圈及滾動體的硬度一般為58～65HRC。許多場合下，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軸承的最佳材料，且應(yīng)用范圍廣，約含碳1%，鉻1.5%。對于大型軸承而言，特別是橫截面較厚的軸承零件，常用含硅、錳和鉬的合金鋼來改善鋼的淬透性。多年來，軸承產(chǎn)品對材料的要求日益提高，為滿足高溫工況和耐蝕性的要求，開始采用高速鋼和不銹鋼。

（編輯：林小江）