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3 技术解说 A 部分 技术解说 1. 滚动轴承的类型与特点 A 轴承的选型 A 轴承的配置 A 轴承尺寸的选择 A 转速 A 轴承的外形尺寸与代号 A 轴承的尺寸精度及旋转精度 A 轴承的配合与游隙 A 轴承的预紧 A 轴承的摩擦 A 润滑 A 轴承材料 A 轴与轴承座的设计 A 269 A 003

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5 技术解说 1. 滚动轴承的类型与特点 1.1 设计与分类 A 滚动轴承的特点 A 接触角与轴承类型 A 轴承载荷类型 A 017 A 005

6 滚动轴承的类型与特点 1. 滚动轴承的类型与特点 1.1 设计与分类 滚动轴承 ( 以下也称轴承 ) 通常由套圈 滚动 体及保持架构成 按其承受载荷的方向可分为向心 轴承和推力轴承 另外, 还可按滚动体的种类, 分 为球轴承和滚子轴承, 也可根据其形状或特定用途进行分类 典型结构类型的轴承各部位名称如图 1.1 所示 常规滚动轴承分类如下页图 1.2 所示 1.2 滚动轴承的特点滚动轴承与滑动轴承相比, 具有下列特点 : (1) 启动摩擦小, 且启动力矩与旋转力矩之差也较小 (2) 由于在国际上已实现标准化 规格化, 所以具有互换性, 能够互换使用 (3) 简化了轴承外围的结构, 便于保养 检查 (4) 一般可以同时或单独承受径向载荷和轴向载荷 (5) 温度使用范围比较广泛 (6) 为了提高刚度, 即使在负游隙预紧状态下也可以使用 此外, 滚动轴承的每种结构都各有特点, 典型滚动轴承的特点如 A010~A013 页以及附表 1.1 (A014~A015 页 ) 所示 A 006

7 技术解说 Bore Dia. Pitch Diameter Outside Dia. Snap 止动环 Ring 保持架 Cage Rivet 铆钉 Ball 球 Inner Ring Raceway 内圈滚道 Outer 外圈滚道 Ring Raceway Width 宽度 Bore 轴承内径 Dia. Pitch 节圆直径 Diameter Outside 轴承外径 Dia. Outer 外圈 Ring Inner 内圈 Ring Side 端面 Face Shield 防尘盖 Chamfer 倒角尺寸 Dimension Single-Row 单列深沟球轴承 Deep Groove Ball Bearing Roller Inscribed Circle Dia. Contact 接触角 Angle Width Outer 外圈正面 Ring Snap Front Ring Face Inner 内圈背面 Cage Ring Back Rivet Face Ball Effective Load 作用点 Center Outer 外圈背面 Ring Back Face Inner 内圈正面 Outer Ring Ring Front Face Inner Ring aring Width Bearing Width Stand out Aligning Seat Aligning Seat Lock Lock Aligning Cone Front Face Rib Lock Seat Tapered Roller Center Height Bore Dia. 调心球面中心高 Cone Center Height Bore Dia. Washer Front Face Rib Lock Washer 垫圈 Center Washer Height Bore Dia. 轴承内径 Washer 紧 Shaft Washer Shaft Washer Shaft 轴圈 Washer Cone Back Nut Nut Nut 螺母定 Nut e Face Rib Contact Sleeve Contact Tapered Tapered 圆锥孔 Bore Bore Tapered Bore Sleeve Ball Sleeve Ball 球 AngleHeight Sleeve 套筒套 Ball Height Effective Angle Load Housing Height 高度 Washer Housing Washer Housing 座圈 Washer Center Housing Housing Housing 轴承座 Washer Washer Washer Cone Back Face Cone Front Inner Face Bore Dia. Aligning 座圈内径 Bore Dia. Aligning 球面座垫 g Cone Front Face Bore Dia. Aligning Inner Ring 内圈 Ring Inner Ring Seat Seat Seat r Cup Front Spherical RollerSpherical Outside Dia. Roller Washer Outside 轴承外径 Spherical Dia. Washer Cup Back 球面滚子 Roller Outside Dia. Washer Face g Face Cup Back Face Outer Ring Aligning Outer Seat Ring Aligning Seat Outer Ring 外圈 Aligning Seat 球面座垫外径 Washer O.D. Washer O.D. Washer O.D. erical Roller Roller Bearing Tapered Bearing Roller Bearing Single-Direction Spherical 调心滚子轴承 Roller Roller Thrust Spherical Bearing Bearing Ball Bearing Roller Bearing Single-Direction Single-Direction Thrust Ball 单向推力球轴承 Bearing Thrust Ball Bearing Adapter Aligning Seat Radius Adapter Adapter Adapter Inner Ring Raceway Side Face Outer Ring Shield Raceway Cross-Face 装配高 Width Chamfer Dimension Single-Row 单列角接触球轴承 Angular Contact Ball Bearing Single-Row Deep Groove Ball Bearing Roller Inscribed Circle Dia. Aligning Seat Radius Bore Dia. Pitch Diameter Outside Dia. Outer Ring Front Face Inner Ring Back Face Effective Load Center Contact Angle Outer Ring Back Face Inner Ring Front Face Cross-Face Width Single-Row Angular Contact Ball Bearing Contact Angle Width Contact Angle Width Contact Angle Snap Ring Bearing 装配高 Width r Ring Cage Outer Outer Ring Outer Ring t Face Outer Ring Ring Outer Ring Stand out Back Face Front Outer 外圈挡边 Face Outer Ring Ring 宽度差 Front Face Rib Back Face Outer Ring Rib Rivet Inner 内圈挡边 Ring Back Face Outer Ring Rib Inner Ring r Ring Inner Ring Inner Ring Inner Ring Rib Inner Ring Rib Cone Front Face Rib Lock Inner Ring Inner Ring Face Ball Back L-Shaped Tapered Roller 小挡边 L Inner Face 形斜挡圈 Ring Rib 圆锥滚子 L-Shaped Washer Front Face Back Face L-Shaped Thrust Front Face Collar Front Face Cone 大挡边 Back Thrust Collar Thrust Collar Nut Face Rib Contact Tapered Bore 接触角 Sleeve tive Effective Effective Angle Effective 作用点 Load Center Inner Ring Load Center Load Center Center Raceway Side Face Side Face Outer Ring Shield Shield Cone 内圈背面 Back Raceway Cylindrical 圆柱滚子 Cylindrical Cylindrical Face Cone 内圈正面 Front Face Inner Ring Roller Roller Chamfer Dimension Roller Chamfer Dimension Cup Front Spherical Roller Cup Back Face Cross-Face Width Cross-Face Width Face 外圈背面 Cross-Face Width 外圈正面 Outer Ring w Deep Angular Single-Row Groove Contact Ball Deep Ball Bearing Groove BearingBall Single-Row Bearing Cylindrical 圆柱滚子轴承 Angular Single-Row Roller Contact Bearing Ball Angular Bearing Contact Ball Cylindrical Bearing Roller Cylindrical Bearing Tapered 圆锥滚子轴承 Roller Bearing Spherical Roller Bearing Bore Dia. Pitch Diameter Outside Dia. 滚子内接圆径 Roller Inscribed Circle Dia. Aligning Seat Radius 调心球面半径 Adapter Align Cent Hei 图 1.1 轴承各部位名称 A 007

8 滚动轴承的类型与特点 ROLLING 滚动轴承 BEARINGS 深沟球轴承 Single 单列 Row Double 双列 Row ( 向心轴承 ) (Radial Bearings) Deep Groove Ball 深沟球轴承 Bearings Magneto 磁电机球轴承 Bearings Single 单列 Row 角接触球轴承 Double 双列 Row Angular Contact 角接触球轴承 Ball Bearings Ball Bearings 球轴承 Matched 组配 Three- Point/Four-Point Contact 3 点 /4 Ball 点接触球轴承 Bearings 调心球轴承 Self-Aligning 调心球轴承 Ball Bearings Ball Bearings for 球轴承单元 Bearing Units 圆柱滚子轴承 Single 单列 Row Double 双列 Row Cylindrical Roller 圆柱滚子轴承 Bearings 滚针轴承 Long-Roller 长圆柱滚子轴承 Bearings Needle Roller Bearings 滚针轴承 Roller Bearings 滚子轴承 圆锥滚子轴承 Single 单列 Row Double 双列 Row Four 四列 Row Tapered Roller 圆锥滚子轴承 Bearings Spherical Roller 调心滚子轴承 Bearings 调心滚子轴承 图 1.2 A 008

9 技术解说 S ((Thrust 推力轴承 Bearings) ) Ball Bearings 球轴承 Thrust Ball Bearings 推力球轴承 Angular Contact Thrust 推力角接触球轴承 Ball Bearings Single Direction 单向 Double 双向 Direction 单向推力球轴承 推力圆柱滚子轴承 Thrust Cylindrical Roller 推力圆柱滚子轴承 Bearings 推力圆锥滚子轴承 Roller Bearings 滚子轴承 Thrust 推力滚针轴承 Needle Roller Bearings Thrust 推力圆锥滚子轴承 Tapered Roller Bearings Thrust 推力调心滚子轴承 Spherical Roller Bearings 推力调心滚子轴承 Automotive Clutch Release 汽车离合器输出端用 Bearings Automotive Water Pump 汽车 Bearings 水泵用 车轴用密封滚子轴承 Rolling 铁路车辆车轴用 Stock Axle Bearings Bearings 按用途 for Specific 分类轴承 Uses Crane-Sheave 起重机滑轮用 Bearings Chain Conveyor Bearings 链式输送机用轴承 滑轮用圆柱滚子轴承 Others 其他 轴承分类 A 009

10 滚动轴承的类型与特点 单列深沟球轴承 单列深沟球轴承, 是滚动轴承中最典型的一种结构形式, 用途广泛 位于内 外圈上 的沟道, 其截面半径略大于球半径呈圆弧形 除承受径向载荷外, 还可承受双向的轴向载荷 摩擦力矩小, 最适于高转速 低噪音 低振动的场合 该类型轴承, 除开式之外, 还有加钢板防尘盖的轴承 加橡胶密封圈的轴承 或者在外 圈外径上使用止动环的轴承 一般采用钢板冲压保持架 磁电机球轴承 磁电机球轴承的内圈沟道比深沟球轴承略浅, 外圈内径由外沟底部起, 呈圆柱面, 外圈可以分离, 便于轴承安装 通常会将 2 套轴承对置使用 这种轴承内径为 4~20 mm, 属于小型轴承 主要用于小型发电机 陀螺仪 计量仪器等 一般采用铜合金冲压保持架 单列角接触球轴承 这种结构形式的轴承, 可以承受径向载荷和单向的轴向载荷 球与内圈 外圈有 或 40 的接触角 其接触角越大, 轴向载荷的承受能力越大 接触角越小, 越有利于高速旋转 通常将 2 套轴承对置, 调整内部游隙后使用 一般采用钢板冲压保持架 但接触角小于 30 的高精度轴承, 主要使用聚酰胺成形保持架 成对双联轴承 将 2 套向心轴承组合成对使用的轴承称为成对双联轴承 通常, 成对双联轴承由同样的角接触球轴承或同样的圆锥滚子轴承组合而成 成对双联的种类, 有外圈正面配合的面对面双联 ( D F 型 ) 背面配合的双联(DB 型 ), 以及同向背对背并列成对双联 (DT 型 ) DF 型及 DB 型成对双联轴承可以承受径向载荷及双向的轴向载荷的场合 A 010

11 技术解说 双列角接触球轴承 双列角接触球轴承的结构是将 2 套单列角接触球轴承的外圈背对背配合, 内 外圈均为 整体式结构 因此这种结构的轴承, 具有双向推力承载能力 四点接触球轴承 四点接触球轴承是一种内 外圈分离型单列角接触球轴承, 其内圈对中心轴呈垂直平面分成二部分, 一套轴承可以承受双向的轴向载荷, 球与内 外圈呈 35 接触角, 这种轴承可以与面对面或背对背的角接触球轴承互换 一般使用铜合金车制保持架 调心球轴承 内圈有两列沟道, 外圈沟道呈球面, 球面的曲率中心与轴承中心一致 所以, 内圈 球及保持架相对外圈可自由倾斜 因此可以自动调整由轴及轴承座加工或安装误差所产生的轴心偏差 圆锥内孔轴承, 可以用紧定套安装 圆柱滚子轴承 该类轴承是一种圆柱滚子与滚道为线接触的轴承 其具有高承载能力, 适用于高速旋转应用 根据套圈有无挡边, 分为 NU NJ NUP N NF 等单列轴承及 NNU NN 型双列轴承 该轴承是内圈 外圈可分离的结构 内圈或者外圈无挡边的圆柱滚子轴承其内圈和外圈可在轴向相对移动, 所以可作为自由端轴承使用 内圈或外圈一个有双挡边, 另一个有单挡边的圆柱滚子轴承, 可以承受一定程度的单向轴向负荷 双列圆柱滚子轴承, 径向载荷的刚度高, 主要用于机床主轴 一般使用钢板冲压保持架或铜合金车制保持架, 但也有一部分使用聚酰胺成形保持架 A 011

12 滚动轴承的类型与特点 滚针轴承 滚针轴承中装有多枚长度为直径 3 倍 ~10 倍的细长滚针, 所以滚针内接圆直径和轴承 的外径的比值较小, 具有相对较大的径向承载能力 滚针轴承选择类型较多, 且很多没有内圈, 包括 : 外圈为钢板冲压的外圈滚针轴承 车制外圈的实体滚针轴承 以及各种有无内圈 有无保持架等结构形式的滚针轴承 有保 持架的滚针轴承, 主要使用钢板冲压保持架 圆锥滚子轴承 该轴承装有圆锥形滚动体, 由内圈的大挡边引导 可承受径向载荷 及单向的轴向载荷, 承载能力大 高承载能力轴承有增加滚子尺寸及滚子个数的 HR 系列 与角接触球轴承一样, 一般将两套轴承对置使用 通过调整内圈或外圈隔圈尺寸可获 得合适的游隙 因为是分离式, 内圈和外圈可分别安装 按照接触角大小可分为普通锥角 中锥角和大锥角型 ; 根据滚子的列数可分为双列及四 列圆锥滚子轴承 一般使用钢板冲压保持架 调心滚子轴承 该类轴承在配有双滚道的内圈和配有单个球面滚道的外圈之间装有鼓形滚子 外圈滚 道面的曲率中心与轴承中心一致, 所以具有与调心球轴承同样的调心功能 在轴或轴承座 出现挠曲或轴出现偏差时, 可以自动调整, 防止轴承过载 调心滚子轴承不仅径向承载能力强, 还可以承受一定的双向轴向载荷 其拥有卓越的 径向承载能力, 适用于重承载 冲击载荷的情况 部分轴承具有锥形内孔, 可直接安装于圆锥轴或者使用紧定套或拆卸套安装在圆柱 轴上 保持架使用钢板冲压保持架, 黄铜车制保持架等 A 012

13 技术解说 单向推力球轴承 双向推力球轴承 单向推力球轴承由带沟道的垫圈形套圈和装了球的保持架组成, 安装在轴上的套圈叫做轴圈, 安装在轴承座内的套圈叫做座圈 双向推力球轴承则将中圈安装在轴上使用 单向推力球轴承, 承受单向的轴向载荷, 双向轴承可以承受双向的轴向载荷 推力球轴承也有在座圈下方配有调心垫圈, 以便补偿轴偏差或安装误差的形式 小型轴承主要采用钢板冲压保持架 ; 大型轴承采用车制保持架 推力调心滚子轴承 推力调心滚子轴承是鼓形滚子倾斜排列的推力轴承, 座圈滚道呈球面形, 所以具有调心功能 轴向承载能力大, 在承受轴向载荷的同时也可以承受一定的径向载荷 一般使用钢板冲压保持架或铜合金车制保持架 A 013

14 滚动轴承的类型与特点 表 1.1 滚动轴承的 轴承结构形式 深沟球轴承 磁电机球轴承 角接触球轴承 双列角接触球轴承 成对双联角接触球轴承 四点接触球轴承 调心球轴承 圆柱滚子轴承 双列圆柱滚子轴承 单挡边圆柱滚子轴承 特征 承载能力 径向载荷 轴向载荷 合成载荷 高速运转 高精度 低 噪 声 低 力 矩 刚 度 内圈 外圈可倾斜 调心功能 I 内圈 外圈可分离 I I I I I 用于固定端 I I I I I 用于自由端 H H H H H I I 内圈锥孔 I I 备 注 将两套对置使用 接触角 将两套对置使用 需调整游隙 可以将 DF DT 成对双联, 但是不能用于自由端 接触角 35 包括 N 型 包括 NNU 型 包括 NF 型 参照页 C005 C053 C005 C050 C072 C072 C106 C072 C072 C108 C114 C124 C124 C158 C124 极佳很好可用尚可 不可仅限单向双向 I 可用 H 可用, 但是, 要解决轴向轴承配合面的伸缩 A 014

15 技术解说 类型与特点 带挡边圈圆柱滚子轴承 滚针轴承 圆锥滚子轴承 双列 多列圆锥滚子轴承 调心滚子轴承 推力球轴承 带球面座圈的推力球轴承 双向推力角接触球轴承 推力圆柱滚子轴承 推力圆锥滚子轴承 推力调心滚子轴承 参照页 A022 A098 A023 A126 A151 A023 A023 A192 A022 各类轴承的序文 I I I A022 I I I I I I I I I I I I I I H H I A023 A024 A026~ A029 A026~ A029 A150 B008 B012 包括 NUP 型 将 2 个对置使用 调整游隙 另外还有 KH KV 型, 但二者均不能用于自由端 包括推力滚针轴承 使用油润滑 C124 C341 C182 C182 C246 C258 C296 C296 C314 C322 C332 A 015

16 滚动轴承的类型与特点 1.3 接触角与轴承类型 接触角 (α) 指轴承旋转轴的垂直面和 滚动体与内外圈接触点所形成直线的角度 向心轴承和推力轴承根据接触角的 大小进行分类 图 1.3 所示为轴承接触角与载荷方向 间的关系 向心轴承 α : 小于 45 ( 主要承受径向载荷 ) 推力轴承 α : 大于 45 ( 主要承受轴向载荷 ) 接触角 图 1.3 接触角 α A 016

17 技术解说 1.4 轴承载荷类型 以深沟球轴承为例, 滚动轴承承受的载荷类型如 图 1.4 所示 (a) 径向载荷 (b) 轴向载荷 (c) 径向和轴向的合成载荷 (d) 力矩载荷 需根据载荷的类型和大小选择最佳的轴承类型 (a) 径向载荷 (b) 轴向载荷 ( c) 合成载荷 ( 径向载荷 + 轴向载荷 ) (d) 力矩载荷 图 1.4 载荷类型 A 017

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19 技术解说 2. 轴承的选型 2.1 滚动轴承选型 A 安装空间与轴承类型 A 载荷与轴承类型 A 额定转速与轴承类型 A 内 外圈的倾斜与轴承类型 A 刚度与轴承类型 A 噪音 力矩与轴承类型 A 旋转精度与轴承类型 A 安装 拆卸与轴承类型 A 023 A 019

20 轴承的选型 2. 轴承的选型 2.1 滚动轴承选型市场对各种使用滚动轴承的机械设备 仪器等的性能要求日趋严格, 对轴承要求的条件 性能也日趋多样化 为了能从众多的结构 尺寸中选择最适合的轴承, 需要从各种角度研究 在轴承选型时, 通常, 考虑作为轴系内的轴承配制 安装 拆卸的难易度 轴承占用的空间 轴承尺寸及轴承的市场性等, 大致决定轴承结构 其次, 通过比较研究各种使用轴承的机械的设计寿命和各种轴承的不同耐久程度, 从而决定轴 承尺寸 在轴承选型时, 往往只考虑轴承的疲劳寿命, 但由润滑脂老化而引起的润滑脂寿命 磨损 噪声等也需要充分考虑 此外, 还要根据不同用途对精度 游隙 保持架结构 润滑脂等提出特殊的设计要求 轴承选型并无固定的程序, 可以选择相近的设备进行调研 如需选择用于新机械 特殊工况 恶劣环境条件等的轴承时, 请咨询 NSK 常规轴承的选型步骤如图 ( 图 2.1) 所示 A Operating 轴承要求的条件 性能 conditions and required performance 使用条件 环境 A Environmental conditions A Dimensions 轴承安装部位的尺寸 of shaft and housing Evaluation 选择轴承类型 of bearing types A Allowable 轴承的安装空间 space A Magnitude and direction of loads 载荷的大小 方向 A Vibration and shock A Operating 振动 冲击 speed, maximum speed A Misalignment 旋转速度 轴承的额定转速 of inner and outer rings 内 外圈的倾斜 A Fixing in axial direction and mounting arrangement 轴向固定与配置方式 A Ease 装卸的难易 of bearing mounting and dismounting 噪声 力矩 A Sound and torque 刚度 A Required rigidity A Availability 市场性 经济性 and cost Page 参照页 number A022, A104 A022 A044 A022, A098 A022 A026 ~ A029 A023 A023 A023, A192 Determination 选择轴承尺寸 of bearing size Determination of bearing 确定轴承类型 配置方式 type and mounting arrangement A Expected 主机及其设计寿命 life of machine A Dynamic 当量动载荷或当量静载荷 and static equivalent loads A Speed 转速 A Permissible static load factor A Permissible 容许静载荷系数 axial loads (in the case of cylindrical 极限轴向载荷 roller ( 圆柱滚子轴承 bearings) ) Page 参照页 number A032, A034 A050, A052 A098 A052 A064 Determination 确定轴承尺寸 of bearing size 图 2.1 滚动轴承选型流程图 A 020

21 技术解说 Evaluation 选择精度 of accuracy Examination 选择游隙 of internal clearance A 旋转精度 Running accuracy A 高速旋转 Rotational stability A 力矩变动 Torque fluctuation Selection of bearing 确定轴承精度等级 accuracy class A Fitting 配合 A Difference in temperature between 内 外圈的温度差 inner and outer rings 转速 A Speed A Misalignment 内 外圈的倾斜 of inner and outer 预紧量 rings A Amount of preload Page 参照页 number A023 A022, A098, A151 A023 参照页 Page number A175 A022 A194 Examination 选择配合 of fitting A Operating 旋转条件 conditions A Magnitude 载荷的大小 性质 and characteristics of loads 温度范围 A Temperature range A Materials, 轴及轴承座的材料 size, accuracies of 尺寸 精度 shaft and housing Determination 确定配合 of fitting 参照页 Page number A154 A154, A156 A156 A164, A270 研究保持架 Study of cage Determination of 确定 ( 内部 ) 游隙 internal clearance A Speed 转速 A Noise 噪声 A Operating temperature 使用温度 A External vibration and shock A Rapid 外部振动和冲击 acceleration and deceleration 急加速和急减速 A Moment 瞬间载荷和安装误差 load and misalignment Examination of special specifications 考虑使用特殊轴承 A 使用温度 Operating temperature A 介质 Environment (seawater, vacuum, gases, chemicals, ( 海水 真空 气体 药物等 ) etc.) A 提高润滑性 Type of lubrication 参照页 Page number A123 Selection of cage type 选择保持架形状和材料 and material Selection of special 确定特殊材料 material, heat treatment 尺寸稳定化热处理 表面处理 for dimensional stability 研究润滑方法 Examination of lubricating methods A 使用温度 Operating temperature range A 转速 Speed A Lubricating methods 润滑方法 A Type of seals 密封方式 A Maintenance and inspection 保养 维护周期 intervals Page 参照页 number A229, A231, A236, A238 A098 A228 A272 B013 Selection of lubricating 选择润滑方法 润滑剂 method, lubricant, and 密封方法 type of seals Examination 研究安装 / of ease 拆卸的难易 of mounting/ dismounting A Procedure for mounting and 装卸顺序 dismounting A 工装 Necessary equipment A 安装的尺寸 Dimensions affecting mounting Page 参照页 number B006, B011 B006, B011 A270 Determination of dimensions affecting 确定安装的尺寸和 mounting and procedure 装卸流程 for mounting/ dismounting Final specifications for 最终确定轴承及 bearing and surrounding 轴承外围零件 parts A 021

22 轴承的选型 2.2 安装空间与轴承类型由于允许用于滚动轴承与其外围的设计空间有限, 必须在其限度内, 选择轴承类型 尺寸 机械设计多首先确定轴径, 所以大多以轴承内径为基准进行选型 滚动轴承有许多尺寸系列和结构形式已实现标准化, 可以从中选择最合适的轴承类型 图 2.2 所示为向心轴承的尺寸系列及其相应的轴承类型 2.3 载荷与轴承类型如图 2.3 所示, 轴承的轴向承载能力与径向载荷密切相关 ( 参见 A032 页 ), 具体视轴承设计而定 从图中可以清晰看出, 当比较同一尺寸系列的轴承时, 滚子轴承比球轴承的承载能力更大, 且更适用于有冲击载荷的工况 2.4 额定转速与轴承类型滚动轴承所允许的额定转速, 除轴承类型外, 还因保持架形式 材料 轴承载荷 润滑方法 冷却状态等而异 就一般的油浴润滑情况下, 按额定转速由大到小顺序排列轴承类型, 大致如图 2.4 所示 2.5 内 外圈的倾斜与轴承类型因负荷引起的轴挠曲 轴或轴承座精度不良 安装误差等会使轴承内圈与外圈之间产生轴承允许的倾斜角, 因轴承类型 使用条件而异, 通常小于 弧度 (4 ) 预料到内 外圈会有大的倾斜时, 则选择调心球轴承 调心滚子轴承 带座外球面球轴承等具有调心功能的轴承类型 ( 图 2.5 图 2.6) 宽度系列 4 3 直径系列 尺寸系列 深沟球轴承角接触球轴承调心球轴承圆柱滚子轴承调心滚子轴承滚针轴承圆锥滚子轴承 I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I 图 2.2 向心轴承的尺寸系列和结构形式 轴承类型 单列深沟球轴承 单列角接触球轴承 (1) 圆柱滚子轴承 径向载荷能力轴向载荷能力轴承结构额定转速的比较比例 深沟球轴承角接触球轴承圆柱滚子轴承滚针轴承 圆锥滚子轴承 圆锥滚子轴承 调心滚子轴承 调心滚子轴承 推力球轴承 注 Note( (1) 带挡边圆柱滚子轴承具有一定程度的轴向承载能力 1 ) The bearings with ribs can take some axial loads. Remarks 备注 Oil 油浴润滑的情况 bath lubrication With 对轴承及轴承外围采取高速对策时 special measures to increase speed limit 图 2.3 按照轴承类型比较承载能力 图 2.4 按照轴承类型比较额定转速 A 022

23 技术解说 各类轴承所容许的倾斜角见轴承尺寸表 θ θ 图 2.5 调心滚子轴承的容许倾斜角 θ θ 图 2.6 带座外球面球轴承的容许倾斜角 2.6 刚度与轴承类型滚动轴承承受载荷后, 滚动体与滚道的接触部分会产生弹性变形 轴承的刚度, 取决于轴承载荷与内 外圈及滚动体的弹性变形量之比 机床主轴等必须提高轴和轴承的刚度 所以多选用承载后变形比球轴承小的滚子轴承 通过预紧, 使轴承处于负游隙状态, 可提高轴承的刚度 该方法适用于角接触球轴承, 圆锥滚子轴承等 2.7 噪音 力矩与轴承类型滚动轴承采用精密加工技术制造, 噪音和力矩小 深沟球轴承 圆柱滚子轴承等, 根据其用途规定有噪音等级 ; 高精度微型球轴承, 对启动力矩做了规定 如电动机 计量仪器之类要求低噪音 低力矩的仪器适合使用深沟球轴承 2.8 旋转精度与轴承类型为满足机床主轴等要求旋转体跳动精度高 增压机之类要求转速高的性能要求, 应选用精度等级 5 级 4 级 2 级等高精度轴承 滚动轴承的旋转精度, 不同项目均有不同的相关规定 类型不同, 规定的等级也不同 按轴承类型不同分别与规定的最高旋转精度, 内圈的径向跳动比较如图 2.7 所示 因而, 要求高旋转精度时多选用深沟球轴承 角接触球轴承或圆柱滚子轴承等 Bearing 轴承结构 Types 深沟球轴承 Deep Groove Ball Bearings 向心推力球轴承 Angular Contact Ball Bearings 圆柱滚子轴承 Cylindrical Roller Bearings 圆锥滚子轴承 Tapered Roller Bearings 调心滚子轴承 Spherical Roller Bearings Highest 规定的 Tolerance 内圈径向跳动的 comparison of accuracy inner 容许值的比例 ring radial runout 最高精度 specified Class 2 级 2 Class 2 级 2 Class 2 级 2 Class 4 级 4 Normal 0 级 2.9 安装 拆卸与轴承类型圆柱滚子轴承 滚针轴承 圆锥滚子轴承等内圈和外圈为可以分离的结构形式, 便于安装和拆卸 在需要定期检查或轴承的拆卸 安装比较频繁的情况下, 上述结构形式的轴承比较适用 锥孔调心球轴承 调心滚子轴承 ( 小型 ) 等使用衬套, 比较容易拆卸和安装 图 2.7 各类轴承最高精度等级的内圈径向跳动的容许值 A 023

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25 技术解说 3. 轴承的配置 3.1 固定端轴承与自由端轴承 A 轴承配置举例 A 027 A 025

26 轴承的配置 3. 轴承的配置 轴一般由 2 套滚动轴承支承 在考虑轴承配 置时, 须对以下项目进行研究 : (1) 温度变化而引起的轴的膨胀 收缩 (2) 轴承安装 拆卸的难易 (3) 由于轴的挠曲 安装误差而造成的内圈 外圈的倾斜 (4) 包括轴承在内的整个旋转系统的刚度与预 紧方法 (5) 在最合适的位置上承受及传递载荷 3.1 固定端轴承与自由端轴承在配置的轴承中, 将一套作为固定端轴承, 用 于进行轴向定位固定 该固定端要选择可承受径向 载荷和轴向载荷的轴承 固定端轴承之外的其他轴承必须为 自由端 轴承, 仅承受径向载荷以解决轴膨胀和轴收缩问题 如不解决温度变化引进的轴的伸缩, 轴承会 受到异常的轴向载荷, 成为早期损坏的原因 自由端轴承, 使用内外圈可分离 可轴向移动 的圆柱滚子轴承 ( N U N 型等 ) 向心滚针轴承等, 这类轴承易于安装和拆卸 将非分离型轴承用于自由端时, 一般外圈和轴 承座采用间隙配合, 与轴承一起吸收轴在运转中产生的膨胀 另外, 还可以通过内圈和轴的配合面吸收 在轴承间隔小, 轴伸缩影响可忽略不计的情况下, 可以使用两套对置的角接触球轴承或圆锥滚子轴承 安装后的轴向游隙 ( 轴向位移量 ) 使用螺母或垫片来调整 A B 固定端自由端 ( 分离型轴承 ) A C 固定端自由端 ( 非分离型轴承 ) D D 无固定端 自由端之区别 E E 无固定端 自由端之区别 轴承 A 深沟球轴承 成对双联角接触球轴承 双列角接触球轴承 调心球轴承 带挡边圆柱滚子轴承 (NH NUP 型 ) 双列圆锥滚子轴承 调心滚子轴承 轴承 D,E (2) 角接触球轴承 圆锥滚子轴承 磁电机球轴承 圆柱滚子轴承 (NJ NF 型 ) 轴承 B 圆柱滚子轴承 (NU N 型 ) 滚针轴承 (N A 型等 ) 轴承 C (1) 深沟球轴承 成对双联角接触球轴承 ( 背对背 ) 双列角接触球轴承 调心球轴承 双列圆锥滚子轴承 (KBE 型 ) 调心滚子轴承 轴承 F 深沟球轴承 调心球轴承 调心滚子轴承 F F 无固定端 自由端之区别 注 : (1) 图上所示为外圈外径吸收轴伸缩的情况, 有时也有内径吸收的 (2) 每类轴承都是两套对置使用 图 3.1 轴承的配置和轴承类型 A 026

27 技术解说 自由端 固定端的区别 轴承配置以及轴承 结构形式如图 3.1 所示 3.2 轴承配置举例表 3.1 所示轴承配置, 已考虑了轴系预紧 刚度 轴的伸缩 安装误差等, 是典型的轴承 配置 表 3.1 典型的轴承配置及应用实例 固定端 轴承配置 自由端 摘要 使用举例 属于常用配置, 即使发生轴伸缩, 轴承也不会承受异常轴向载荷 中型电动机 鼓风机 适于安装误差少, 高速用途 可以承受重载荷 冲击载荷及 定程度的轴向载荷 铁道车辆用牵引电机 因为圆柱滚子轴承各种结构都是分离形, 所以适用于内 外圈均需要过盈量的用途 适用于载荷较大的场合为保证固定端轴承刚度, 所以采用背对背安装 冶钢工作台滚动支承 车床主轴 要求轴 轴承座精度好, 安装误差少 适用于轴向载荷不大, 内 外圈均需要过盈配合的应用 造纸机械的砑光辊 内燃机车车轴等 适用于高速旋转 径向载荷大, 并且有轴向载荷的场合 内燃机车减速装置 在深沟球轴承的外径和轴承座内径之间设计游隙, 避免承受径向载荷 接下页 A 027

28 轴承的配置 表 3.1 典型的轴承配置及应用实例 ( 续 ) 固定端 轴承配置 自由端 摘要 使用举例 最为常见的配置除径向载荷外, 还可以承受一定程度的轴向载荷 双吸入式离心泵 汽车变速箱等 最适用于有安装误差 轴挠曲的场合多用于载荷大的通用机械 工业机械等 减速器炼铁厂台辊天车移动轮轴钢铁连铸机导辊及辊道等 适用于较大双向轴向载荷的场合 蜗轮蜗杆减速器 也可使用双列角接触球轴承来代替成对双联角接触球轴承 无固定端 自由端区别的场合摘要使用举例 Back-to-back 背对背安装 mounting 可以承受重载荷 冲击载荷, 是一种广泛使用的配置方式 背对背安装, 特别适用于轴承间距小 力矩载荷大的场合 面对面安装, 在内圈为过盈配合时容易安装, 且能允许一定的安装误差的场合在预紧状态下使用时, 要注意调整预紧力及游隙 汽车差速器小齿轮轴 汽车前桥和后桥 蜗轮减速器等 Face-to-face 面对面安装 mounting Back-to-back 背对背安装 mounting 用于径向载荷不太大 轴向载荷较大的高速运转场合适用于施加预紧 提高轴刚度的场合承受力矩载荷时, 背对背安装比正面安装有利 磨床的砂轮轴等 接下页 A 028

29 技术解说 无固定端 自由端区别的场合 摘要 使用举例 背对背安 NJ + NJ NJ mounting + NJ 安装 耐重载荷 冲击载荷 也可以用于内 外圈均需要过盈量配合的场所 要注意在运转中轴向游隙不可过小 也可采用 NF+NF 安装 有在一端轴承外圈端面上使用弹簧的 工程机械主传动减速装置等 小型电动机 小型减速器 小型泵等 立式的场合摘要使用举例 成对双联角接触球轴承装于固定端 圆柱滚子轴承装于自由端 立式电动机等 使调心垫圈的球面中心与调心球轴承的中心一致上部轴承装于自由端 立式开布机 ( 纺织机 ) 等 A 029

30 4. 轴承尺寸的选择 4.1 轴承的寿命 A 滚动疲劳寿命与基本额定寿命 A 基本额定动载荷与疲劳寿命 A 基本额定动载荷 A 使用机械与设计寿命 A 根据基本额定动载荷选择轴承尺寸 A 根据温度修正基本额定动载荷 A 修正基本额定寿命 A 多套轴承总体的寿命计算 A NSK 新寿命计算公式 A 轴承载荷的计算 A 载荷系数 A 皮带或链条传动时的轴承载荷 A 齿轮传动时的轴承载荷 A 轴承载荷分配 A 载荷 转速变化时的平均载荷 A 旋转载荷与静载荷的联合载荷 A 当量动载荷 A 当量动载荷的计算 A 角接触球轴承及圆锥滚子轴承的轴向载荷分力 A 基本额定静载荷与当量静载荷 A 基本额定静载荷 A 当量静载荷 A 极限静载荷系数 A 052 A 030

31 技术解说 4.6 轴承计算举例 A 轴承类型与极限轴向载荷 A 向心球轴接触角的变化与极限轴向载荷 A 058 (1) 轴向载荷引起的接触角变化 A 058 (2) 深沟球轴承的极限轴向载荷 A 圆柱滚子轴承的极限轴向载荷 ( 挡边的破坏强度 ) A 技术数据 A 疲劳寿命与可靠性 A 径向游隙与疲劳寿命 A 深沟球轴承内 外圈倾斜与疲劳寿命 A 圆柱滚子轴承内 外圈倾斜与疲劳寿命 A 油膜参数与滚动疲劳寿命 A EHL 油膜参数计算简图 A 076 (1) 油膜参数 A 076 (2) 油膜参数计算简图 A 076 (3) 供油不足及剪切发热的影响 A 齿轮的载荷计算 A 082 (1) 正齿轮 斜齿轮与人字齿轮的载荷计算 A 082 (2) 直齿锥齿轮的载荷计算 A 086 (3) 螺旋锥齿轮的载荷计算 A 088 (4) 双曲线齿轮的载荷计算 A 090 (5) 蜗轮的载荷计算 A 094 A 031

32 轴承尺寸的选择 4. 轴承尺寸的选择 4.1 轴承的寿命滚动轴承的性能因用途而异, 并须在很长一段 时期内保持不变 即使轴承安装得当, 使用也正确, 经过一段时间后, 也会因噪音与振动增加 运行精 度下降 润滑脂劣化 滚动面疲劳剥落而无法发挥 令人满意的表现 轴承寿命, 从广义上来说, 就是轴承能够持 续运行, 满足所要求功能的这段时间 轴承的寿命 可分别称为 : 噪音寿命 磨损寿命 润滑脂寿命 滚动疲劳寿命, 具体视导致轴承无法运行的原因而定 除了自然劣化会导致轴承功能失效外, 诸如咬粘 破裂 套圈的擦伤 密封圈或保持架损坏或其他损坏等情况也会导致轴承失效 由于这些故障多是由于轴承选型不当 轴承外围的设计或制造不良 安装不正确或维修保养不当引起的, 因此, 不可以视为正常的轴承故障 在确定轴承寿命时, 基本额定寿命常常并非是唯一的考虑因素, 还要考虑其他因素 例如可大致算出脂润滑轴承的润滑脂寿命 ( 参见第 11 章润滑 A228 页 ) 由于噪音寿命与磨损寿命根据用途不同, 使用的标准各异, 因此, 必须以经验为主来确定噪音寿命或磨损寿命的具体值 4.2 基本额定动载荷与疲劳寿命 基本额定动载荷基本额定动载荷是指轴承在外圈静止 内圈总转数达 100 万转寿命时所承受的恒定载荷 (10 6 转 ) 向心轴承的基本额定载荷被定义为方向及大小恒定的中心径向载荷, 而推力轴承的基本额定载荷被定义为大小恒定的中心轴向载荷 在轴承尺寸表中, 向心轴承的额定动载荷列为 C r, 推力轴承的额定动载荷则列为 C a 滚动疲劳寿命与基本额定寿命滚动轴承承受载荷运转时, 内外圈的滚道面及滚动体的滚动面承受重复循环应力, 由于滚道面或滚动面滚动接触面产生的金属疲劳, 一些鳞状颗粒可能会从轴承材料上脱落 ( 图 4.1), 该现象被称为 剥落 (Flaking) 截止到轴承表面由于应力出现剥落时的总旋转次数称为滚动疲劳寿命, 也称作疲劳寿命 如图 4.2 所示, 即使是有着相同类型 尺寸 材料 热处理及其他加工工艺的相似轴承, 在同一条件下运转, 滚动疲劳寿命也存在相当大的离散性 这是因为疲劳导致的材料剥落受多个变量的影响 因此, 将这种滚动疲劳寿命作为统计现象处理的基本额定寿命优先于实际滚动疲劳寿命使用 假设一组同一型号的轴承置于相同条件下运转, 过一段时间后, 其中 10% 的轴承出现滚动疲劳引起的剥落, 此时的总转数就被定义为基本额定寿命 ; 转速恒定时则常用 10% 的轴承因剥落导致无法使用所需的总运转时间来表示基本额定寿命 A 032

33 技术解说 图 4.1 剥落示例 额定寿命 Rating Life Failure Probability 失效概率 平均寿命 Average Life 寿命 Life Fig. 4.2 图 Failure 4.2 失效概率和轴承寿命 Probability and Bearing Life A 033

34 轴承尺寸的选择 使用机械与设计寿命选择额定载荷过高的轴承并不是一个明智的做法, 因为这些轴承可能过大且不经济 此外, 轴承选型时, 不能只根据轴承寿命来决定, 还需要考虑轴承所安装轴的强度 刚度和设计 轴承有着很 广的应用范围, 且根据具体用途和使用条件, 其设计寿命也各有不同 表 4.1 所示为根据各类机械惯常的使用经验得出的经验疲劳寿命系数 此外, 也可参考表 4.2 表 4.1 不同用途轴承的疲劳寿命系数 f h 运行周期 不常使用或仅短时间使用 疲劳寿命系数 f h ~3 2~4 3~5 4~7 6~ 家用吸尘器 洗衣机等小型电器 手持电动工具 农业机械 偶尔使用, 但要求确保运转正常 家用取暖器和空调的电机 工程机械 传送带 电梯缆绳滑轮 间歇性较长时间运行 轧机辊颈 小型电动机 甲板起重机 一般货物起重机 齿轮座 轿车 工厂电机 机床 传动装置 振动筛 碎矿机 起重机滑轮 压缩机 关键传动装置 间歇性每天八小时以上运行 自动扶梯 离心分离机 空调设备 风机 木工机械 大型电机 铁路车辆的轴箱 矿用起重机 冲床飞轮 轨道牵引电机 机车轴箱 造纸机械 持续使用且要求确保运转正常 水厂泵 电站设备 矿井排水泵 表 4.2 轴承的基本额定寿命 疲劳寿命系数与转速系数 寿命参数 基本额定寿命 疲劳寿命系数 转速系数 L h = 106 球轴承 60n( C 3 P) f h = f n C P =500f h 3 fn = ( n ) 1 3 =(0.03n) 滚子轴承 L h = 60n( 106 C P) =500f h f h = f n C P fn = ( n ) 3 10 =(0.03n) n,f n... 图 4.3( 参见 A036 页 ), 附表 12( 参见 E018 页 ) L h,f h... 图 4.4( 参见 A036 页 ), 附表 13( 参见 E019 页 ) A 034

35 技术解说 根据基本额定动载荷选择轴承尺寸 轴承载荷与基本额定寿命之间存在如下关系 : 球轴承 L = ( C P ) 3... (4.1) 滚子轴承 L = ( C P ) (4.2) 式中, L : 基本额定寿命 ( 10 6 转 ) P : 轴承载荷 ( 当量动载荷 )(N),{kgf}... ( 参见 A30 页 ) C :基本额定动载荷 ( N),{kgf} 向心轴承的 C 用 C r 表示 推力轴承的 C 用 C a 表示 轴承转速恒定时, 其疲劳寿命用时间表示比较 方便 汽车及其他车辆等一般以行车里程表示轴承 的疲劳寿命 设轴承的基本额定寿命为 L h (h) 转速为 n (min -1 ) 疲劳寿命系数为 fh 速度系数为 fn, 则可以得出表 4.2 的关系 在已知轴承载荷 P 及转速 n, 确定机械设计 寿命疲劳系数 fh 的情况下, 轴承所需要的基本额 定动载荷 C, 可用下列公式求出 C = fh P fn 轴承... (4.3) 然后, 应从轴承尺寸表中, 选择符合 C 值的 根据温度修正基本额定动载荷在高温下使用滚动轴承时, 轴承钢的硬度会下降 因此, 由材料物理属性决定的基本额定动载荷也会降低 所以, 应使用以下公式对较高温度下的基本额定动载荷进行修正 : C t = ft C... (4.4) 式中, C t : 根据使用温度修正后的基本额定动载荷 (N),{kgf} ft : 温度系数 ( 参见表 4.3) C : 温度调整前的基本额定动载荷 (N), {kgf} 在 120 以上的高温条件下使用大型轴承时, 必须采取特殊尺寸稳定化热处理, 以防止其尺寸变化过大 经过该特殊尺寸稳定化热处理后, 轴承的基本额定动载荷可能低于轴承尺寸表中所列的基本额定动载荷 表 4.3 温度系数 ft 轴承温度 温度系数 f t A 035

36 A 036 轴承尺寸的选择图 4.3 轴承转速与转速系数图 4.4 疲劳寿命系数与疲劳寿命 n f n f n f h L h (min 1 ) n (min 1 ) (h) f h L h (h) Ball Bearings Roller Bearings Ball Bearings Roller Bearings 球轴承球轴承滚子轴承滚子轴承

37 技术解说 修正基本额定寿命 示为 : 球轴承 如前所述, 计算基本额定寿命的基本公式可表 L 10 = ( C P ) 3...(4.5) 滚子轴承 L 10 = ( C P ) (4.6) L 10 是统计可靠性为 90% 的基本额定寿命 有时要求可靠性超过 90%, 具体视轴承所使用的机械而定 随着近年来轴承材料的改进, 其疲劳寿命也得到了显著延长 此外, 弹性流体润滑理论的发展表明 : 滚道与滚动体接触区域的润滑膜厚度对轴承的寿命有着很大的影响 要想将该等改进因素反映到疲劳寿命计算中, 可使用下列修正系数修正基本额定寿命 : L na = a 1 a 2 a 3 L (4.7) 式中, L na :考虑了可靠性 材料改进 润滑条件等因素的修正后疲劳寿命 L 10 : 可靠性为 90% 的基本额定寿命 a 1 : 可靠性的寿命修正系数 a 2 : 轴承特性的寿命修正系数 a 3 : 工况的寿命修正系数 可靠性超过 90% 的 a 1 值见表 4.4 轴承特性的寿命修正系数 a 2 用于反映轴承钢的改进 NSK 全部采用真空脱气轴承钢材, 且 NSK 测试表明相较于以前的材料, 该材料能够大幅延长轴承的寿命 轴承尺寸表中所列的基本额定动载荷 C r 和 C a, 是考虑了材料及制造技术改进所延长寿命后计算得出的值 因此, 使用公式 (4.7) 推算寿命时, 可假设 a 2 >1 工况寿命修正系数 a 3 用于修正多个系数, 尤其是润滑系数 如果内外圈之间没有倾斜, 且轴承接触区域的润滑膜厚度充足时, 可以设 a 3>1 ; 但下列情况中,a 3<1: 滚道与滚动体之间接触区域的润滑剂粘度低 滚动体的线速度很低 轴承温度高 润滑剂中混入了水分或异物 内外圈之间倾斜过大 由于仍有很多未知因素, 因此, 难以为具体工况确定合适的 a 3 值 并且, 轴承特性系数 a 2 也受工况影响 所以可以将 a 2 和 a 3 结合 (a 2 a 3) 作为一个数值而非独立系数来处理 这时, 在常规润滑和工况下,(a 2 a 3) 应设为等于 1 然而, 在润滑剂粘度过低时, 可将该值降至最低 0. 2 如果轴承没有倾斜, 且使用了高粘度润滑剂确保有足够的流体油膜厚度时,(a 2 a 3) 值可设为 2 根据基本额定动载荷选择轴承时, 最好根据用途选择可靠系数 a 1, 以及基于以往同种机械的润滑条件 温度条件 安装状态等经验确定的 C/P 或 f h 值 基本额定寿命公式 (4.1) (4.2) (4.5) 和 (4.6) 能够为一系列轴承载荷计算提供符合要求的结果 然而, 载荷过大时, 可能导致滚动体与滚道的接触点产生有害的塑性变形 当向心轴承的 P r 超过 C 0r ( 基本额定静载荷 ) 或 0. 5 C r ( 以两者中较小者为准 ) 时, 或者推力轴承的 P a 超过 0.5 C a 时, 请咨询 NSK 确定基本额定疲劳寿命公式的适用性 表 4.4 可靠性系数 a 1 可靠性 (%) a A 037

38 轴承尺寸的选择 多套轴承总体的寿命计算 当同一台机械上使用了多个滚动轴承时, 如果 已知作用于每个轴承的载荷, 就可以确定各轴承的 疲劳寿命 然而, 一般来说, 只要任何一部分的轴承 出现故障, 机器便无法运行 因此, 一些情况下, 可 能需要了解一台机械上所使用的多套轴承的疲劳寿命 不同轴承的疲劳寿命有着很大的差别, 且我们的疲劳寿命计算公式 L= ( C ) P p 适用于 90% 寿命 ( 也称额定疲劳寿命, 是多个相同轴承在相同条件下 90% 可达到的总转数或总时间 ) 换言之, 单个轴承的疲劳寿命计算值, 具有 90% 的概率 由于包含多个轴承的轴承组在特定周期内的耐久概率是单个轴承在相同周期内耐久概率值的乘积, 因此, 轴承组的额定疲劳寿命并不单单取决于各轴承中额定疲劳寿命最短的一个 实际上, 轴承组的寿命要远远小于组中额定疲劳寿命最短的轴承 假设各轴承的额定疲劳寿命分别为 L 1 L 2 L 3 整个轴承组的额定疲劳寿命为 L, 可得到下列公式 : 1 = (4.8) L e e e e L 1 L 2 L 3 在 L 1 标尺上取公式 (4. 8) 的 L 1 值, 在 L 2 标尺上取 L 2 值, 将两个值用一条直线连起来, 然后读取该直线与 L 标尺交叉点所对应的值 以此, 可以确定 1 L A e = 1 + L 1 e 的 L A 值 在 L 1 标尺上取 L A 值, 在 L 2 标尺上取 L 3 值, 将两个值用一条直线连起来, 然后读取该直线与 L 标尺交叉点所对应的值 以此, 可以确定 的 L 值 1 L 2 e 1 = L e e e e L 1 L 2 L 3 举例设汽车前轮计算得到的轴承疲劳寿命值如下 : 内侧轴承为 km 外侧轴承为 km 然后, 可以根据图 4.5 确定车轮的轴承疲劳寿命为 km 确定右轮的轴承疲劳寿命后, 左轮的轴承疲劳寿命与之相同 因此, 前轮轴承组的疲劳寿命为 km 式中,e=1.1( 球轴承和滚子轴承均适用 ) 使用图 4.5, 可以简便求出公式 (4.8) 中的 L 值 A 038

39 技术解说 图 4.5 寿命计算图表 A 039

40 轴承尺寸的选择 NSK 新寿命计算公式近年来, 轴承技术取得了快速的发展, 尤其是在尺寸精度和材料清洁度方面 因此, 相较于传统 ISO 寿命计算公式求得的寿命, 如今的轴承在清洁的环境能够拥有更长的滚动疲劳寿命 寿命得以延长, 一部分原因在于诸如润滑清洁度和过滤等轴承相关技术领域取得了重大进步 传统的寿命计算公式基于 G. Lundberg 和 A. Palmgren 的理论 ( 以下简称 L-P 理论 ), 只涉及内部起点型剥落 在该现象中, 首先由于动态剪切应力在滚动面下方产生最初的裂纹, 然后以裂纹为起点发展到表面的剥落 MPa Max surface contact pressure, MPa 最大表面接触压力 Flat 无过滤器 washer 6204, 10 µm filtrated 过滤器 6206, 10 µm 过滤器 filtrated 6206, 3 µm 过滤器 filtrated 6206, 10 µm 过滤器 filtrated 7306 (VIM-VAR) 20 µm 过滤器 filtrated L 10 理论 theoretical Longer 比理论寿命长 than theoretical life (presence ( 疲劳极限载荷的存在 of ) fatigue load limit) M50, 6 µm filtrated 过滤器 Number 应力循环次数 of repeated, stress, 周期 cycles 图 4.6 清洁润滑条件下的寿命试验结果 ln 1 τ oc N e V... (4.9) S Z o h NSK 的新寿命计算公式所依据的理论认为滚动疲劳寿命是同时发生的内部起点型剥落和表面起点型剥落共同作用的总和 新寿命计算公式的构成 (1) 内部起点型剥落滚动轴承出现内部起点型剥落的前提条件是滚动体与滚道在清洁润滑条件下通过足量和连续性油膜进行接触 图 4.6 绘制了各试验条件下的 L 10 寿命, 其中纵轴和横轴分别表示最大表面接触压力 (P max) 和所施加重复应力的次数 在图中,L 10 理论线是使用传统寿命计算公式得到的理论线 随着最大表面接触应力下降, 实际寿命线越来越偏离使用传统理论计算得到的线, 且趋向寿命更长的方向 该偏离表明存在疲劳极限载荷 P u, 低于该值将不会产生滚动疲劳 图 4.7 中对此做出了更好的说明 ln 1 S N e V (τ τ u) c Z o h dv... (4.10) 轴承载荷 (P) P u Bearing load, P Conventional 传统理论 theory Lifetime 寿命 NSK s 的新寿命理论 new life theory P u : fatigue 疲劳极限载荷 load limit 图 4.7 考虑疲劳极限的 NSK 新寿命理论 (2) 表面起点型剥落在实际轴承使用中, 润滑剂常常受到诸如金属屑 毛刺 铸砂等异物的污染 异物颗粒混入润滑剂后, 滚动体会将颗粒压到滚道上, 从而在滚道和滚动体的表面产生压痕 在压痕的边缘会出现应力集中, 产生细裂纹, 并逐渐发展成滚道和滚动体的剥落现象 如图 4.8 所示, 在最大表面应力较低且润滑剂受污染的条件下, 轴承的实际寿命要短于传统计算寿命 实际的寿命线偏离使用寿命理论计算得到的线, 且趋向寿命更短的方向 结果表明, 在润滑剂受污染的情况下, 随着最大表面接触应力的下降, 实际寿命相比理论寿命进一步缩短 A 040

41 技术解说 表 4.5 污染系数 a c 的值 非常清洁清洁普通受污染重度污染 a c 系数 ~ 适用标准 10 mm 过滤器 mm 过滤器 mm 过滤器 大于 100 mm 过滤器或无过滤器 ( 油浴 循环润滑等 ) 无过滤器, 存在很多细颗粒 应用实例 密封润滑脂润滑轴承, 用于电器和信息技术设备等 密封润滑脂润滑轴承, 用于电机 ; 常规应用密封润滑脂轴承, 用于铁路轴箱 汽车轮毂单元机床等轴承等 汽车变速箱用轴承 工业齿轮箱用轴承 工程机械用轴承等 MPa Max surface contact pressure, MPa 最大表面接触压力 异物尺寸 Debris size mm µm 硬度 Hardness 870HV 870HV Shorter than 比理论寿命短 theoretical life L 10 theoretical 理论 Number 应力循环次数 of repeated, stress, 周期 cycles 图 4.8 润滑剂污染条件下的寿命试验结果 (3) 污染系数 a c 的计算润滑清洁度相关的污染系数见表 4.5 对球轴承和滚子轴承进行测试, 结果表明 : 在润滑脂润滑和清洁过滤的情况下, 轴承的寿命比受污染条件下计算得到的寿命要长数倍 但如果异物的硬度超过 Hv350, 硬度就会成为影响因素之一, 滚道上会出现压痕 这些压痕产生的疲劳损坏会在短时间内发展成剥落 对受杂质污染条件下的球轴承和滚子轴承进行测试, 结果表明其寿命仅为传统计算寿命的 1/3~1/10 根据该等测试结果,NSK 新寿命理论的污染系数 a c 可分为五个等级 因此,NSK 新寿命计算公式考虑到了清洁环境和低载荷区域中寿命测试结果的趋势 根据该等结果可得出新寿命公式的函数为 (P-P u )/C, 其受润滑参数确定的具体润滑条件影响 此外, 据推测, 不同类型和形状异物颗粒的作用受既存轴承载荷和润滑条件的影响很大, 该关系可以表示为载荷参数的函数 新寿命计算公式的关系由 (P-P u )/C 1/a c 定义 根据以上这一概念, 可得出表面起点型剥落的计算公式, 具体如下 : ln 1 S N e V (τ τ u) c h dv 1 Z o { f(a 1 c,a L) }... (4.11) A 041

42 轴承尺寸的选择 (4) 新寿命计算公式 L able 下述新寿命计算公式结合了内部起点型剥落和 表面起点型剥落 : k = 1 k = 4 k = 2 ln 1 S N e V (τ τ u) c Z o h dv { 1 f(a c,a L) }... (4.12) a NSK 1 k = 0.5 k = 0.15 L able = a 1 a NSK L 10...(4.13) 0.1 k = 0.1 寿命修正系数 a NSK 寿命修正系数 a NSK 是润滑参数 (P-P u)/c 1/a c 的函数, 如下所示 : (P P u) /C 1/a c 图 4.9 球轴承的新寿命计算简图 a NSK F { P Pu C 1 a c, a L}... (4.14) k = 1 k = 4 k = 2 NSK 新寿命理论通过修正污染系数 a c 将材料和热处理改进对寿命的延长作用纳入考量 由于润滑参数 a L 会基于润滑剂和工作温度随油膜形成的程度而变化, 因此该理论还使用了粘度比 k(k = n/n 1, 其中,n 为运动粘度,n 1 为必要粘度 ) 该理论表明润滑条件越好 (k 值越高 ), 轴承的寿命就越长 图 4.9 和 4.10 显示了修正系数 a NSK 作为新寿命计算公式一函数的图解 此外, 新寿命计算公式还分别考虑了球轴承和滚子轴承的点接触和线接触 a NSK k = 0.5 k = 0.15 k = (P P u) /C 1/a c 图 4.10 滚子轴承的新寿命计算简图 使用 NSK 计算工具, 请访问我们的网址 : A 042

43 技术解说 A 043

44 轴承尺寸的选择 4.3 轴承载荷的计算作用于轴承的载荷通常包括轴承支撑物体的重 量 旋转体自重 齿轮和皮带的传动力以及机械运 转产生的载荷等 这些载荷, 有的可以进行理论计 算, 而有的却很难估算 因此, 需根据经验得出的数 据对估算值进行修正 载荷系数 虽然可以通过计算求出径向载荷或轴向载荷, 但由于机械运转过程中存在振动和冲击, 实际作用于轴承的载荷往往比计算得到的载荷要大 其实际载荷值可以用以下公式求出 : F r = f w F rc F a = f w F ac }... (4.15) 式中, F r,f a : 轴承承受的载荷 ( N),{kgf} F rc,f ac : 理论计算得出的载荷 (N),{kgf} f w : 载荷系数 载荷系数 f w, 以表 4.6 所示数值为基准 皮带或链条传动时的轴承载荷用皮带或链条传递动力时, 作用于皮带轮 链轮的力可由以下公式求出 : M = H / n...(n mm) = H / n...{kgf mm}}... (4.16) P k = M / r... (4.17) 式中, M : 作用于皮带轮或链轮的力矩 (N mm), {kgf mm} P k : 皮带或链条传递的有效力 (N),{kgf} H : 传动力 (kw) n : 转速 (min -1 ) r : 皮带轮或链轮的有效半径 (mm) 计算皮带轮轴所承受的载荷时, 必须考虑皮带的张力 因此, 皮带传动的情况下, 作用于皮带轮轴上的实际载荷 K b, 由有效传动力乘以代表皮带张力的皮带系数 f b 求得 不同类型皮带的皮带系数 f b 值见表 4.7 K b = f b P k... (4.18) 在链条传动条件下,f b 对应的数值应为 1.25~1.5 表 4.6 载荷系数 f w 的数值 表 4.7 皮带系数 f b 的数值 运转条件 典型应用 f w 皮带类型 f b 平稳运转 无冲击 常规运转 电机 机床 空调机鼓风机 压缩机 电梯 起重机 造纸机械 1.0 ~ ~ 1.5 带齿皮带 1.3 ~ 2.0 三角皮带 2.0 ~ 2.5 平皮带 ( 带张紧轮 ) 2.5 ~ 3.0 平皮带 4.0 ~ 5.0 有振动 冲击的运转 工程机械 碎石机 振动筛 轧钢机 1.5 ~ 3.0 A 044

45 技术解说 齿轮传动时的轴承载荷 采用齿轮传动时, 根据所使用齿轮类型的不 同, 作用于齿轮的载荷也各不相同 以最简单的 正齿轮为例, 其载荷计算如下 : M = H / n... (N mm) = H / n... {kgf mm} }... (4.19) P k = M / r... (4.20) S k = P k tan θ... (4.21) K c = P k2 +S k 2 = P k sec θ... (4.22) 式中, M:作用于齿轮的力矩 (N. mm),{kgf. mm} P k : 齿轮切线方向力 (N),{kgf} S k : 齿轮径向力 ( N),{kgf} K c : 作用于齿轮的合成力 (N),{kgf} H: 传动力 (kw) n: 转速 (min -1 ) r: 传动齿轮节圆半径 (mm) θ: 压力角 除了如上求得的理论载荷之外, 还须用理论载 荷乘以齿轮系数 f g, 将振动和冲击 ( 取决于齿轮精 加工的精度 ) 纳入考量 f g 值一般应采用表 4.8 中的数值 当齿轮运行伴随其他来源的振动时, 则用载荷系数乘以齿轮系数求出实际载荷 轴承载荷分配在图 4.11 和图 4.12 所示的简单例子中, 作用于轴承 I 及轴承 II 的径向载荷均可以按下列公式求出 : F CI = b c K... (4.23) F CII = a c K... (4.24) 式中, F CI : 作用于轴承 I 的径向载荷 (N),{kgf} F CII : 作用于轴承 II 的径向载荷 (N),{kgf} K: 作用于轴上的载荷 (N),{kgf} 当同时施加这些载荷时, 首先可以求出各自的径向载荷, 然后可以根据载荷方向计算出向量和 F c a C1 Bearing1 轴承 K Bearing 轴承 2 b FC2 FC1 a c K Bearing1 轴承 FC2 Bearing 轴承 2 图 Fig 径向载荷分布 Radial Load (1) 图 Fig 径向载荷分布 Radial Load(2) Distribution (1) Distribution (2) b 表 4.8 齿轮系数 f g 的数值 齿轮精加工精度 f g 精密磨削齿轮 1. ~1.1 普通切削齿轮 1.1~1.3 A 045

46 轴承尺寸的选择 载荷 转速变化时的平均载荷 当作用于轴承上的载荷不断变化时, 应计算出 能得到与承受变载荷时相同寿命的平均载荷 (1) 载荷与转速之关系呈阶段性变化时 ( 图 4.13) 载荷 F 1 : 转速 n 1 ; 工作时间 t 1 载荷 F 2 : 转速 n 2 ; 工作时间 t 2 载荷 F n : 转速 nn; 工作时间 tn 然后, 使用以下公式求出平均载荷 F m 的值 : p F m = F1p n1t 1+F 2p n2t F np nnt n n1t 1+n2t nnt n... (4.25) 式中, F m : 变载荷的平均值 (N),{kgf} p = 3 球轴承 p = 10/3 滚子轴承平均转速 n m 可通过以下公式求出 : (3) 载荷呈正弦曲线变化时 ( 图 4.15), 可通过以下公式求出平均载荷 F m : 图 4.15 (a) F m 0.65 F max... (4.28) 图 4.15 (b) F m 0.75 F max... (4.29) (4) 兼有旋转载荷和静载荷时 ( 图 4.16) F : R 旋转载荷 ( N),{kgf} F : S 静载荷 ( N),{kgf} 平均载荷 F m 的近似值可通过下列公式求出 : a) F R F S 时, F m F R + 0.3F S F S... (4.30) F R b) F R <F S 时, F m 2 2 F S + 0.3F R F R... (4.31) F S nm = n1t1+n2t nnt n t 1+t t n... (4.26) (2) 载荷近似线性变化时 ( 图 4.14), 可通过以下公式求出平均载荷 : F m 1 3 (F min + 2F max )... (4.27) 式中, F min :变载荷的最小值 ( N),{kgf} F max : 变载荷的最大值 ( N),{kgf} F 1 F F 2 F m 0 n 1 t 1 n 2 t 2 n n t n F n 图 4.13 阶段性变载荷 A 046

47 技术解说 F max F m F 0 F min n i t i 图 4.14 单一变载荷 F m F max F m F max F F 0 n i t i 0 n i t i (a) (b) 图 4.15 正弦曲线交变载荷 F s F R 图 4.16 旋转载荷与静载荷 A 047

48 轴承尺寸的选择 旋转载荷与静载荷的联合载荷 通常, 滚动轴承会受到旋转载荷 静载荷以及 变载荷的作用 特定情况下, 由不平衡重量或振动 重量引起的旋转载荷及由重力或动力传动引起的静载荷会同时作用 由旋转载荷和静载荷引起的变载荷合成为平均有效载荷可通过以下方法计算得出 合成载荷分为两类 : 分类标准取决于旋转载荷与静载荷的大小, 如图 4.17 所示 也就是说, 如果旋转载荷大于静载荷, 则合成载荷变为运行载荷, 其大小变化如图 4.17(a) 所示 如果旋转载荷小于静载荷, 则合成载荷变成摆动载荷, 其大小变化如图 4.17(b) 所示 在两种情况下, 合成载荷 F 都可以通过以下公式表示 : F= F R2 +F S2 2F RF Scos θ... (4.32) 式中, F R : 旋转载荷 (N),{kgf} F S : 静载荷 (N),{kgf} q : 旋转载荷与静载荷的夹角 可以通过载荷公式 (4.33) 和 (4.34) 得出 F 的近似值, 该等公式根据 F R 和 F S 的大小呈正弦变化, 即, 在 F R F S 或 F R F S 时,F R+F S 都为最大载荷 F max, 而 F R F S 都为最小载荷 F min F R F S, F=F R F Scos θ... (4.33) F R F S, F=F S F Rcos θ... (4.34) 当 F R F S 时, 可通过 (4.35) 和 (4.36) 公式求得 F 的近似值 F R>F S, F=F R F S+2F Ssin θ 2... (4.35) 公式 (4.32) (4.33) (4.35) 和 (4.36) 的曲线如图 2 所示 载荷变化的平均值 F m 可通过公式 (4.33) 和 (4.34) 或公式 (4.35) 和 (4.36) 表示, 也可以通过公式 (4.37) 和 (4.38) 或公式 (4.39) 和 (4.40) 分别表示 F m=f min (F max F min) F R F S, F m=f R+0.3F... S (4.37) F R F S, F m=f S+0.3F... R (4.38) F m=f min (F max F min) F R F S, F m=f R+0.5F... S (4.39) F R F S, F m=f S+0.5F... R (4.40) 一般来说, 由于 F 值存在于公式 (4.37) (4.38) (4.39) 和 (4.40) 中, 公式 (4.37) 和 (4.38) 以及公式 (4.39) 和 (4.40) 的第二项的系数 0.3 或 0.5 可假设根据 F S/F R 或 F R/F S 进行线性变化 然后, 可以采用以下公式表示该等系数 : FS F R 或 F R F S F R F S,,0 F S F R,0 FR F S 1 1 相应的,F m 可通过以下公式表示 : F m =F R +( FS ) F S F R =F R +0.3F S +0.2 FS 2... (4.41) F R F R F S, F R<F S, F=F S F R+2F Rsin θ 2... (4.36) F m =F S +( FR ) F R F S =F S +0.3F R +0.2 FR 2... (4.42) F S A 048

49 技术解说 旋转载荷 联合载荷 静载荷 旋转载荷 > 静载荷 旋转载荷 < 静载荷 图 4.17 旋转载荷与静载荷的联合载荷 式 式 式 和 图 4.18 联合载荷图 A 049

50 轴承尺寸的选择 4.4 当量动载荷一些情况下, 作用于轴承的载荷仅为单一径向 载荷或单一轴向载荷 不过, 大多情况下, 多是这 两种载荷组成的联合载荷 其方向 大小上也会变 动 在此类情况下, 实际作用于轴承的载荷不能直 接用于计算轴承的寿命 所以, 就要假想一个能保 证与轴承在实际载荷和旋转条件下取得相同寿命 大小恒定且通过轴承中心的载荷 这种假想载荷叫 做当量动载荷 当量动载荷的计算向心轴承的当量动载荷, 可通过以下公式求出 : P = XF + r YF... a (4.43) 式中, P : 当量动载荷 ( N),{kgf} F r : 径向载荷 ( N),{kgf} F a : 轴向载荷 ( N),{kgf} X : 径向载荷系数 Y : 轴向载荷系数 X 及 Y 值列于轴承尺寸表中 α=0 的向心滚子轴承的当量动载荷为 P = F r 一般来说, 推力球轴承不能承受径向载荷 但 是, 推力调心滚子轴承却能够承受一定的径向载荷 这种情况下的当量动载荷, 可通过以下公式求出 : P = F a + 1.2F r... (4.44) 式中, F r F a 0.55 A 050

51 技术解说 角接触球轴承及圆锥滚子轴承的轴向分力 如图 4.19 所示, 角接触球轴承及圆锥滚子轴 承载荷的作用点是接触线的延长线与轴中心线的交点, 作用点位置记载在轴承尺寸表中 当向此类轴承施加径向载荷时, 便会产生轴向分力 所以, 为了平衡这一分力, 便将两套同一类型的轴承采用面对面或背对背的方式对置使用 这种情况下, 可通过以下公式求出轴向载荷 : F ai = 0.6 Y F... r (4.45) 式中, F ai :轴向分力 ( N),{kgf} F r : 径向载荷 (N),{kgf} Y : 轴向载荷系数 设径向载荷 F ri 和 F rii 分别作用于轴承 I 和 I I( 图 4.20), 并承受了如图所示的外部轴向载荷 Fae 设轴向载荷系数分别为 Y I Y II, 径向载荷系数为 X, 则可通过以下公式求出当量动载荷 P I P II : 时 0.6 时... (4.46)... (4.47) α α a a Fig 图 4.19 Effective 载荷的作用点 Load Centers Bearing 轴承 I Bearing 轴承 2 Bearing 轴承 I Bearing 轴承 2 F ae F ri F r2 (a) F ri F ae Fr2 (b) Fig. 图 4.20 Loads 作用于成对双联轴承的载荷关系 in Opposed Duplex Arrangement A 051

52 轴承尺寸的选择 4.5 基本额定静载荷与当量静载荷 基本额定静载荷 当滚动轴承承受过大载荷或较大冲击载荷时, 滚动体局部会发生永久变形, 而且, 如果超过弹性极限, 滚动体与滚道表面也会产生永久变形 随着载荷的增加, 非弹性变形在区域和深度上也会增加, 当载荷超过一定限度时, 便会影响轴承的平稳旋转 所谓基本额定静载荷, 是在承受最大应力的滚动体与滚道表面之间的接触区中心处产生下列计算接触应力的静载荷 调心球轴承 其它球轴承 滚子轴承 4 600MPa {469kgf/mm 2 } 4 200MPa {428kgf/mm 2 } 4 000MPa {408kgf/mm 2 } 在承受接触应力最大的接触区内, 滚动体与滚道的永久变形量之和大约是滚动体直径的 倍 基本额定静载荷 C o 在轴承尺寸表中用于向心轴承时列为 C or, 用于推力轴承列为 C oa 此外, 根据 ISO 对基本额定静载荷标准的变更,N S K 球轴承的新 C o 值调为之前值的 0.8~1.3 倍, 滚子轴承大约是 1.5~1.9 倍 因此, 极限静载荷系数 f s 的值也相应改变, 请予以注意 当量静载荷所谓当量静载荷, 是一种假想载荷 即在轴承静止 ( 包括极低速运转或振动 ) 时, 在承载最大应力的滚动体和轴承滚道的接触区产生等同于实际承载条件下最大应力的假想载荷 向心轴承采用通过轴承中心的径向静载荷作为当量静载荷, 推力轴承则采用与中心轴方向一致的轴向静载荷作为当量静载荷 (a) 向心轴承的当量静载荷 向心轴承的当量静载荷采用以下两个公式所求得数值中较大的数值 P o = X o F r + Y o F... a (4.47) P o = F... r (4.48) 式中, P o : 当量静载荷 (N),{kgf} F r : 径向载荷 (N),{kgf} F a : 轴向载荷 (N),{kgf} X o : 径向静载荷系数 Y o : 轴向静载荷系数 (b) 推力轴承的当量静载荷 P o = X o F r + F a α (4.49) 式中, P o : 当量静载荷 (N),{kgf} α : 接触角当 F a < X o F r 时, 此式的准确度下降 公式 (4.47) 和 (4.49) 的 X o 和 Y o 值列于轴承尺寸表中 α = 90 的推力滚子轴承的当量静载荷为 P o = F a 极限静载荷系数轴承所允许的当量静载荷, 根据基本额定静载荷及其应用和使用条件而异 极限静载荷系数 f s 是应用于基本额定静载荷的安全度系数, 可由公式 (4.50) 求出, 一般推荐的 f s 值见表 4.9 随着额定静载荷的变动, 特别是 C o 值增大的滚子轴承,f s 值会有变动 所以, 在选轴承时, 请充分注意这一点 f s = Co Po... (4.50) 式中, C o : 基本额定静载荷 ( N),{kgf} P o : 当量静载荷 (N),{kgf} 推力调心滚子轴承的 f s 值应大于 4 表 4.9 极限静载荷系数 f s 的值 运转条件 f s 的下限球轴承滚子轴承 低噪应用 2 3 受到振动和冲击载荷作用的轴承 常规运行条件 A 052

53 技术解说 A 053

54 轴承尺寸的选择 4.6 轴承计算举例 ( 例 1) 试求当径向载荷 Fr=2 500 N,{255kgf} 转速 n = 900 min -1 时, 单列深沟球轴承 6208 的疲劳寿命系数 fh 6208 的基本额定动载荷 Cr 为 N, {2 970kgf}( 轴承尺寸表,C024 页 ) 由于轴承仅 承受径向载荷, 所以当量动载荷 P 可通过以下公式 求出 : P = F r = 2 500N, {255kgf} 当转速 n = 900 min -1 时, 根据表 4.2(A034 页 ) 中的公式或图 4.3(A036 页 ) 求出速度系数 fn 的值 f n = 的值 : 此时, 可以通过以下公式求出疲劳寿命系数 f h f h = f n C r P = = 3.88 此值适用于常用的工业应用 空调设备等 根 据表 4.2 的公式或图 4.4(A036 页 ), 其大约相当于 小时的使用寿命 ( 例 2) 选择可以满足以下条件的内径为 50 mm 外径小于 100 mm 的单列深沟球轴承 : 径向载荷 F r = 3 000N,{306kgf} 转速 n =1900 min -1 基本额定寿命 L h h 对于额定疲劳寿命超过 小时的球轴承, 其疲劳寿命系数 f h 为 f h 2.72 因为 fn = 0.26,P = Fr = 3 000N. {306kgf} f h = f n C r P = 0.26 Cr 因此,C r = N, 0.26 {3 200kgf} ( 例 3) 按 ( 例 1) 的条件, 再加上轴向载荷 F a=1 000N, {102kgf}, 求出 Cr/P 或疲劳寿命系数 单列深沟球轴承 6208 承受径向载荷 F r 和轴向载荷 Fa 时, 应按照以下步骤求出当量动载荷 P 从单列深沟球轴承尺寸表上部的附表中, 求出由 fo Fa / Cor 大小决定的径向载荷系数 X 轴向载荷系数 Y 及常数 e 球轴承 6208 的基本额定静载荷 Cor 为 N,{1 820kgf} (C024 页 ) f o F a / C or = / = e 0.26 且 F a / F r = 1 000/2 500 = 0.4 > e X = 0.56 Y = (Y 值采用线性插值法得到 ) 因此, 当量动载荷 P 为 P = XF r + YF a = = 3 070N, {313kgf} C r = P = 9.48 f h = f n Cr P = = 3.16 对于球轴承, 此 f h 值大约相当于 小时 ( 例 4) 从 231 系列调心滚子轴承中选择一个能满足以下条件的轴承 : 径向载荷 F r = N 轴向载荷 F a = 8 000N 转速 n = 500 min -1 基本额定寿命 L h h 根据图 4.4(A036 页 ) 可知, 使 L h h 的疲劳寿命系数 f h 值大于 3.45 根据 C026 页轴承尺寸表所列数据, 应选择 6210 作为满足上述条件的轴承 A 054

55 技术解说 调心滚子轴承的当量动载荷 P 在 F a / F r e 时为 P = XF r + YX a = F r + Y 3 F a 在 F a / F r > e 时为 P = XF r + YF a = 0.67 F r + Y 2 F a F a / F r = 8 000/ = 0.18 由轴承尺寸表可知,e 值在 231 系列轴承中约 为 0.3,Y3 值约为 2.2 : 因此,P = XF r + YF a = F r + Y 3 F a = = N 通过疲劳寿命系数 f h, 可求出基本额定载荷 : f h = f C r n P = C r 所以,C r N 在满足此 Cr 值的 231 系列调心滚子轴承中, 最小的轴承是 23126CE4 (C r = N) 确定轴承之后, 将 Y 3 值代入式中, 求出 P 值 P = F r + Y 3 F a = = N Cr L h = 500 ( f ) 10 3 n P = 500 ( ) 10 3 = h ( 例 5) 设圆锥滚子轴承 HR30305DJ 和 HR30206J 如图 4.21 所示, 背对背安装使用, 外圈背面之间的距离为 50 mm 如图 4.21 所示, 除了径向载荷 F r = 5 500N, {561kgf} 之外, 还有轴向载荷 F ae = 2 000N, {204kgf} 作用于 HR30305DJ 时, 求各轴承的基本额定寿命 转速为 600 min N, {204kgf} Fig 图 4.21 Loads 圆锥滚子轴承的载荷 on Tapered Roller Bearings 为了将径向载荷 F r 分配到轴承 I 和 II 上, 必 须找到圆锥滚子轴承的有效载荷中心 可从轴承尺 寸表中, 获取轴承 I 和轴承 II 的有效载荷中心 a, 再得到径向载荷的相对位置 F r 以及有效载荷中心 结果将如图 4.21 所示 因此, 可通过下列公式求 出轴承 I(HR30305DJ) 和 I I(HR30206J) 所承受 的径向载荷 : Bearing 轴承 I HR30305DJ 59.9 F ri = = 1 569N, {160kgf} 83.8 F rii = = 3 931N, {401kgf} 83.8 根据轴承尺寸表中的数据, 可以得到下列数值 : 轴承 径向载荷作用于圆锥滚子轴承时, 便会产生轴 向分力 所以, 在求当量动径向载荷时, 必须考虑 基本额定动载荷 C r (N) {kgf} 5500N {561kgf} 该分力 ( 参见 A051 页的 段 ) 23.9 轴向载荷系数 Y 1 Bearing 轴承 II HR30206J 常数 轴承 I (HR30305DJ) {3 900} Y 1 = 轴承 II (HR30206J) {4 400} Y 2 = e A 055

56 轴承尺寸的选择 F ae F Y rii = II = 3 474N, {354kgf} 0.6 F Y ri = = 1 290N, {132kgf} I 0.73 因此, 在该轴承配置中, 轴向载荷 F ae F Y rii 作 II 用于轴承 I, 而非轴承 II 在轴承 I 中 F ri = 1 569N,{160kgf} F ai = 3 474N,{354kgf} 因为 F ai / F ri = 2.2 > e = 0.83 当量动载荷 P I = XF ri + Y I F ai = = 3 164N,{323kgf} 疲劳寿命系数 f h = f Cr n P I = = 5.04 额定疲劳寿命 L h = = h 在轴承 II 中因为 F rii = 3 931N,{401kgf},F aii = 0 所以, 当量动载荷 P II = F rii = 3 931N,{401kgf} 疲劳寿命系数 f h = f Cr n = = 4.59 PII 额定疲劳寿命 L h = = h 备注关于面对面配置 (DF 型 ), 请联系 NSK 在本应用中, 由于预期会出现重载荷 冲击载荷和轴挠曲, 所以选择调心滚子轴承更为合适 以下为满足上述尺寸要求的调心滚子轴承 ( 参见 C284 页 ) d D B 因为 F a / F r = 0.20 < e 当量动载荷 P 为 P = F r + Y 3 F a 从表 4.1 中的疲劳寿命系数 f h 和应用实例 ( 参见 A 03 4 页 ) 来看,f h 在 3~5 之间为合适值 f h = f n C r P = Cr F r + Y 3 F a = 3 ~ 5 设 Y 3 =2.1, 则可求得所需基本额定动载荷 C r 为 C r = (F r + Y 3 F a ) (3 ~ 5) = 轴承型号 ( ) (3 ~ 5) = ~ N 基本额定动载荷 C r (N) 常数系数 CAE CAE CAE CAE CAE 符合条件的轴承是 23060CAE CAE CAE4 和 24160CAE4 e Y 3 ( 例 6) 按下列条件选择减速机用轴承 : 使用条件径向载荷 F r = N 轴向载荷 F a = N 转速 n = 500min -1 尺寸限制轴径 :300mm 轴承座内径 : 小于 500mm A 056

57 技术解说 A 057

58 轴承尺寸的选择 4.7 轴承类型与极限轴向载荷 向心球轴承接触角的变化与极限轴向载荷 (1) 轴向载荷引起的接触角变化当轴向载荷作用于向心球轴承时, 滚动体和滚道便会产生弹性变形导致接触角变大, 走痕变宽 当产生发热或咬粘的现象时, 应拆除轴承检查滚动痕迹, 以确定运行过程中接触角是否发生了变化 通过此方法, 可以发现是否存在持续的异常轴向载荷 受到载荷作用后, 可以在轴承的轴向载荷 F a 滚动体载荷 Q 和接触角 a 之间建立如下的关系 ( 参见 中的公式 (9.8) (9.9) 和 (9.10)) F a=z Q sin =K Z D w2 { (sin 0+h) 2 +cos 2 0 1} 3/2 sin... (4.51) =sin 1 sin 0+h... (4.52) (sin 0+h) 2 +cos 2 0 a a h= = m 0 r e+r i D w 即, a 是公式 (4.52) 中的变量, 通过观察滚道可得, 随后可求得与接触角相当的值 因此, a 和被代入公式 (4.51) 中来求得作用在轴承上的轴向载荷 F a 由于这种情况下, 需要知道轴承的规格才能进行计算, 因此, 可以根据轴向载荷得出大致的接触角值 单列向心球轴承的基本额定静载荷 C 0r 可通过公式 (4.53) 求出 C 0r=f 0 Z D w2 cos 0... (4.53) 式中, f 0: 由轴承组件形状和适宜应力水平决定的系数 公式 (4.54) 由公式 (4.51) 和 (4.53) 决定 : f 0 C 0r F a=a F a =K { (sina 0+h) 2 +cos 2 a 0 1} 3/2... (4.54) 式中, K: 由轴承材料和设计决定的常数换言之, h 为假设值, 而则由公式 (4.52) 决定 然后, 将 h 和代入公式 ( ), 得出 A F a 的值 该关系用于表示角接触球轴承不同内径代号下的 A 值, 详见表 例 1 计算当纯轴向载荷 F a=35.0 kn( 基本额定静载荷的 50%) 作用于角接触球轴承 7215C 时, 接触角的变化 根据表 4.10 可知 A=0.212 则 A F a = =7.42 根据图 4.22 可得 26 因此, 初期接触角为 15 的角接触球轴承在承受轴向载荷后, 接触角变为 26 A 058

59 技术解说 ( 度 ) 接触角 (a) 图 4.22 轴向载荷作用下角接触球轴承的接触角变化 轴承内径代号 表 4.10 角接触球轴承的常数 A 值 轴承系列 70 轴承系列 72 轴承系列 73 单位 :kn A 059

60 轴承尺寸的选择 同样地, 深沟球轴承 A F a 与 α 关系如图 4.23 所示,A 值见表 4.11 例 2 当纯轴向载荷 F a=24.75 kn( 基本额定静载荷 的 50%) 作用于深沟球轴承 6215 时, 可计算出接触角的变化 此时, 径向游隙取标准游隙的中值 (0.020 mm) 由表 4.11 可得 A=0.303 从而 A F a= 根据图 4.22 可得 a 24 ( 度 ) 接触角 (a) 图 4.23 轴向载荷作用下深沟球轴承的接触角变化 A 060

61 技术解说 轴承内径代号 表 4.11 深沟球轴承的常数 A 值 轴承系列 62 单位 :kn A 061

62 轴承尺寸的选择 (2) 深沟球轴承的极限轴向载荷此处所指极限轴向载荷, 是指向心球轴承在承受轴向载荷时, 由于接触角发生变化, 球与滚道之间的接触椭圆爬越沟道挡肩的极限载荷 它与当量载荷的极限值不同, 后者利用基本额定静载荷系数求得 还需注意, 即使轴承的轴向载荷低于 P 0 的极限值, 接触椭圆也可能爬越挡肩 Q r 向心球轴承的极限轴向载荷 F a max 可通过以下公式求得 承受轴向载荷 F a 时的接触角由公式 (4.51) 的右项和公式 (4.52) 求出, 而 Q 则可通过以下公式求得 : Q= F a Z sina 图 4.24 的 q 也可以通过以下公式求得 : 2a=A 2 m q a r 1/3 因此, 极限轴向载荷即最大轴向载荷, 可由下式求得 g a+q Q ( ) Sr 由于必须知道轴承的内部参数才可求得其极限轴向载荷, 故而, 将深沟球轴承的极限轴向载荷计算结果列于图 4.25 a 图 4.24 A 062

63 技术解说 极限轴向载荷 极限轴向载荷 (Fa max) 初始接触角 (a 0 ) ( 度 ) 图 4.25 深沟球轴承的极限轴向载荷 A 063

64 轴承尺寸的选择 圆柱滚子轴承的极限轴向载荷 ( 挡边的破坏强度 ) 带挡边圆柱滚子轴承在旋转过程中, 内外圈都 可能承受一定程度的轴向载荷 轴向承载能力受到 滚子端面与挡边之间滑动面发热 咬粘及挡边强度 等因素的制约 直径系列为 3 的圆柱滚子轴承在使用脂润滑或 油润滑情况下连续承载, 其极限轴向载荷 ( 考虑了滚子端面与挡边之间的发热 ), 如图 4.26 所示 脂润滑 ( 经验方程 ) 在公式 (4.55) 和 (4.56) 中未考虑挡边强度 需要 考虑挡边强度时, 请咨询 NSK 为了保证圆柱滚子轴承具有稳定的承载能力, 还要考虑轴承及其周围配合部件情况 必须施加径向载荷, 且径向载荷应大于或等于轴 向载荷的 2.5 倍 须使滚子端面与挡边之间润滑良好 须使用极压性高的润滑剂 须进行充分的磨合运转 须保持良好的轴承安装精度 径向游隙不宜过大 900 (k d) C A =9.8f (k d) 2.5 (N) n (k d) 2 = f (k d) 2.5 {kgf} n (4.55) 油润滑 ( 经验方程 ) 另外, 如果轴承转速极低或超过轴承样本中额定转速的 50%, 或者轴承内径超过 200 mm, 必须对每个轴承的润滑 冷却方式等进行逐项详细研究 如遇上述情况, 请联系 NSK C 490 (k d) A=9.8f (k d) 3.4 (N) n (k d) = f (k d) 3.4 {kgf} n (4.56) 式中, C A: 极限轴向载荷 ( N),{kgf} d: 轴承内径 ( mm) n: 轴承转速 (min -1 ) f : 载荷系数 k : 尺寸系数 连续承载间歇承载短时间承载 f : 载荷系数 f 值 k : 尺寸系数 轴承直径系列 2 轴承直径系列 3 轴承直径系列 4 K 值 A 064

65 技术解说 脂润滑 极限轴向载荷 (C A) 极限轴向载荷 轴承转速 (n) min -1 油润滑 极限轴向载荷 (C A) 极限轴向载荷 轴承转速 (n) min -1 直径系列 3 的轴承 ( k=1. 0) 持续载荷 ( f =1) 图 4.26 圆柱滚子轴承的极限轴向载荷 A 065

66 轴承尺寸的选择 4.8 技术数据 疲劳寿命与可靠性 诸如飞机卫星火箭等设备, 任何零部件故障都 可能导致整机损伤且难以修复, 此类场合就对各个 零部件的可靠性提出了极高的要求 可靠度这一概 念正逐渐在耐久消费品领域普及, 并可应用于机械设备的有效预防性维修中 滚动轴承的额定疲劳寿命指一组同类轴承在相同工况下分别运行时, 其中 90% 的轴承未发生材料滚动疲劳导致的损伤而持续旋转的总转数或以恒定转速旋转的总时间 此时可靠性定义为 90% 换言之, 疲劳寿命通常都采用 90% 可靠性定义 另外, 还有其他描述寿命的方法 例如, 平均值就常被用来描述人类的寿命 然而, 如果将平均寿命用在轴承上, 那么, 太多轴承都会在达到平均值前便失效 从另一个方面来说, 如果将较低值或最小值作为标准, 那么太多轴承的寿命又都会远超过该设定值 从这个观点来看, 选择 90% 的值是出于惯例 其实, 本来可以采取统计学上常用的 95% 作为基准 不过, 之所以根据经验选择较为宽松的 90% 可靠性作为轴承的标准却有其实用和经济方面的考量 然而, 如今, 飞机 电脑和通信系统等应用并不采用 90% 可靠性, 一些情况下, 甚至会要求 99% 或 99.9% 的可靠性 低于 10% 时 ( 剩余概率 90%), 滚动疲劳寿命要长于韦布尔分布的理论曲线 这是基于对大量不同型号轴承进行寿命实验和数据分析得到的结论 由此考虑故障率 10% 的轴承寿命时 ( 例如,95% 寿命或 98% 寿命 ), 则使用下表所示的可靠性系数 a 1 确定寿命 假设额定疲劳寿命 L 10 为 小时的某一轴承, 计算其可靠度为 98% 时的寿命 L 2, 可求得该寿命为 L 2=0.33 x L 10=3 300 小时 通过此方法, 可以将轴承寿命的可靠性与设备所要求的可靠性程度以及全面检修和检查的难易程度相匹配 表 4.12 可靠性系数 可靠性,% 寿命,L 可靠性系数,a1 L10 额定寿命 L5 L4 L3 L2 L 除了滚动疲劳, 诸如润滑 磨损 噪音和精度等因素也影响着轴承的耐久性 因此, 这些因素也必须考虑 不过, 这些耐久极限值随应用场合和条件的不同而不同 图 4.27 显示了一组相同的轴承在相同条件下运行时的疲劳寿命分布情况 可使用韦氏方程描述 10%~60% 失效概率 ( 剩余概率 90%~40%) 范围内的疲劳寿命分布 如图 4.28 所示, 当失效概率 A 066

67 技术解说 轴承寿命比 (L/L 10 ) 轴承寿命比 (L/L 10 ) 剩余概率 (S) % 图 4.27 轴承寿命与剩余概率 % % 理论寿命 ( 韦布尔分布 ) 失效概率 (F), % 失效概率 (F) 实际寿命 剩余概率 (S), % 剩余概率 (S) 轴承寿命比 [y=(l/l 50 ) e ln 2] 图 4.28 低失效率时的寿命分布 A 067

68 轴承尺寸的选择 径向游隙与疲劳寿命 如产品样本所示, 滚动轴承的疲劳寿命计算公 式为公式 (4.57) : L= ( C ) P p... (4.57) 式中, L : 额定疲劳寿命 (10 6 转 ) C : 基本额定动载荷 (N),{kgf} P : 当量动载荷 (N),{kgf} p : 指数 球轴承 p=3, 滚子轴承 p= 此式中, 计算向心轴承额定疲劳寿命的前提是, 轴承内部载荷分布处于载荷系数 ε=0.5 的状态下 ( 如 图 4.29 所示 ) 当轴承内部游隙为零时, 得到的载荷分布为 ε=0.5 从该意义上来说, 常规的疲劳寿命计算需在游隙为零时求值 将径向游隙的作用纳入考量后, 可通过以下公式求得轴承的疲劳寿命 可以在轴承 径向游隙 D r 和载荷系数 ε 的函数 f(ε) 之间建立公 式 (4.58) 和 (4.59) : 深沟球轴承 10 3 圆柱滚子轴承 f (ε)= f (ε)= 式中, D r : 径向游隙 ( mm) F r : 径向载荷 ( N),{kgf} Z : 滚动体个数 i : 滚动体的列数 D w : 球径 ( mm) L we : 有效滚子长度 ( mm) L ε : 游隙为 D r 时的寿命 L : 游隙为零的寿命, 由公式 (4.57) 求得 如表 4.13 所示, 径向内部游隙为 D r 时, 也可 以得到载荷系数 ε 和 f (ε) 之间的关系, 以及寿命比 L ε/l D r L we 0.8 F ( r ) Z i D r L we 0.8 F ( r ) Z i (N)... (4.59)... {kgf} 图 4.30 所示为以 6208 和 NU208 为例得出的 径向游隙和轴承疲劳寿命之间的关系 1/3 D r D w f (ε)= 2/3... (N) F ( r ) Z 1/3 D r D w f (ε)=... 2/3 {kgf} F ( r ) Z... (4.58) 图 4.29 ε=0.5 时的载荷分布 A 068

69 技术解说 表 4.13 ε 与 f (ε),l ε /L ε f (ε) 深沟球轴承 L ε L f (ε) 圆柱滚子轴承 L ε L 寿命比 (Lε/L) 寿命比 径向游隙 mm 图 4.30 径向游隙与轴承寿命比 A 069

70 轴承尺寸的选择 深沟球轴承内 外圈倾斜与疲劳寿命 滚动轴承有着极高的加工精度, 并且, 为了保 持该精度, 必须要保证所装轴及轴承座的加工精度 和安装精度 然而, 在实际使用过程中, 轴承周围 部件的加工精度有限, 且轴在外部载荷作用下发生挠曲时会使轴承内外圈发生倾斜 容许的偏差一般在 ~0.003 rad (2 ~10 ), 但具体需视深沟球轴承尺寸 运行时的内部游隙以及载荷而定 本节将介绍内 / 外圈偏差与疲劳寿命之间的关系 我们从 62 和 63 系列深沟球轴承中选择了四个不同尺寸的轴承作为例子 设无倾斜的疲劳寿命为 L q=0, 有倾斜的疲劳寿命为 L q 通过 L q /L q=0 求得倾斜对疲劳寿命的影响 结果见图 4.31~4.34 为了能代表一般情况下的运行条件, 分别将径向载荷 F r (N) {kgf} 和轴向载荷 F a (N) {kgf} 设为 约是轴承额定动载荷 C r (N) {kgf} 的 10%( 标准载荷 ) 和 1%( 轻预载荷 ), 并用作计算的载荷条件 采用标准径向游隙, 轴配合设为 j5 另外, 还将因内圈膨胀导致内部游隙减小这一因素纳入了考量 此外, 假设运转过程内外圈温差为 5 C 计算最大 最小 平均有效游隙时的 L q /L q=0 如图 4.31~4.34 所示, 当倾斜范围在 ~ rad (2 ~10 ) 之间时, 疲劳寿命下降 5%~10% 或更少, 因此, 影响不大 然而, 如图所示, 当倾斜超过一定限度时, 疲劳寿命便会快速下降 因此, 需要对这方面加以注意 如图所示, 游隙较小时, 微小倾斜几乎无影响, 便不会出现很大影响 但当倾斜增加时, 疲劳寿命便会显著降低 正如之前所提到的, 使用轴承时需要尽可能降低安装误差 寿命比 L q ( 最大 ) ( 平均 ) L q=0 ( 最小 ) 内 / 外圈倾斜图 4.31 A 070

71 技术解说 寿命比 L q 寿命比 L q=0 ( 最小 ) ( 最大 ) ( 平均 ) 内 / 外圈倾斜, 图 4.32 寿命比 L q ( 最大 ) L q=0 ( 最小 ) ( 平均 ) 内 / 外圈倾斜 图 4.33 ( 最大 ) 寿命比 L q ( 平均 ) L q=0 ( 最小 ) 内 / 外圈倾斜 图 4.34 A 071

72 轴承尺寸的选择 圆柱滚子轴承内 外圈倾斜与疲劳寿命 当滚动轴承支撑的轴发生变形或轴肩精度不良 时, 轴承的内外圈之间便会出现倾斜, 从而缩短疲 劳寿命 疲劳寿命的缩短程度除了受轴承类型和内 部设计的影响, 还因使用时的径向内部游隙和载荷大小而异 采用标准设计的圆柱滚子轴承 NU215 NU315, 其内 外圈倾斜与疲劳寿命之间的关系如图 4.35~4.38 所示 在这些图中, 横轴表示为内 / 外圈的倾斜 (rad), 纵轴表示疲劳寿命比 L q /L q=0 无倾斜的疲劳寿命为 L q=0, 有倾斜的疲劳寿命为 L q 图 4.35 和图 4.36 所示为在恒定载荷 ( 轴承基本额定载荷的 10%) 作用下, 内部游隙分别为标准游隙 C3 游隙 C4 游隙时的情况 图 4.37 和图 4.38 则是在恒定游隙 ( 标准游隙 ) 时, 载荷分别为 5% C r 10% C r 20% C r 时的情况 另外, 此处采用的游隙是在配合为 m5/h7 内外圈温差为 5 C 时有效游隙的中值 对于其他圆柱滚子轴承, 其疲劳寿命比随游隙和载荷变化的趋势与此一致, 但寿命比值却因轴承系列和尺寸而异, 其中,22 和 23 系列的轴承寿命缩短很快 寿命比 L q 寿命比 L q=0 (C3 游隙 ) ( 标准游隙 ) (C4 游隙 ) 内 / 外圈倾斜, 图 4.35 A 072

73 技术解说 寿命比 L q L q=0 (C3 游隙 ) (C4 游隙 ) ( 标准游隙 ) 内 / 外圈倾斜, 图 4.36 ( 标准游隙 ) 寿命比 L q L q=0 内 / 外圈倾斜, 图 4.37 ( 标准游隙 ) 寿命比 L q L q=0 内 / 外圈倾斜, 图 4.38 A 073

74 轴承尺寸的选择 油膜参数与滚动疲劳寿命 大量实验和经验都表明, 滚动轴承的滚动疲 劳寿命与润滑情况有着密切的关系 滚动疲劳寿命表示在轴承的滚道或滚动面在 循环应力作用下材料出现疲劳, 表面发生局部剥落之前的总转数 该等剥落首先出现在材料内部微观不均匀部分 ( 如非金属夹杂物 空穴 ) 和微观缺陷部分 ( 比如由于微小凸起与滚道面接触处产生的微观裂纹 表面深坑或凹坑 ) 前一种剥落称为内部起点型剥落, 而后一种则称为表面起点型剥落 油膜参数 (L ) 是形成的油膜厚度与表面粗糙度之比, 用于表示滚动接触表面的润滑状态是否良好 L 越大, 油膜的效果也就越好 也就是说, 当 L 数值较大时 ( 一般约为 3), 就不易发生由于接触表面极小凸出物导致的表面起点型剥落 如果表面没有缺陷 ( 瑕疵 凹坑等 ), 轴承的寿命主要由内部起点型剥落决定 从另一方面来说,L 数值减小时容易出现表面起点型剥落, 导致轴承寿命缩短 两者间的关系见图 4.39 NSK 在 L=0.3~3 范围内, 改变润滑剂 轴承材料 ( 如图 4.40 中的 和 ), 对迄今为止相关实验报告进行归纳, 得出图 4.40 所示结果 可以看出, L 1 附近, 轴承寿命快速缩短, 而在 L =3~4 附近, 寿命变化率则较为平缓 L 0.5 时, 寿命约为 1/10 或更低 这是出现严重表面起点型剥落的结果 因此, 建议通过改善润滑条件增大油膜参数 ( 理想值为 3 以上 ), 延长滚动轴承的疲劳寿命 A 074

75 技术解说 由杂质或凹坑引起裂纹时的寿命 由表面微小凸起引起开裂时的寿命 疲劳寿命 共同作用时的寿命 油膜参数 图 4.39 油膜参数 Λ 与轴承寿命的关系 高田等人 ( N S K ) 高田 相原 寿命比 高田等人 油膜参数 图 4.40 油膜参数 Λ 和滚动疲劳寿命的典型实验 ( 以 Λ =3 时的寿命为基准 ) A 075

76 轴承尺寸的选择 EHL 油膜参数计算简图滚动轴承的润滑可通过弹性流体动力润滑 (EHL) 理论来加以理解 下述方法介绍了 EHL 理论相关参数中最重要的油膜参数 ( 油膜 - 表面粗糙度比 ) (1) 油膜参数轴承滚道表面和滚动面非常光滑, 但在显微镜下仍可以看到细微的不平整 由于 EHL 油膜厚度与表面粗糙程度成正相关, 因此, 谈及润滑情况时就不能不考虑表面粗糙度 在平均油膜厚度相同的条件下, 两种不同的表面粗糙度会产生不同的润滑效果 一种是通过油膜完全分离两个表面 ( 图 4.41 (a)) 另一种则是在表面凸起出发生直接接触( 图 ( b )) 润滑效果下降以及表面损伤便是由于图 (b) 这类情况产生的 符号 l a m b d a( L) 表示油膜厚度与表面粗糙度之比, 其在 EHL 的研究和应用中被广泛采用 L=h/s... (4.60) 式中, h :E H L 油膜厚度 s : 联合粗糙度 ( s 12 +s 22 ) s 1,s 2 : 每个接触表面的均方根 (r m s) 粗糙值油膜参数与油膜形成的关系如图 4.42 所示 且润滑程度可如图所示分成三个区域 (2) 油膜参数计算简图该图使用了以下 Dowson-Higginson 最小油膜厚度公式 : G H min = U (4.61) W 0.13 此处油膜厚度是指内圈在承受最大滚动体载荷 ( 此时油膜厚度最小 ) 时的数值 通过代入转速项 (R) 粘度 (A) 载荷项(F) 以及轴承参数项 ( J ), 可得到公式 (4.62) 其中, t 为常数 L= t R A F J... (4.62) R 和 A 可以是与轴承无关的量 设载荷 P 在 98 N {10 kgf}~98 kn {10 tf} 之间,F 正相关于 P 0.13, 即实际载荷大致取决于轴承尺寸, 不过变化幅度控制在 20%~30% 之间 因此, 便将 F 与轴承参数项 (J) 这两项合并起来 [F=F(J)] 所以, 传统的公式 (4.62) 便可变成如下所示 : L=T R A D... (4.63) 式中, T : 取决于轴承结构类型的系数 R : 转速相关系数 A : 粘度相关系数 ( 粘度等级 a:a l p h a) D : 轴承尺寸相关系数 A 076

77 技术解说 h (a) (a) Good 表面粗糙度小 roughness h (b) (b) High 表面粗糙度大 roughness 图 4.41 油膜与表面粗糙度 % 100 Normal 常规轴承工况 bearing rface operating damage conditions Oil film forming rate, % 油膜形成率 Surface damage 表面损坏区段 range ( 短寿命 (Short ) life) Surface 长距离滑动时的 damage range 表面损坏区段 when sliding is large 长寿命区段 Long-life range Oil film parameter 油膜参数 图 4.42 油膜对轴承性能的影响 A 077

78 轴承尺寸的选择 EHL 诸多相关量中最为重要的油膜参数 L 可以 采用以下简略式求得 当 L 值变小时, 滚动轴承的疲 劳寿命也会相应缩短 在公式 L=T R A D 中, 所涉及项包括代表油粘度 h 0 (mpa s, {cp}) 的 A 代表速度 n(min -1 ) 的 R, 以及代表轴承内径 d(mm) 的 D 计算步骤如下 (i) 根据轴承类型确定 T 值 ( 表 4. 14) (ii) 根据图 4.43 确定 n (min -1 ) 对应的 R 值 (iii) 根据图 4.44 由绝对粘度 (mpa s,{cp}) 与润 滑油种类确定 A 值 因通常采用运动粘度 ν 0 (mm 2 /s,{cst}), 故可按 下式换算 : h 0=r ν 0... (4.64) 当不确定矿物油是环烷基还是石蜡基时, 可使 用图 4.44 中所示的石蜡基曲线 (iv) 根据图 4.45 中的直径系列和内径 d (mm) 确定 D 值 (v) 将得到的上述值作为油膜参数 表 4.14 T 值 轴承类型 球轴承圆柱滚子轴承圆锥滚子轴承调心滚子轴承 T 值 r 为密度 (g/cm 3 ), 可使用如下所示的近似值 : 矿物油 r=0.85 硅油 r=1.0 二酯油 r=0.9 转速 min -1 图 4.43 转速项系数 (R) A 078

79 技术解说 环烷基矿物油 石蜡基矿物油 硅油 二酯类油 油粘度 mpa s{cp} 图 4.44 润滑剂粘度相关项系数 (A) 直径系列 轴承内径 mm 图 4.45 轴承参数相关项系数 (D) A 079

80 轴承尺寸的选择 EHL 油膜参数的计算举例如下 ( 例 1) 设深沟球轴承 6312 使用石蜡矿物油 (h 0=30 mpa s,{cp}), 转速为 n=1 000min -1, 确定油膜参 数 ( 解 ) ( 例 2) 根据轴承样本可知 d=60 mm,d=130 mm 根据表 4.14 可知 T=1.5 根据图 4.43 可知 R=3.0 根据图 4.44 可知 A=0.31 根据图 4.45 可知 D=1.76 因此,L=2.5 设圆柱滚子轴承 NU240 使用石蜡矿物油 (h 0=10 mpa s,{cp}), 转速为 n=2 500 min -1, 确定油膜参 数 ( 解 ) 根据轴承样本可知 d=200 mm,d=360 mm 根据表 4.14 可知 T=1.0 根据图 4.43 可知 R=5.7 根据图 4.44 可知 A=0.13 根据图 4.45 可知 D=4.8 因此,L=3.6 其二, 在高速运转过程中由于接触区承受过大剪切应力, 导致局部油温升高, 油黏度下降, 使油膜参数小于等温理论值 Murch 和 Wilson 便对剪切发热的影响进行了分析, 并为油膜参数建立了折减系数 图 4.46 所示为使用粘度和速度 ( 滚动体组节圆直径 D pw x 每分钟转速 n 作为参数 ) 的近似计算 将上节中得到的油膜参数乘以折减系数 Hi, 便可得到考虑剪切发热因素后的油膜参数 即, L=Hi T R A D... (4.65) 需注意轴承内径和外径的平均值可以用作滚动体组的节圆直径 D pw (d m) ( 例 1) 计算条件包括 d mn= h 0=30 mpa s {cp}, 从图 可知 Hi 近似为 1, 几乎没有受到剪切发热的影响 ( 例 2 的 ) 条件包括 d mn= h 0 =10 mpa s,{cp}, 而 Hi=0.76, 意味着油膜参数减小了约 25% 相应地,L 的值实际为 2.7, 而非 3.6 (3) 供油不足及剪切发热的影响 前文所述的油膜参数是以接触区域边缘充满 润滑油和边缘处温度恒定为前提条件求出的 然而 实际的使用和润滑条件可能并不能满足以上前提 供油不足便属于这种情况 此时, 实际的油膜 参数可能要小于公式 (4.63) 求得的值 如果限制 供油量便可能会出现供油不足的情况 这种情况 下, 需将油膜参数调整为公式 (4.63) 所得值的 50%~70% A 080

81 技术解说 矿物油 图 4.46 剪切生热对应的油膜厚度折减系数 Hi A 081

82 轴承尺寸的选择 齿轮的载荷计算 (1) 正齿轮 斜齿轮与人字齿轮的载荷计算齿轮和滚动轴承这两个机械组件之间有着极其紧密的联系 机械中广泛使用的齿轮装置几乎总是与轴承配套使用 用于齿轮装置的轴承的额定寿命计算和选型基于齿轮啮合点的受力状况 齿轮啮合点的载荷可通过下列公式求出 : 正齿轮 : P H H 1=P 2= = n 1( ) dp1 n 2 2( dp2 2 )... (N) = H = H... {kgf} n 1( dp1 n 2 ) 2( dp2 2 ) S 1=S 2=P 1tana 作用于从动齿轮的力 P 2 和 S 2 分别与 P 1 和 S 1 相同, 但方向相反 斜齿轮 : H H P 1=P 2= = n 1( ) dp1 n 2 2( dp2 2 )... (N) S 1=S 2= H H = =... {kgf} n 1( ) dp1 n 2 2( ) dp2 2 P 1tana n cosb 作用于从动齿轮的力的 P 2 S 2 和 T 2 分别与 P 1 S 1 和 T 1 相同, 但方向相反 人字齿轮 : H H P 1=P 2= = n 1( dp1 n 2 ) 2( dp2 2 )... (N) H H = =... {kgf} S 1=S 2= n 1( ) dp1 P 1tana n cosb 式中, P : 切向力 ( N),{kgf} S : 径向力 ( N),{kgf} T : 轴向力 ( N),{kgf} H : 传动力 ( kw) n : 转速 ( min -1 ) d p : 节圆直径 (mm) a : 齿轮压力角 a n : 齿轮法向压力角 b : 齿轮螺旋角下标 1 : 主动齿轮下标 2 : 从动齿轮 2 n 2( ) dp2 对于人字齿轮, 因为斜齿轮的轴向力会互相抵消, 因此, 只有切向力和径向力在作用 关于切向力 径向力和轴向力的方向, 请参考图 4.47 和图 T 1=T 2=P 1tanb A 082

83 技术解说 主动齿轮 从动齿轮 垂直纸面向外垂直纸面向里 图 4.47 正齿轮 主动齿轮 右旋 从动齿轮 左旋 垂直纸面向外垂直纸面向里 图 4.48 斜齿轮 A 083

84 轴承尺寸的选择 斜齿轮的轴向力方向视齿轮旋转方向 齿轮螺旋方向以及是主动齿轮还是从动齿轮而异 方向如下 : 轴承所承受的力通过以下公式确定 : 切向力 : P H 1=P 2= = H n 1( ) dp1 2 n 2( ) dp2... (N) = H = H... {kgf} n 1( ) dp1 2 2 n 2( ) dp2 2 径向载荷 载荷分类 来自 P1 来自 S1 来自 T1 合成径向载荷 轴承 A b PA= P1 a+b b SA= S1 a+b 表 4.15 dp1/2 UA= T1 a+b 轴向载荷 Fa=T1 载荷方向见图 4.49 中左图所示 扌 扌 轴承 B a PB= P1 a+b a SB= S1 a+b dp1/2 UB= T1 a+b FrA= PA2 +(SA+UA) 2 FrB= PB 2 +(SB UB) 2 扌 径向力 :S1=S2=P1 tana n cosb 轴向力 :T1=T2=P1 tanb 轴承 C D 也可用同样方法求出 垂直纸面向外垂直纸面向里 轴承 轴承 主动齿轮 轴承 轴承 从动齿轮 图 4.49 A 084

85 技术解说 主动左旋 主动右旋 主动左旋 主动右旋 主动左旋 主动右旋 主动右旋 主动左旋 图 4.50 轴向力方向 A 085

86 轴承尺寸的选择 (2) 直齿锥齿轮的载荷计算 直齿锥齿轮的啮合点所承受的载荷可通过以下 公式求出 : P1=P2= H = H n 1( Dm1 n 2 ) 2( Dm2 2 )... (N) = H = H... {kgf} n 1( ) Dm1 n 2 2( ) Dm2 2 式中, D m : 平均节圆直径 (mm) d p : 节圆直径 (mm) w : 齿轮宽度 ( 节线长度 )( mm) a n : 齿轮法向压力角 d : 节圆锥角一般来说,d 1+d 2=90 在这种情况下,S 1 和 T 2( 或 S 2 和 T 1) 大小相同, 但方向相反 d 的 S/ P 和 T/P 见图 4.53 施加在轴承上的载荷可通过如下所示的方法求出 D m1=dp1 w sind1 D m2=dp2 w sind2 S1=P1tanan cosd1 S2=P2tanan cosd2 T1=P1tanan cosd1 T2=P2tanan cosd2 径向载荷 载荷分类 来自 P 来自 S 来自 T b PA= P1 a b SA= S1 a 表 4.16 轴承 A 轴承 B 轴承 C 轴承 D Dm1 UA= T1 2 a 扌 a+b PB= P1 a a+b SB= S1 a Dm1 UB= T1 2 a 扌 d PC= P2 c+d d SC= S2 c+d Dm2 UC= T2 2(c+d) 垂直纸面向外垂直纸面向里 c PD= P2 c+d c SD= S2 c+d Dm2 UD= T2 2(c+d) 合成径向载荷 FrA= PA2 +(SA UA) 2 FrB= PB2 +(SB UB) 2 FrC= PC2 +(SC UC) 2 FrD= PD 2 +(SD+UD) 2 轴向载荷 Fa=T1 Fa=T2 载荷方向见图 4.52 所示 A 086

87 技术解说 主动齿轮 ( 从大端侧看为逆时针 ) 图 4.51 从动齿轮 主动 轴承 轴承 轴承 从动 图 4.52 轴承 或 节圆锥角 图 4.53 ( 度 ) A 087

88 轴承尺寸的选择 (3) 螺旋锥齿轮的载荷计算对于螺旋锥齿轮而言, 其啮合点所承受载荷的大小和方向因运转方向和齿轮扭转方向而异 从齿轮的对面来看, 运行方向要么是顺时针, 要么是逆时针 ( 图 4.54) 齿轮扭转方向分类如图 4.55 所示 齿轮啮合点所承受的力可通过下列公式求出 : P 1=P 2= H = H n 1( Dm1 n 2 ) 2( Dm2 2 )... (N) = H = H... {kgf} n 1( ) Dm1 n 2 2( ) Dm2 2 式中, a n : 齿轮法向压力角 b : 齿螺旋角 d : 节圆锥角 w : 齿轮宽度 ( mm) D m : 平均节圆直径 (mm) d p : 节圆直径 (mm) 但是 D m1=d p1 wsind 1 D m2=d p2 wsind 2 根据运行方向和齿轮扭转方向, 可通过以下公式求出径向力 S 和轴向力 T : 右旋顺时针或左旋逆时针 主动齿轮径向力 S P 1= (tana n cosd1+sinb sind 1) cosb 从动齿轮径向力 S P 2= (tana n cosd 2 sinb sind 2) cosb 轴向力 T P 2= (tana n sind 2+sinb cosd 2) cosb 主动齿轮径向力 S P 1= (tanan cosd 1 sinb sind 1) cosb 轴向力 T P 1= (tana n sind 1+sinb cosd 1) cosb 从动齿轮径向力 S P 2= (tana n cosd 2+sinb sind 2) cosb 轴向力 T P 2= (tana n sind 2 sinb cosd 2) cosb 计算结果如果为正, 表明载荷作用的方向是背离啮合点 ; 如果结果为负, 则表明载荷作用的方向是指向啮合点 一般来说,d 1 +d 2 =90 在这种情况下,T 1 和 S 2 (S 1 和 T 2) 大小相同, 但方向相反 轴承所承受的载荷可通过 (2) 节 作用于直齿锥齿轮上的载荷计算 中所介绍的方法求得 轴向力 T P 1= (tana n sind1 sinb cosd 1) cosb A 088

89 技术解说 顺时针 逆时针 图 4.54 左旋 右旋 图 4.55 垂直纸面向外垂直纸面向里 图 4.56 A 089

90 轴承尺寸的选择 (4) 双曲线齿轮的载荷计算作用于双曲线齿轮啮合点的力可通过下列公式求出 : P 1= H cosb1 = P... 2 (N) n 1( ) Dm1 cosb 2 2 = H cosb1 = P... 2 {kgf} n 1( ) Dm1 cosb 2 2 P H 2=... (N) n 2( ) Dm2 2 = H... {kgf} n 2( ) Dm2 2 z 1 z 2 D m1=d m2 cosb1 cosb 2 D m2=d p2 w 2sind 2 式中, a n : 齿轮法向压力角 b : 螺旋角 d : 节圆锥角 w : 齿轮宽度 ( mm) D m : 平均节圆直径 (mm) d p : 节圆直径 (mm) z : 齿数 根据运转方向和齿螺旋方向, 可通过以下公式求出径向力 S 和轴向力 T: 轴向力 T 1= (tana n sind 1 sinb 1 cosd 1) cosb 1 从动齿轮径向力 S 2= (tana n cosd 2 sinb 2 sind 2) cosb 2 轴向力 T 2= (tana n sind 2+sinb 2 cosd 2) cosb 2 右旋逆时针或左旋顺时针主动齿轮径向力 S 1= (tana n cosd 1 sinb 1 sind 1) cosb1 轴向力 T1= (tana n sind1+sinb 1 cosd 1) cosb1 从动齿轮径向力 S 2= (tana n cosd 2+sinb 2 sind 2) cosb2 轴向力 P 1 P 2 P 2 P 1 P 1 P 2 P 2 T 2= (tana n sind 2 sinb 2 cosd 2) cosb2 右旋逆时针或左旋顺时针主动齿轮径向力 P 1 S 1= (tana n cosd 1+sinb 1 sind 1) cosb 1 A 090

91 技术解说 计算结果如果为正, 表明载荷作用的方向是背 离啮合点 ; 如果结果为负, 则表明载荷作用的方向是指向啮合点 关于运转方向和齿轮扭转方向, 请参考 (3), 螺旋锥齿轮的载荷计算 轴承所承受的载荷可通过 (2), 直齿锥齿轮的载荷计算中所介绍的方法求得 A 091

92 轴承尺寸的选择 下一个计算简图用于确定径向力 S 和轴向力 T 的近似值和方向 [ 使用方法 ] 确定径向力 S 值的方法如下所示 T 值也可以 用同样方法确定 1. 在图左侧的纵坐标上取齿轮法向压力角 a n 2. 确定节圆锥角 d 和扭转角 b 的交叉点 根据旋 转方向和齿螺旋方向确定该点在 b=0 的上方或 下方 3. 划一条直线将这两点连接起来, 读取该线与右 侧纵坐标交叉点所在的读数 该读数以百分比形 式给出了径向力 S 与切向力 P 的比值 ( S/P,%) 左旋, 逆时针, 主动齿轮右旋, 顺时针, 主动齿轮左旋, 顺时针, 从动齿轮右旋, 逆时针, 从动齿轮 左旋, 顺时针, 主动齿轮右旋, 逆时针, 主动齿轮左旋, 逆时针, 从动齿轮右旋, 顺时针, 从动齿轮 径向力 S 的计算简图 A 092

93 技术解说 左旋, 顺时针, 主动齿轮右旋, 逆时针, 主动齿轮左旋, 逆时针, 从动齿轮右旋, 顺时针, 从动齿轮 左旋, 逆时针, 主动齿轮右旋, 顺时针, 主动齿轮左旋, 顺时针, 从动齿轮右旋, 逆时针, 从动齿轮 轴向力 T 的计算简图 A 093

94 轴承尺寸的选择 (5) 蜗轮的载荷计算 蜗轮蜗杆机构是交叉轴齿轮的一种, 占用较 小的空间即可实现高转速比 蜗轮啮合点所承受 的载荷可通过表 4.17 所示公式求得 表 4.17 的符号 如下 : i : 齿数比 i= h : 蜗轮传动效率 h = g : 导程角 g=tan 1 y : 用于摩擦角, 通过图 4.57 中所使用的公式 V R = Z ( 2 Z w ) tanγ [ tan(g+y) ] d ( p2 ) pd p1n 1 cosg x id p a n : 齿轮法向压力角 a a : 轴端压力角 Z w : 蜗杆头数 Z 2 : 蜗轮的齿数下标 1 : 主动蜗杆下标 2 : 从动蜗轮对于蜗轮蜗杆机构来说, 根据蜗杆旋转方向及齿螺旋方向, 啮合点有如下所示四种作用组合 可按照 (1) 节 正齿轮 斜齿轮与人字齿轮的载荷计算 表 4.15 中的方法, 根据蜗轮啮合点各分力的大小和方向求得轴承所承受的载荷 求得 当 V R 0.2 m/s 时,y=8 当 V R>6 m/s,y=1 4 表 4.17 力蜗杆蜗轮 H Hiη P1 η P1 (N) = = dp1 dp2 tan γ tan (γ+ψ) n1 ( n1 2 ) ( 2 ) 切向力 (N) P Hiη P1 η P H... {kgf} = = dp2 tan γ tan (γ+ψ) dp1 n1 n1 ( 2 ) ( 2 ) {kgf} 轴向力 T Hη P1 = = dp2 tan γ tan (γ+ψ) n1 ( 2 ) (N) P1 η Hη P1 η P1 = = dp2 tan γ tan (γ+ψ) n1 ( 2 ) {kgf} H (N) dp2 n1 ( 2 ) H {kgf} dp1 n1 ( 2 ) 径向力 S P1 tanαn P1 tanαa = sin (γ+ψ) tan (γ+ψ) (N),{kgf} P1 tanαn P1 tanαa = sin (γ+ψ) tan (γ+ψ) (N),{kgf} A 094

95 技术解说 图 4.57 蜗杆 蜗轮 图 4.58 右旋蜗杆 垂直纸面向外垂直纸面向里 图 4.59 右旋蜗杆 ( 蜗杆旋转的方向与图 4.58 所示方向相反 ) 图 4.60 左旋蜗杆 图 4.61 左旋蜗杆 ( 蜗杆旋转的方向与图 4.60 所示方向相反 ) A 095

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97 技术解说 5. 转速 5.1 额定转速 ( 脂润滑 / 油润滑 ) A 额定转速的修正 ( 脂润滑 / 油润滑 ) A 接触式橡胶密封球轴承的额定转速 ( 脂润滑 / 油润滑 ) A 热参考转速 A 机械极限转速 A 技术数据 A 滚动体的自转与公转速度 A 100 A 097

98 转速 5. 转速 本目录中,NSK 使用了四种转速定义, 如表 5.1 所示 表 5.1 转速概述 转速 概述 适用润滑方法 额定转速 ( 脂润滑 ) 脂润滑条件下, 根据经验得出的额定转速 脂润滑 额定转速 ( 油润滑 ) 油浴润滑条件下, 根据经验得出的额定转速 油浴润滑 热参考转速 (1) 根据 ISO 定义的参考条件, 轴承所产生的热量与轴及轴承座所散热量之间达成平衡时的旋转速度, 是表示轴承在高速运转下的适用性的标准之一 油浴润滑以 ISO 中列出的参考条件为准 (1) 机械极限转速 理想润滑 散热和温度条件下可达到的机械和运动学极限转速 如设计良好且受控的强制循环油润滑 注 (1) 仅单列圆柱滚子轴承和调心滚子轴承的表格内列有热参考转速和机械极限转速 5.1 额定转速 ( 脂润滑 / 油润滑 ) 轴承运行过程中, 速度越高, 因摩擦导致的 轴承温度也越高 额定转速根据经验得出, 是轴承 能够保持持续运行, 且不会产生过多热量或因咬粘而失效的最大转速 因此, 轴承的额定转速因诸如轴承结构和尺寸 保持架结构和材料 载荷 润滑方法, 以及包括轴承外围设计在内的散热方法而异 轴承尺寸表内的脂润滑额定转速和油润滑额定转速适用于标准设计轴承在普通载荷条件下 (C/P 12 且 F a/f r 0.2) 运转的工况 轴承尺寸表中所列的油润滑额定转速是指采用油浴润滑时的额定转速 一些类型的润滑剂虽然可能在其他方面性能非常好, 但却不适用于高速运行 当转速超过轴承尺寸表中所列脂润滑额定转速或油润滑额定转速的 70% 时, 需选择高速运行性能优良的润滑脂或润滑油 ( 参考 ) 表 11.2 润滑脂的性能 (A236 和 A237 页 ) 表 11.5 根据轴承工况选择润滑剂举例 (A239 页 ) 表 11.6 润滑脂的牌号和性能 (A240 和 A241 页 ) 额定转速的修正 ( 脂润滑 / 油润滑 ) 当轴承载荷 P 超过基本额定载荷 C 的 8%, 或者轴向载荷 F a 超过径向载荷 F r 的 20% 时, 需要将轴承尺寸表中所列的额定转速值乘以图 5.1 和 5.2 所示的修正系数, 以修正脂润滑与油润滑的额定转速 当所要求的转速超过脂润滑或油润滑的额定 转速时, 必须对轴承的精度等级 内部游隙 保持架结构及材料 润滑等进行充分研究, 以便选出要求转速的轴承 润滑方式方面, 须采取强制循环油润滑 喷射润滑 油雾润滑或油气润滑等等 将所有这些条件都纳入考虑后, 可通过将轴承尺寸表内所列的油润滑额定转速乘以表 5.2 内所示的修正系数获得修正后的最大容许转速 关于高速应用, 建议咨询 NSK 修正系数 Correction Factor C/P 图 5.1 载荷比相应的额定转速 ( 脂润滑 / 油润滑 ) 修正系数变化 Angular 角接触球轴承 Contact Ball Brgs. 1.0 Deep 深沟球轴承 Groove Ball Brgs 0.9 修正 0.8 系数 Spherical Roller Brgs. 0.7 调心滚子轴承 Tapered 圆锥滚子轴承 Roller Brgs F a /Fr 图 5.2 合成径向载荷和轴向载荷的额定转速 ( 脂润滑 / 油润滑 ) 修正系数 Correction Factor A 098

99 技术解说 接触式橡胶密封球轴承的额定转速 ( 脂润滑 / 油润滑 ) 接触式橡胶密封球轴承 (DDU 型 ) 的最大容许 转速主要由密封唇的滑动速度决定 额定转速值见 轴承尺寸表 表 5.2 高速应用的额定转速修正系数 轴承类型 滚针轴承 ( 大宽度除外 ) 2 圆锥滚子轴承 2 深沟球轴承 2.5 角接触球轴承 ( 成对双联轴承除外 ) 热参考转速 修正系数 热参考转速是根据 ISO 定义的参考条 件, 轴承所产生的热量与轴及轴承座所散热量之间达成平衡时的旋转速度, 是表示轴承在高速运转下的适用性的标准之一 以下便是 ISO 定义的参考条件 外圈固定, 内圈旋转 环境温度 20 C 轴承外圈温度 70 C Reference heat flow density, qr, W/mm 2 W/mm Thrust 推力轴承 Bearings Radial 向心轴承 Bearings 参考 热 流密 度 q r 1.E+01 1.E+02 1.E+03 1.E+04 1.E+05 1.E+06 5E+04 mm 2 Heat emitting 散热基准面积 reference surface, A A r, mm 2 r 图 5.3 参考热流密度 5.3 机械极限转速机械极限转速是轴承在理想的润滑 散热和温度条件下 ( 如高速运行条件配备设计良好且受控的强制循环油润滑 ) 可以达到的机械和运动学极限转速 标准设计轴承的机械极限转速是在载荷 C/P = 12 的情况下, 考虑轴承各单元之间的滑动, 冲击力, 离心力, 回转力矩等设计计算的 向心轴承载荷 0.05 C 0r 油浴润滑 润滑剂 ISO VG32( 向心轴承 ) 普通游隙 轴承座和轴的散热情况可见图 5.3 图 5.3 中, Ar(mm 2 ) 为散热基准表面积 在 ISO 的定义中,Ar 为轴承内圈内表面和外圈外表面的总面积 ( 向心轴承 ), 而 q r (W/mm 2 ) 则为热流密度 通过轴承座表面面积 ( Ar) 乘以热流密度 ( q r ) 计算得出耗散热量 本样本中, 单列圆柱滚子轴承和调心滚子轴承的轴承尺寸表中记载了轴承的热参考转速 机械极限转速和额定转速 ( 脂润滑 ) 其他类型的轴承记载了额定转速 ( 脂润滑 / 油润滑 ) A 099

100 转速 5.4 技术数据 滚动体的自转与公转速度 当滚动体在轴承套圈之间纯滚动时, 滚动体 在内圈滚道上滚动的距离与外圈滚道上滚动的距 离相等 这一事实使得内外圈的滚动速度 n i n e, 以及滚动体的转数 n a 之间能够建立一种关系 滚动体的旋转速度可由内外圈滚道圆周速度 的算术平均求得 ( 一般情况下, 内圈和外圈中任一圈为静止状态 ) 滚动体的自转和公转关系可通过公式 (5.1) 至 (5.4) 表示 自转数 ( D pw D w n a= D wcos 2 a D pw ) n e n i 2 (min 1 )... (5.1) 公转周速度 ( 滚动体节圆直径上的保持架转速 ) pd v c= pw 1 D [ ( wcosa n 3 D pw ) i D (m/s)... (5.4) ( wcosa n e D pw ) 2 ] 式中, Dpw : 滚动体节圆直径 (mm) Dw : 滚动体直径 (mm) a : 接触角 ( ) n e : 外圈转速 (min -1 ) n i : 内圈转速 (min -1 ) 0 a <90 和 a=90 时, 滚动体内圈旋转数量 (n e=0) 和外圈旋转数量 (n i=0) 分别见表 5.3 作为例子, 表 5.4 显示了球轴承 6210 和 6310 内圈旋转时滚动体的转数 n a 和 n c 自转周速度 v pd a= w D pw D w ( D wcos 2 a D pw ) n e n i 2 公转数 ( 保持架转数 ) ( (m/s)...(5.2) n D c= 1 wcosa n i + 1+ D pw 2 ) ( D wcosa D pw ) n e 2 (min 1 )... (5.3) 接触角 0 α<90 α=90 旋转速度 na (min -1 ) va (m/s) nc (min -1 ) vc (m/s) na (min -1 ) va (m/s) nc (min -1 ) vc (m/s) A 100

101 技术解说 表 5.4 球轴承 6210 和 6310 的 n a 和 n c 球轴承 γ na nc ni 0.41ni ni 0.38ni Dwcosα 备注 γ= Dpw 表 5.3 滚动体的自转数 n a 自转周速度 v a 公转数 n c 和公转周速度 v c 内圈旋转 (ne=0) 1 ( γ ) 外圈旋转 (ni=0) 1 ( γ ) ni ne γ cosα γ cosα 2 2 πdw na ni (1 γ) 2 1 ni γ 2 ni 2 πdpw nc πdw na ne (1+γ) 2 1 ne γ 2 ne 2 参考 πdpw nc ± : + 号表示顺时针旋转, 而 号表示逆时针旋转 Dwcosα Dw 2. γ= (0 α<90 ), γ= (α=90 ) Dpw Dpw A 101

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103 技术解说 6. 轴承的外形尺寸与代号 6.1 外形尺寸与止动环槽的尺寸 A 外形尺寸 A 止动环槽及止动环的尺寸 A 轴承代号方法 A 120 A 103

104 轴承的外形尺寸与代号 6. 轴承的外形尺寸与代号 6.1 外形尺寸与止动环槽的尺寸 外形尺寸 图 6.1~6.5 所示的滚动轴承的外形尺寸定义了其几何结构 其中包括轴承公称内径 d 轴承外径 D 宽度 B 轴承公称宽度 ( 或装配高度 )T 倒角尺寸 r 等 当将轴承安装在轴或轴承座上时, 需知道所有这些尺寸 这些外形尺寸经过了国际标准化 (ISO15), 并为 JIS B 1512( 滚动轴承的外形尺寸 ) 所采纳 向心轴承 圆锥滚子轴承及推力轴承的外形尺寸和尺寸系列, 如表 6.1~6. 3( A 10 6 ~A115 页 ) 这些外形尺寸表格中列出了规定内径的各个内径代号, 以及每个直径系列和尺寸系列的外形尺寸 我们可以提供大量的系列数量, 但并不是所有都可以在市面上出售, 因此, 未来我们会添加更多的项目 每个轴承尺寸表 (6.1~6.3) 的顶部都是代表性的轴承类型和系列代号 ( 参考 A121 页表 6.5 轴承系列代号 ) 图 6.6 和 6.7 所示分别为不同系列分类的向心轴承和推力轴承的截面尺寸 ( 圆锥滚子轴承除外 ) 止动环槽及止动环的尺寸 ISO 464 规定了轴承外表面止动环槽的尺寸 此外, 其还规定了止动环的尺寸和精度 表 6.4 中列出了直径系列 和 4 轴承止动环槽和止动环的尺寸 ( A 116 ~A119 页 ) r r r r B r r jd r r jd Fig. 图 Boundary 向心球轴承和向心滚子轴承 Dimensions of Radial Ball and Roller Bearings Width 宽度系列 Series Diameter Series 尺寸系列直径系列 Dimension Series Fig. 6.6 Comparison of Cross Sections 图 6.6 向心轴承截面尺寸系列的差异 of Radial Bearings (except Tapered ( 圆锥滚子轴承除外 Roller Bearings) for ) various Dimensional Series A 104

105 技术解说 r r 1 r T C r 1 r 1 r Dimension 尺寸系列 series Diameter 直径系列 Series 高 Height 度 Series 系列 7 r 1 B r jd jd Fig. 6.2 Tapered Roller Bearings 图 6.2 圆锥滚子轴承 jd r r T r r jd Fig. 6.3 Single-Direction Thrust Ball Bearings 图 6.3 单向推力球轴承 T 2 r jd r jd r r r 1 1 r B T r r jd Fig. 6.4 Double-Direction Thrust Ball Bearings 图 6.4 双向推力球轴承 2 T Fig. 6.7 图 Comparison 6.7 推力轴承截面尺寸系列的差异 of Cross Sections of Thrust Bearings (except Diameter Series 5) for Various ( 直径系列 5 除外 ) Dimension Series r jd r T r r jd Fig. 6.5 图 Spherical 6.5 推力调心滚子轴承 Thrust Roller Bearings A 105

106 轴承的外形尺寸与代号 表 6.1 向心轴承的外形尺寸 ( 圆锥滚子轴承除外 ) 1 单列向心球轴承双列向心球轴承 圆柱滚子轴承 N28 NN38 NN48 N19 N29 NN39 NN49 滚针轴承 NA48 NA49 NA59 NA69 调心滚子轴承 239 内径代号 d 直径系列 7 直径系列 8 尺寸系列 D ~37 D B r ( 最小 ) 08 尺寸系列尺寸系列 ~68 B r( 最小 ) / / / D 09 直径系列 9 尺寸系列尺寸系列 ~39 49~69 B r( 最小 ) 单位 :mm N10 N20 NN30 NN 直径系列 0 尺寸系列尺寸系列 D ~60 B r( 最小 ) A 106

107 技术解说 / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / 备注本表所列倒角尺寸不一定适用于下述情况 : (a) 带止动环槽外圈止动环槽一侧的角 (b) 薄壁圆柱滚子轴承套圈无挡边一侧的角 (c) 角接触球轴承套圈正面的角 (d) 圆锥孔轴承内圈的角 A 107

108 轴承的外形尺寸与代号 表 6.1 向心轴承的外形尺寸 ( 圆锥滚子轴承除外 ) 2 单位 :mm 单列向心球轴承 双列向心球轴承 圆柱滚子轴承 NN 31 N 2 N 22 N N 3 N 23 N 33 N 4 滚针轴承 调心滚子轴承 内径代号 d D 直径系列 1 尺寸系列尺寸系列 ~41 B r( 最小 ) D 直径系列 2 尺寸系列 ~42 B 尺寸系列 r( 最小 ) D 直径系列 3 尺寸系列 ~33 B 尺寸系列 r( 最小 ) D 直径系列 4 尺寸系列尺寸系列 ~24 B r ( 最小 ) / / / A 108

109 技术解说 / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / 备注本表所列倒角尺寸不一定适用于下述情况 : (a) 带止动环槽外圈止动环槽一侧的角 (b) 薄壁圆柱滚子轴承套圈无挡边一侧的角 (c) 角接触球轴承套圈正面的角 (d) 圆锥孔轴承内圈的角 A 109

110 轴承的外形尺寸与代号 表 6.2 圆锥滚子轴承的 圆锥滚子轴承 X 直径系列 9 直径系列 0 直径系列 1 内径代号 d D 尺寸系列 29 I II B C T B C T 倒角尺寸倒角尺寸倒角尺寸尺寸系列 20 尺寸系列 30 尺寸系列 31 内圈外圈内圈外圈内圈外圈 D D r( 最小 ) B C T B C T r( 最小 ) B C T r( 最小 ) / / / 备注 1. 非此表的系列, 也在 ISO 中已有规定 2. 在直径系列 9 的尺寸系列中, 分类 I 是旧标准规定的尺寸, 分类 II 是 ISO 新规定的尺寸 未加区分的, 则以 ISO 规定的尺寸 (D B C T) 为准 3. 所列的倒角尺寸是 ISO 规定的最小允许尺寸, 不适用于正面的角 A 110

111 技术解说 外形尺寸 或 303D 单位 :mm 圆锥滚子轴承 直径系列 2 直径系列 3 D 尺寸系列 02 尺寸系列 22 尺寸系列 32 B C T B C T B C T 倒角尺寸 尺寸系列 倒角尺寸 尺寸系列 13 尺寸系列 23 内圈外圈 03 内圈外圈 r( 最小 ) D B C C (1) T B C T B C T r( 最小 ) d 内径代号 / / / 注 (1) 适用于锥角轴承 303D, 在 DIN 中, 相当于 JIS 303D 的尺寸, 称为 313 内径大于 100 mm, 尺寸系列 13 的轴承, 按照尺寸系列为 313 A 111

112 轴承的外形尺寸与代号 表 6.3 推力轴承 ( 平底座圈型 ) 的 推力球轴承 推力调心滚子轴承 直径系列 直径系列 1 直径系列 2 内径代号 d D 尺寸系列 T r ( 最小 ) D 尺寸系列 T r ( 最小 ) D 尺寸系列 中圈 T d 2 B r r1 ( 最小 )( 最小 ) 备注 1. 尺寸系列 及 24 是双列轴承 2. 省略了轴圈 中圈的最大容许外径及座圈的最小容许内径 ( 请参见推力轴承尺寸表 ) A 112

113 技术解说 外形尺寸 直径系列 3 直径系列 4 直径系列 5 单位 :mm 推力球轴承 推力调心滚子轴承 D 尺寸系列 中圈 T d 2 B r r1 ( 最小 )( 最小 ) D 尺寸系列 中圈 T d 2 B r r1 ( 最小 )( 最小 ) D 尺寸系列 95 r ( 最小 ) T d 内径代号 A 113

114 轴承的外形尺寸与代号 表 6.3 推力轴承 ( 平底座圈型 ) 的 推力球轴承 推力调心滚子轴承 直径系列 直径系列 1 直径系列 2 内径代号 d D 尺寸系列 T r ( 最小 ) D 尺寸系列 T r ( 最小 ) D 尺寸系列 中圈 T d 2 B r r1 ( 最小 )( 最小 ) / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / 备注 1. 尺寸系列 及 24 是双列轴承 2. 省略了轴圈 中圈的最大容许外径及座圈的最小容许内径 ( 请参见推力轴承尺寸表 ) A 114

115 技术解说 外形尺寸 直径系列 3 直径系列 4 直径系列 5 单位 :mm 推力球轴承 推力调心滚子轴承 D 尺寸系列 中圈 T d 2 B r r1 ( 最小 )( 最小 ) D 尺寸系列 中圈 T d 2 B r r1 ( 最小 )( 最小 ) D 尺寸系列 95 r ( 最小 ) T d 内径代号 / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / /2500 A 115

116 轴承的外形尺寸与代号 表 6.4 止动环槽及止动环的尺寸 (1) 尺寸系列 18 和 19 的轴承 r N a b r 0 r N jd 1 适用轴承 d 尺寸系列 D 止动环槽径 D 1 止动环槽 止动环槽位置 a 轴承的尺寸系列 止动环槽宽度 b 槽底圆角半径 r 最大最小最大最小最大最小最大最小最大 备注外圈止动环槽侧倒角尺寸 r N 的最小容许值如下 : 尺寸系列 18 :外径 78mm 的, 使用 0.3mm 倒角 所有其他超过 78mm 的, 使用 0.5mm 倒角 尺寸系列 19 :外径 24mm 的, 使用 0.2mm 倒角 47mm 的, 使用 0.3mm 倒角 所有其他超过 47mm 的, 使用 0.5mm 倒角 ( 不过,68 mm 外径需使用 0.3 mm 倒角, 这一点不同于 ISO 15 的标准规定 ) A 116

117 技术解说 Side 侧盖 Cover f Housing 轴承座 g ( (Geometry 嵌到止动环 of 槽内 locating 的状态 ) snap ring fitted in groove) e jd x jd 2 单位 :mm 止动环代号 截面高度 e 止动环 厚度 f 嵌到止动环槽内的状态 ( 参考 ) 台部内径 ( 参考 ) 缺口宽度 g 止动环外径 D 2 侧盖 最大 最小 最大 最小 约 最大 最小 NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR D X A 117

118 轴承的外形尺寸与代号 表 6.4 止动环槽及止动环的尺寸 (2) 直径系列的轴承 r N a b r 0 r N jd 1 适用轴承 止动环槽 止动环槽位置 d 止动环槽径 a 止动环槽宽度槽底圆轴承的直径系列角半径 D D 1 b r 0 直径系列 0 2,3, 最大最小最大最小最大最小最大最小最大 注 (1)ISO 中未规定此止动环及适用轴承的止动环槽 备注 1. 该止动环槽尺寸, 不适用尺寸系列 及 83 的轴承 2. 外圈的止动环槽侧倒角尺寸 rn 的最小容许值设为 0.5mm 但是, 直径系列 0 的公称轴承外径 35mm 以下的则设为 0.3mm A 118

119 技术解说 Side 侧盖 Cover f Housing 轴承座 g ((Geometry 嵌到止动环槽内的状态 of locating snap ) ring fitted in groove) e jd x jd 2 单位 :mm 止动环代号 截面高度 e 止动环 厚度 f 嵌到止动环槽内的状态 ( 参考 ) 台部内径 ( 参考 ) 缺口宽度 g 止动环外径 D 2 侧盖 最大最小最大最小约最大最小 D X NR 026 (1) NR 028 (1) NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR NR A 119

120 轴承的外形尺寸与代号 6.2 轴承代号方法 轴承代号是表示轴承结构 主要尺寸 旋转精度 内部游隙及其他相关规格的字母数字组合 由基本代号和辅助符号组成 一般采用的轴承外形尺寸, 多是以 ISO 的规定为准 并且, 这些标准轴承的代号在 JIS B 1513( 滚动轴承的代号方法 ) 中都有相应规定 因为需要详细区分轴承规格,NSK 同时也采用了 JIS 以外的辅助符号 轴承代号由基本代号和辅助符号组成, 用以表示轴承系列 ( 类型 ) 宽度和直径系列的基本代号如表 6.5 所示 基本代号 辅助符号以及常见代号和符号的意义见表 6. 6( A 1 2 2~A123 页 ) 表 6.6 中按照代号从左到右的顺序列出了接触角符号及其他辅助符号 作为参考, 轴承符号举例如下 : ( 例 4 ) NU 3 18 M CM 电动机用径向游隙 CM 铜合金车制保持架轴承公称内径 90mm 直径系列 3 NU 型圆柱滚子轴承 ( 例 5 ) NN K CC1 P4 精度等级 ISO 4 级不可互换径向游隙 CC1 内径锥孔 ( 锥度 1:12) 轴承公称内径 85mm 直径系列 0 宽度系列 3 NN 型圆柱滚子轴承 ( 例 1 ) ZZ C3 径向游隙 C3 ( 内部游隙代号 ) 带双防尘盖 ( 防尘盖记号 ) 轴承公称内径 40mm ( 内径代号 ) 直径系列 3 单列深轴承系列代号沟球轴承 } ( 例 2 ) A DB C3 轴向游隙 C3 背对背组合接触角 30 轴承公称内径 100mm 直径系列 2 单列角接触球轴承 ( 例 3 ) K +H206X 公称内径 25mm 的紧定套内径圆锥孔 ( 锥度 1:12) 轴承公称内径 30mm 直径系列 2 调心球轴承 ( 例 6 ) HR J ( 例 8 ) 外圈滚道的小端直径和接触角与 ISO 规定一致 轴承公称内径 35mm 直径系列 2 宽度系列 0 圆锥滚子轴承高承载轴承 ( 例 7 ) /1000 CA M K30 E4 C3 径向游隙 C3 外圈带油槽和油孔 内径锥孔 ( 锥度 1:30) 铜合金车制保持架调心滚子轴承轴承公称内径 1000mm 直径系列 0 宽度系列 4 调心滚子轴承 轴承公称内径 75mm 直径系列 2 高度系列 1 推力球轴承 A 120

121 技术解说 表 6.5 轴承系列代号 尺寸代号 尺寸代号 轴承类型 轴承系列代号 结构代号宽度代号直径代号 轴承类型 轴承系列代号 结构代号 宽度代号或高度代号 直径代号 单列深沟球轴承 单列角接触球轴承 68 6 (1) (1) (1) (0) (0) (1) (1) (0) (0) 3 双列圆柱滚子轴承 滚针轴承 NNU49 NNU 4 9 NN30U NNU 3 0 NA48 NA 4 8 NA49 NA 4 9 NA59 NA 5 9 NA69 NA 调心球轴承 12 1 (0) (0) 3 22 (1) (1) 2 3 NU10 NU 1 0 NU20 NU (0) 2 NU22 NU 2 2 圆锥滚子轴承 NU30 NU (0) 单列圆柱滚子轴承 NU23 NU 2 3 NU40 NU (0) 4 NJ20 NJ (0) 2 NJ22 NJ 2 2 NJ30 NJ (0) 3 NJ23 NJ 2 3 NJ40 NJ (0) 4 NUP20 NUP (0) 2 NUP22 NUP 2 2 NUP30 NUP (0) 3 NUP23 NUP 2 3 NUP40 NUP (0) 4 N10 N 1 0 N20 N (0) 2 N30 N (0) 3 N40 N (0) 4 调心滚子轴承 平底座圈型推力球轴承 (1) NF2 NF (0) 2 NF3 NF (0) 3 NF4 NF (0) 4 推力调心滚子轴承 注 (1) 轴承系列记号 213 应是 203, 但习惯性地用 213 备注省略了宽度代号栏中以 () 表示的宽度代号 A 121

122 轴承的外形尺寸与代号 表 6.6 轴承代号的 : : : NU10 NJ 2 N 3 NN 30 : NA48 NA49 NA69 : : : : : 轴承系列代号 (1) 圆柱滚子轴承 基本代号 内径代号 / / / (3) / / / / / C 省略 C D 接触角代号 C CA CD EA E E EA 内部代号材料代号保持架代号 调心滚子轴承 T V 外观 密封圈 防尘盖代号 代号内容代号内容代号内容代号内容代号内容代号内容代号内容单列深沟 1 内径 1mm 角接触 A 内部设计与标准 g 套圈 滚动体是 M 铜合金车制 Z 一侧钢板球轴承球轴承 2 2 ( ) 不同的渗碳钢保持架 ZS } 防尘盖 A 标准接触角 J 圆锥滚子轴承的外圈轨道的小端单列角接触球轴承 径 角度 外圈宽 ZZ 两侧钢板 A5 标准接触角度与 ISO 355 规 9 9 W 钢板冲压 ZZS } 防尘盖 25 定一致保持架 h 套圈 滚动体是 不锈钢调心球轴承 B 标准接触角 DU 滚针轴承 圆锥滚子轴承 (2) 调心滚子轴承 平底座圈型推力球轴承 推力调心滚子轴承 HR (4) 高承载圆锥滚子轴承及其他 标准接触角 15 圆锥 ( 滚子轴承 ) 接触角 17 以下 接触角约 20 接触角约 28 高承载 ( 轴承 ) 圆柱滚子轴承 推力调心滚子轴承 角接触球轴承 合成树脂保持架 无保持架 DDU V VV 一侧接触橡胶密封圈 两侧接触橡胶密封圈 一侧非接触橡胶密封圈 两侧非接触橡胶密封圈 代号符合 JIS (5) 的规定 NSK 代号 NSK 代号 标于轴承上 注 (1) 轴承系列代号根据表 6.5 (2) 有关 ISO 新系列圆锥滚子轴承的基本代号, 请参考 C182 页 (3) 从内径代号 04 至 96, 内径代号的 5 倍则为内径尺寸 (mm)( 除双向推力球轴承 ) (4)H R 加在轴承系列代号的前面 不标于轴承上 A 122

123 技术解说 内容和排列 补充代号 代号 套圈形状代号 配置形式代号 内部游隙代号预紧代号 精度等级代号特殊规格代号隔圈或套筒代号润滑脂代号 代号 K K30 E E4 N NR 内容代号内容代号内容 ( 径向游隙 ) 代号内容代号内容代号内容代号内容内圈内径 DB 背对背 C1 小于 C2 游隙省略 ISO 0 级尺寸 +K 轴承 AS2 SHELL 锥孔 ( 锥配置 ( 带外隔圈 ) ALVANIA C2 用稳定化度 1:12) GREASE S2 小于 CN 游隙于处理的 ( 省略所 P6 ISO 6 级轴承 ) CN 游隙 ENS ENS DF 面对面有 +L 轴承 GREASE 配置 C3 向大于 CN 游隙 X26 使用温度限 ( 带内隔圈 ) 心内圈内径 150 C 以下 P6X ISO 6X 级 NS7 C4 轴 NS HI-LUBE 锥孔 ( 锥大于 C3 游隙承度 1:30) DT 串联配置 C5 大于 C4 游隙 +KL 轴承 P5 ISO 5 级 X28 使用温度限 ( 带内外 PS2 MULTEMP 200 C 以下隔圈 ) 用 PS No. 2 CC1 小于 CC2 游隙于套圈上有非 CC2 小于 CC 游隙互 P4 ISO 4 级切口或有油孔换 X29 使用温度限 H 紧定套的 CC 普通游隙 250 C 以下结构代号性圆 CC3 大于 CC 游隙 P2 ISO 2 级柱滚 AH 拆卸套的 CC4 大于 CC3 游隙结构代号子外径面带油 ABMA 轴 ( (7) 槽, 外圈带 CC5 大于 CC4 游隙圆锥油孔承滚子轴承 ) HJ L 型平挡圈调心滚子的结构代号 MC1 小于 MC2 游隙 ( 轴承 ) 用省略 CLASS 4 于 MC2 小于 MC3 游隙 S11 尺寸稳定小化处理外圈外径带型使用温度止动环槽 MC3 普通游隙和 PN2 CLASS 2 限 200 C 微以下 MC4 大于 MC3 游隙型球外圈外径带 MC5 大于 MC4 游隙轴 PN3 CLASS 3 止动环槽和承止动环 MC6 大于 MC5 游隙 一部分与 JIS (5) 相同 CM CT CM EL L M H 电机用深沟球轴承的游隙 电机用圆柱滚子轴承的游隙 ( 角接触球轴承 ) ( 预紧 ) 超轻预紧轻预紧中度预紧重度预紧 PN0 CLASS 0 PN00 CLASS 00 与 JIS (5) 相同 NSK 代号一部分与 JIS (5) / BAS (6) 相同与 JIS (5) 相同 N S K 代号, 一部分与 JIS (5) 相同 一般标于轴承上 不标于轴承上 注 ( 5 )J I S : 日本工业标准 (6)BAS: 日本轴承工业协会标准 (7)A B M A : 美国轴承制造商协会 A 123

124

125 技术解说 7. 轴承的尺寸精度及旋转精度 7.1 轴承精度的规定 A 精度等级的选择 A 151 A 125

126 轴承的尺寸精度及旋转精度 7. 轴承的尺寸精度及旋转精度 7.1 轴承精度的规定有关滚动轴承主要尺寸的公差 公差值及旋 转精度, 在 ISO 492/199/582( 滚动轴承的精度 ) 中有所规定 公差 公差值, 各自按下列项目规定 轴承精度等级, 除 ISO 普通精度 0 级以外, 随着精度增高, 有 6X 级 ( 圆锥滚子轴承 ) 6 级 5 级 4 级和 2 级, 其中 2 级为 ISO 中的最高精度等级 表 7.1 列述了不同轴承类型及其适用的精度等级 滚动轴承的精度 尺寸公差 公差值安装到轴或轴承座上所 ( ) 必须的项目 旋转精度控制旋转体跳动所 ( ) 必须的项目 内径 外径 套圈宽度 轴承公称宽度的公差 滚子内接圆径及外接圆径的公差 倒角尺寸的公差极限值 宽度变动量的公差值 锥孔公差及公差值 内外圈径向跳动的容许值 内外圈轴向跳动的容许值 内圈端面对内孔的垂直度的容许值 外圈外表面对端面的垂直度的容许值 推力轴承滚道对底面厚度变动量的容许值 表 7.1 轴承类型及其适用精度等级 轴承型式适用精度等级适用表参照页 深沟球轴承 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 角接触球轴承 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 调心球轴承 0 级 6 级相当 5 级相当 圆柱滾子轴承 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 滚针轴承 0 级 6 级 5 级 4 级 调心滾子轴承 0 级 6 级 5 级 表 7.2 A128 ~A131 圆锥滾子轴承 米制系列 英制系列 0 级 6X 级 ANSI/ABMA CLASS 4 5 级 4 级 表 7.3 ANSI / ABMA CLASS 2 ANSI / ABMA CLASS 3 ANSI / ABMA CLASS 0 ANSI / ABMA CLASS 00 表 7.4 A132 ~A135 A136 ~A137 比较等级 ( 参考 ) A 126 磁电机球轴承 0 级 6 级 5 级 表 7.5 A138 ~A139 推力球轴承 0 级 6 级 5 级 4 级 表 7.6 A140 ~A142 推力圆锥滚子轴承 0 级 表 7.7 A143 ~A144 推力调心滚子轴承 0 级 表 7.8 A145 ANSI / ABMA (3) JIS (1) 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 DIN (2) P0 P6 P5 P4 P2 球轴承 ABEC 1 ABEC 3 ABEC 5 (CLASS 5P) ABEC 7 (CLASS 7P) 滚子轴承 RBEC 1 RBEC 3 RBEC 5 ABEC 9 (CLASS 9P) 表 7.2 ( 表 7.9) A128 ~A131 (A146 ~A147) 圆锥滚子轴承 CLASS4 CLASS 2 CLASS 3 CLASS 0 CLASS 00 ( 表 7.4) (A136 ~137) GB/T (4) 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 注 (1) 日本工业标准 (2) 德国标准化协会 (3) 美国国家标准学会 / 美国轴承制造商协会 (4) 中国国家标准备注倒角尺寸的公差极限值依据表 7.10(A148 和 A149 页 ), 圆锥孔的公差及公差值依据表 7.11(A150 和 A151 页 )

127 技术解说 ( 参考 ) 旋转精度的图示意义及测定方法, 如图 7.1 所示. 在 ISO 5593 JIS B 0104( 滚动轴承用语 ),JIS B 1515( 滚动轴承测定方法 ) 等都有详尽表述 附表 旋转精度 内圈 外圈 指示器 K ia 旋转 静止 A K ea 静止 旋转 A S ia 旋转静止 B1 Measuring 测定载荷 Weight B 2 A S ea 静止 旋转 B2 S d 旋转 静止 C S D 旋转 D C S i, S e 内圈或外圈单独旋转 E A C E B 1 Measuring 测定载荷 Weight r (max.) 1.2 ( 最大 )x1.2 D r (max.) 1.2( 最大 )x1.2 Stops 挡销 (at ( two 两处 points) ) 挡销 Stops ( at 两处 two, points 测量座圈 for inside 时, 置 or 于 outside 外径面 surface ) 支 Supporting 撑销 ( 圆周三 pins 处 ) at three points around circumference 图 7.1 旋转精度的测定方法 ( 概略 ) d 轴承公称内径 D ds 单一内径偏差 D dmp 单一平面平均内径偏差 V dp 单一平面内径变动量 V dmp 平均内径变动量 外形尺寸与旋转精度用符号 D 轴承公称外径 D Ds 单一外径偏差 D Dmp 单一平面平均外径偏差 V Dp 单一平面外径变动量 V Dmp 平均外径变动量 B D Bs V Bs 内圈公称宽度内圈单一宽度偏差内圈宽度变动量 C D Cs V Cs 外圈公称宽度外圈单一宽度偏差外圈宽度变动量 K ia S d S ia 内圈径向跳动内圈端面对内孔的垂直度内圈轴向跳动 S i, S e 推力轴承轴圈或中圈及座圈滚道对底面的厚度变动量 K ea S D S ea 外圈径向跳动外圈外表面对端面的垂直度外圈轴向跳动 T D Ts 轴承公称宽度轴承实际宽度偏差 C T jd B jd A 127

128 轴承的尺寸精度及旋转精度 表 7.2 向心轴承 ( 圆锥滚子轴承外 ) 表 内圈公差 公差值及 单一平面平均内径偏差 单一内径偏差 轴承公称内径 d D dmp (2) D ds (2) 4 级 (mm) 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 直径系列 2 级 0,1,2,3,4 超过到上下上下上下上下上下上下上下 0.6 (1) 内圈 ( 或外圈 ) 单一宽度偏差 D Bs( 或 D Cs) (3) 内圈 ( 或外圈 ) 宽度变动量 V Bs( 或 V Cs) 单体轴承组合轴承 (4) 内圈 ( 或外圈 ) (3) 内圈 0 级 5 级 0 级 5 级 2 级 6 级 4 级 6 级 4 级 2 级 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 上下上下上下上下上下上下最大最大最大最大最大 注 (1) 0.6mm 包括在这个尺寸中 (2) 适用于圆柱孔轴承 (3) 外圈的宽度尺寸差及宽度不同, 依据同样轴承的内圈值 5 级 4 级及 2 级的外圈的宽度的不同, 依据表 (4) 适用于成对或成组安装时单个轴承的内 外圈 (5) 适用于深沟球轴承 角接触球轴承等球轴承 A 128

129 技术解说 的公差及公差值 外圈宽度公差 公差值 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 直径系列 直径系列 直径系列 直径系列 直径系列 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 9 0, 1 2, 3, 4 9 0, 1 2, 3, 4 9 0,1,2,3,4 9 0,1,2,3,4 0,1,2,3,4 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 内圈径向跳动 K ia 单一平面内径变动量 V dp (2) 内圈端面对内孔的垂直度 S d 内圈轴向跳动 S ia (5) 平均内径变动量 V dmp (2) 轴承公称内径 d 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 5 级 4 级 2 级 5 级 4 级 2 级 (mm) 单位 :µm 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 超过 到 (1) 备注 1. 本表所规定的圆柱孔, 轴承内径的上偏差, 不适用于套圈端面的倒角尺寸 r( 最大 )1.2 倍距离以内的范围 2. 根据 ABMA Std :ABEC1 RBEC1 ABEC3 RBEC3 ABEC5 RBEC5 ABEC7 RBEC7 及 ABEC9 RBEC9 分别相当于 0 级 6 级 5 级 4 级及 2 级 A 129

130 轴承的尺寸精度及旋转精度 单一平面平均外径偏差 D Dmp 表 7.2 向心轴承 ( 圆锥滚子轴承外 ) 表 外圈公差 单一外径偏差 D Ds 轴承公称外径 4 级 D (mm) 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 2 级直径系列 0, 1, 2, 3, 4 超过到上下上下上下上下上下上下上下 2.5 (1) 注 (1) 2.5mm 包括在这个尺寸中 (2) 仅适用于未安装止动环的情况 (3) 适用于深沟球轴承 角接触球轴承等球轴承 (4) 0 级及 6 级轴承的外圈宽度变动量见表 备注 1. 本表所规定的轴承外径的下偏差, 不适用于从套圈端面的倒角尺寸 r( 最大 )1.2 倍距离以内的范围 2. 根据 ABMA Std :ABEC1 RBEC1 ABEC3 RBEC3 ABEC5 RBEC5 ABEC7 RBEC7 及 ABEC9 RBEC9 分别相当于 0 级 6 级 5 级 4 级及 2 级 A 130

131 技术解说 的公差及公差值及公差值 单一平面外径变动量 V Dp (2) 平均外径变动量 V Dmp (2) 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 开放型 防尘盖密封圈开放型防尘盖密封圈 开放型 开放型 开放型 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 直径系列 直径系列 直径系列 直径系列 直径系列 9 0, 1 2, 3, 4 2, 3, 4 9 0, 1 2, 3, 4 0, 1, 2, 3, 4 9 0, 1, 2, 3, 4 9 0, 1, 2, 3, 4 0, 1, 2, 3, 4 最大 最大 最大 最大 最大 最大最大最大 最大 最大 外圈径向跳动 K ea 外圈外表面对端面的垂直度 S D 外圈轴向跳动 S ea (3) 外圈宽度变动量 V Cs (4) 0 级 6 级 5 级 4 级 2 级 5 级 4 级 2 级 5 级 4 级 2 级 5 级 4 级 2 级 单位 :µm 轴承公称外径 D (mm) 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 超过 到 (1) A 131

132 轴承的尺寸精度及旋转精度 表 7.3 米制系列圆锥滚子轴承的公差及公差值 表 内圈内径公差及旋转精度的公差值 轴承公称内径 d (mm) 单一平面平均内径偏差 D dmp 单一内径偏差 D ds 0 级 6 级 4 级 4 级 0 级 6X 级 5 级 6X 级 单一平面内径变动量 D dp 6 级 5 级 4 级 0 级 6X 级 平均内径变动量 V dmp 6 级 5 级 4 级 超过到上下上下上下上下最大最大最大最大最大最大最大最大 备注 1. 本表所规定的轴承内径的上偏差, 不适用于从套圈端面的倒角尺寸 r( 最大 )1.2 倍距离以内的范围 2. 公差及公差值的一部分, 依据 NSK 规格 表 外圈外径公差及旋转精度的公差值 轴承公称外径 D (mm) 单一平面平均外径偏差 D Dmp 单一外径偏差 D Ds 0 级 6 级 4 级 4 级 0 级 6X 级 5 级 6X 级 单一平面外径变动量 D Dp 6 级 5 级 4 级 0 级 6X 级 平均外径变动量 V Dmp 6 级 5 级 4 级 超过到上下上下上下上下最大最大最大最大最大最大最大最大 备注 1. 本表所规定的轴承外径的下偏差, 不适用于从套圈端面的倒角尺寸 r( 最大 )1.2 倍距离以内的范围 2. 公差及公差值的一部分, 依据 NSK 规格 A 132

133 技术解说 0 级 6X 级 内圈径向跳动 K ia 单位 :µm 内圈端面对内圈轴内孔的垂直度向跳动 S d S ia 6 级 5 级 4 级 5 级 4 级 4 级 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 T C B B C 2 jd jd 0 级 6X 级 外圈径向跳动 K ea 单位 :µm 外圈外表面对外圈轴端面的垂直度向跳动 S D S ea 6 级 5 级 4 级 5 级 4 级 4 级 jd jd 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 B C 4 4 jd jd A 133

134 轴承的尺寸精度及旋转精度 表 7.3 米制系列圆锥滚子 表 套圈宽度 轴承 轴承公称内径 d (mm) 内圈单一宽度偏差 D B s 外圈单一宽度偏差 D C s 轴承实际宽度偏差 D T s 0 级 5 级 0 级 5 级 0 级 5 级 6 级 6X 级 4 级 6 级 6X 级 4 级 6 级 6X 级 4 级 超过到上下上下上下上下上下上下上下上下上下 备注内组件的有效宽度 T 1, 是指内组件与标准外圈组成轴承的公称宽度 外圈的有效宽度 T 2, 是指外圈与标准内组件组成的轴承的公称宽度 C T B C 2 C 4 B B 4 jd jd jd jd jd jd A 134

135 技术解说 轴承的公差及公差值宽度及组合宽度的公差 单位 :µm 内组件实际有效宽度偏差外圈实际有效宽度偏差轴承组合宽度偏差 D T 1s D T 2s D B 2s D B 4s, D C 4s 0 级 6X 级 0 级 6X 级双列轴承所有等级四列轴承所有等级 轴承公称内径 d (mm) 上下上下上下上下上下上下超过到 T 1 Master 标准外圈 Outer Ring T 2 Master 标准内组件 Inner Ring with Rollers jd jd A 135

136 轴承的尺寸精度及旋转精度 表 7.4 英制系列圆锥滚子轴承的公差及公差值 ( CLASS ** ( 为 ANSI/ABMA 公差等级 ) 公差等级请参考 A126 页的表 7.1 ) 表 内圈内径公差 轴承公称内径 d 单一内径偏差 D ds 单位 :µm 超过到 CLASS 4, 2 CLASS 3, 0 CLASS 00 (mm) 1/25.4 (mm) 1/25.4 上下上下上下 表 外圈外径公差 轴承公称外径 D 单一外径偏差 D Ds 超过到 CLASS 4, 2 CLASS 3, 0 CLASS 00 (mm) 1/25.4 (mm) 1/25.4 上下上下上下 表 轴承公称内径 d 单列轴承实际宽度偏差 D Ts 超过 到 CLASS 4 CLASS 2 CLASS 3 D (mm) D> (mm) CLASS 0, 00 (mm) 1/25.4 (mm) 1/25.4 上 下 上 下 上 下 上 下 上 下 A 136

137 技术解说 C T B C 2 C 4 B B 4 jd jd jd jd jd jd KBE KV 及内外圈径向跳动公差 单位 :µm K ia, K ea CLASS 4 CLASS 2 CLASS 3 CLASS 0 CLASS 00 最大最大最大最大最大 轴承实际宽度及组合轴承宽度的公差 单位 :µm CLASS 4 CLASS 2 双列轴承 (KBE 型 ) 组合宽度偏差四列轴承 (KV 型 ) 组合宽度偏差 D B 2s D B 4s, D C 4s D (mm) CLASS 3 D> (mm) CLASS 0,00 CLASS 4, 3 上下上下上下上下上下上下 A 137

138 轴承的尺寸精度及旋转精度 表 7.5 磁电机球轴承公差及公差值 表 内圈公差 公差值和套圈宽度公差值及轴承宽度公差 轴承公称内径 d (mm) 单一平面平均内径偏差 D dmp 单一平面内径变动量 V dp 平均内径变动量 V dmp 0 级 6 级 5 级 0 级 6 级 5 级 0 级 6 级 5 级 内圈 ( 或外圈 ) 单一宽度偏差 D Bs ( 或 D Cs ) (1) 超过到上下上下上下最大最大最大最大最大最大上下上下 注 (1) 轴承外圈宽度偏差与宽度变动量取决于其内圈 备注本表所规定的轴承内径的上偏差, 不适用于从套圈端面的倒角尺寸 r( 最大 )1.2 倍距离以内的范围 0 级 6 级 5 级 表 外圈的公差及公差值 轴承公称外径 D (mm) 轴承系列 E 单一平面平均外径偏差 D Dmp 轴承系列 EN 0 级 6 级 5 级 0 级 6 级 5 级 0 级 单一平面外径变动量 V Dp 6 级 5 级 超过到上下上下上下上下上下上下最大最大最大 备注本表所规定的轴承外径的下偏差, 不适用于从套圈端面的倒角尺寸 r( 最大 )1.2 倍距离以内的范围 A 138

139 技术解说 单位 :µm 内圈 ( 或外圈 ) 宽度变动量 V Bs ( 或 V Cs ) (1) 轴承实际宽度偏差 D T s 内圈径向跳动 K ia 内圈端面对内孔的垂直度 S d 内圈轴向跳动 S ia 0 级 6 级 5 级 0 级 6 级 5 级 0 级 6 级 5 级 5 级 5 级 最大 最大 上 下 最大 最大 最大 最大 最大 单位 :µm 平均外径变动量 V Dmp 外圈径向跳动 K ea 外圈轴向跳动 S ea 外圈外表面对端面的垂直度 S D 0 级 6 级 5 级 0 级 6 级 5 级 5 级 5 级 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 A 139

140 轴承的尺寸精度及旋转精度 表 7.6 推力球轴承的公差及公差值 表 轴圈内径的公差 公差值及旋转精度的公差值 轴承公称内径 d 或 d 2 (mm) 单一平面平均内径偏差 D dmp 或 D d2mp 0 级 0 级 6 级 5 级 4 级 6 级 5 级 单一平面内径变动量 V dp 或 V d2p 4 级 0 级 6 级 5 级 4 级 超过到上下上下最大最大最大最大最大最大 注 (1) 双向轴承不依据 d2 区分, 依据相同直径系列相同 D 的单向轴承 d 值 另外, 座圈滚道的厚度变动量 Se, 只适用于平底座圈型轴承 单位 :µm 轴圈或中圈及座圈滚道对底面的厚度变动量 S i 或 S e (1) jd jd jd T B B jd 2 T 2 T 1 jd A 140

141 技术解说 表 座圈外径的公差 公差值及调心垫圈外径的公差 单位 :µm 轴承公称单一平面平均外径偏差 D 单一平面外径变动量调心垫圈外径偏差外径或调心 Dmp V Dp D 3s 垫圈公称外径平面座圈型调心球面型 D 或 D 3 0 级 (mm) 0 级 6 级 5 级 4 级 0 级 6 级 6 级 4 级 0 级 6 级 5 级超过到上下上下上下最大最大上下 jd jd jd jd 3 T3 T 4 T T 6 T5 B jd 2 T7 T 8 jd 3 A 141

142 轴承的尺寸精度及旋转精度 轴承公称内径 d (1) 表 推力球轴承的高度公差与中圈高度公差 平底座圈型调心球面型带调心垫圈 D Ts 或 D T2s D T1s D T3s 或 D T6s D T5s D T4s 或 D T8s D T7s (mm) 0 级 6 级 0 级 6 级 0 级 0 级 0 级 0 级 0 级 6 级 5 级 4 级 5 级 4 级 6 级 6 级 6 级 6 级 5 级 4 级 超过 到 上 下 上 下 上 下 上 下 上 下 上 下 上 下 注 (1) 双向轴承依据相同直径系列相同 D 的单向轴承 d 值 备注本表中的 D Ts 是下图所示相应高度 T 的偏差 单位 :µm 中圈高度偏差 D Bs jd jd T T3 T4 jd jd jd 3 jd jd B jd 2 T 2 T 1 T5 T 6 B jd 2 T 8 T 7 jd jd 3 A 142

143 技术解说 表 7.7 推力圆锥滚子轴承的精度 表 轴承内径公差和高度公差 ( 米制系列,0 级 ) 单位 :µm 轴承公称内径 d (mm) 单一平面平均内径偏差 D dmp 轴承实际高度偏差 D Ts 超过到上下上下 表 轴承外径的公差 ( 米制系列,0 级 ) 单位 :µm jd 轴承公称外径 D (mm) 单一平面平均外径偏差 D Dmp T 超过到上下 jd jd T jd A 143

144 轴承的尺寸精度及旋转精度 表 7.7 推力圆锥滚子轴承的精度 表 轴承内径公差和高度公差 ( 英制系列,0 级 ) 超过 轴承公称内径 d 到 单一平面平均内径偏差 D dmp 单位 :µm 轴承实际高度偏差 D Ts (mm) ( 英寸 ) (mm) ( 英寸 ) 上下上下 表 轴承外径的公差 ( 英制系列,0 级 ) 超过 轴承公称外径 D 到 单位 :µm 单一平面平均外径偏差 D Dmp (mm) ( 英寸 ) (mm) ( 英寸 ) 上下 jd T jd jd T jd A 144

145 技术解说 轴承公称内径 d (mm) 表 7.8 推力调心滚子轴承的公差及公差值 表 轴圈内径公差和高度公差 (0 级 ) 单一平面平均内径偏差 D dmp 单一平面内径变动量 V dp 轴圈端面对内孔的垂直度 S d 参考 单位 :µm 轴承实际高度偏差 D Ts 超过到上下最大最大上下 备注本表所规定的轴承内径的上偏差, 不适用于从套圈端面的倒角尺寸 r( 最大 ) 1.2 倍距离以内的范围 表 座圈的公差 (0 级 ) 轴承公称外径 D (mm) 单位 :µm 单一平面平均外径偏差 D Dmp 超过到上下 备注本表所规定的轴承外径的下偏差, 不适用于从套圈侧面至倒角尺寸 r ( 最大 ) 的 1.2 倍距离以内的范围 jd T jd A 145

146 轴承的尺寸精度及旋转精度 表 7.9 仪器用球轴承的公差 ( 英制系列 ) CLASS 5P,CLASS 7P 及 CLASS 9P (A (1) 内圈公差和外圈宽度公差 轴承公称内径 d (mm) 单一平面平均内径偏差 D dmp 单一内径偏差 D ds 单一平面内径变动量 V dp 平均内径变动量 V dmp 内圈 ( 或外圈 ) D Bs 单体轴承 CLASS 5P CLASS 9P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 7P CLASS 9P CLASS CLASS 5P 7P CLASS 9P CLASS CLASS 5P 7P CLASS 9P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P 超过到上下上下上下上下最大最大最大最大上下 注 (1) 适用于以 2 个组合来调整差幅的轴承 备注有关 CLASS 3P( 英制 ) 以及米制系列仪器用精密轴承的公差及公差值, 请与 NSK 联系 (2) 外圈公差 轴承公称外径 D (mm) 单一平面平均外径偏差 D Dmp CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P CLASS 5P CLASS 7P 单一外径偏差 D Ds CLASS 9P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P 开放型防尘盖密封圈密封圈开放型开放型防尘盖开放型开放型开放型密封圈型防尘盖型型 超过到上下上下上下上下上下最大最大最大最大最大最大 注 (1) 适用于带止动挡边轴承的止动挡边宽度变动量 (2) 适用于止动挡边背面 单一平面外径变动量 V Dp 平均外径变动量 V Dmp A 146

147 技术解说 (ANSI/ABMA 相当 ) 单位 :µm 单一宽度偏差 ( 或 D Cs ) 内圈宽度变动量 V Bs 内圈径向跳动 K ia 内圈轴向跳动 S ia 内圈端面对内孔的垂直度 S d 组合 (1) CLASS 5P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P CLASS 7P CLASS 9P 上下最大最大最大最大最大最大最大最大最大最大最大最大 单位 :µm 外圈宽度变动量 V Cs (1) CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P 外圈外表面对端面的垂直度 S D CLASS 5P CLASS 7P CLASS 9P CLASS 5P 外圈径向跳动 K ea CLASS 7P CLASS 9P CLASS 5P 外圈轴向跳动 S ea CLASS 7P CLASS 9P 止动挡边外径偏差 D D 1s 止动挡边宽度偏差 D C 1s 轴向跳动 S ea1 (2) CLASS 5P CLASS 5P CLASS 5P CLASS 7P CLASS 7P CLASS 7P 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 最大 上 下 上 下 最大 A 147

148 轴承的尺寸精度及旋转精度 r r ( 最大 (max.) ) 或 or r r1 1 ( (max.) 最大 ) (Radial ( 径向 Direction) ) r (min.) ( 最小 ) or 或 r1 r (min.) 1 ( 最小 ) Side Face of Inner/ Outer 内 / 外圈端面或 Ring or Central 中圈端面 Washer r ((max.) 最大 ) 或 or r 1 (max.) ( 最大 ) (Axial ( 轴向 Direction) ) r (min.) ( 最小 ) or 或 r 1 ((min.) 最小 ) r (min.) or r 1 (min.) r ( 最小 ) 或 r 1 ( 最小 ) Ring 轴承 Bore 轴承内径面或 Surface or Outside 轴承外径面 Surface 表 7.10 倒角尺寸的容许极限值 ( 用于米制系列轴承 ) 内 / 外圈最小容许倒角尺寸 r ( 最小 ) 或 r 1 ( 最小 ) 表 向心轴承倒角尺寸的容许极限值 ( 除圆锥滚子轴承以外 ) 单位 :mm 参考 轴承公称内径 d 内 / 外圈最大容许倒角尺寸 r( 最大 ) 或 r 1 ( 最大 ) 轴或轴承座圆角半径 r a 超过到径向轴向最大 r : 内 Chamfer / 外圈倒角尺寸 Dimension of Inner/Outer Ring r 1 : 内 Chamfer / 外圈 ( Dimension 正面 ) 倒角尺寸或推力球轴承中圈的 of Inner/Outer Ring (Front Side) 倒角尺寸 or of Central Washer of Thrust Ball Bearings 备注 没有规定倒角表面的正确形状 但是, 轴向平面轮廓, 不能超出内圈或中圈端面和轴承内径面, 或与外圈端面和轴承外径面相接的半径 r ( 最小 ) 或 r1 ( 最小 ) 的设想圆弧 备注 轴承宽度公称尺寸 2mm 以下轴承的轴向方向 r ( 最大 ) 值与径向方向值相同 A 148

149 技术解说 表 圆锥滚子轴承倒角尺寸的容许极限值 表 推力轴承倒角尺寸的容许极限值 单位 :mm 单位 :mm 内 / 外圈最小容许倒角尺寸 r ( 最小 ) 轴承公称内径或外径 (1) d 或 D 内 / 外圈最大容许倒角尺寸 r( 最大 ) 参考 轴或轴承座圆角半径 r a 内圈 ( 或中圈 )/ 外圈最小容许倒角尺寸 r ( 最小 ) 或 r 1( 最小 ) 内圈 ( 或中圈 )/ 外圈最大容许倒角尺寸 r( 最大 ) 或 r 1( 最大 ) 参考 轴或轴承座圆角半径 r a 超过到径向轴向最大 径向及轴向 最大 注 (1) 内圈根据 d 区分, 外圈根据 D 区分 A 149

150 轴承的尺寸精度及旋转精度 Table 7.11 表 Tolerances 7.11 圆锥孔的公差和公差值 for Tapered Bores (Class (0 级 ) Normal) Nominal 理论圆锥孔 Tapered Bore Tapered 单一平面平均内径有偏差的圆锥孔 Bore with Deviation in Single Plane Mean Bore Diameter & d 1mp & d mp 2 α α jd jd 1 j(d + & dmp) j(d 1 + & d1mp) B B d : 轴承公称内径 d 1 : 锥孔理论大端的基本直径锥度 1:12 时,d 1 = d + 1/12 B 锥度 1:30 时,d 1 = d + 1/30 B D dmp : 锥孔理论小端平面平均内径偏差 D d1mp : 锥孔理论大端平面平均内径偏差 Vdp : 单一平面内径变动量 B : 内圈公称宽度 α : 公称半锥角锥度 1:12 时 : 锥度 1:30 时 : α = α = = = = rad = rad 锥度比 1:12 单位 :µm 轴承公称内径 d (mm) D dmp D d1mp -D dmp V dp 超过到上下上下最大 注 (1) 适用于锥孔任一单一径向平面 (2) 不适用于直径系列 7 和 8 (1) (2) A 150

151 技术解说 锥度比 1:30 单位 :µm 轴承公称内径 d (mm) D dmp D d1mp - D dmp V dp 超过到上下上下最大 注 备注 (1) 适用于锥孔任一单一径向平面 (2) 不适用于直径系列 7 和 8 内径超过 630mm 的轴承, 请向 NSK 询问 (1) (2) 7.2 精度等级的选择 普通情况下,0 级精度通常可以充分满足要求 但 是, 下述条件及用途时, 应选用 5 级 4 级或更高精度的 轴承 表 根据轴承性能及使用条件的要求, 参考性地 列举了用途及其精度等级 表 7.12 高精度轴承的应用例 ( 参考 ) 性能要求, 使用条件用途举例轴承等级的适用举例 旋转部位跳动精度要求高的场合 VTR 滚筒主轴计算机磁盘主轴机床主轴转轮式印刷机立式车床回转台冷轧支辊辊颈抛物面天线旋转台 5 级 5 级,4 级,2 级 5 级,4 级,2 级 5 级 5 级,4 级 4 级以上 4 级以上 轴承转速非常高的场合 要求轴承摩擦及其变动小的场合 牙科用主轴回旋仪高频主轴增压器离心分离机喷气式发动机主轴陀螺仪自动同步机电位差仪 CLASS 7P,CLASS 5P CLASS 7P,4 级 CLASS 7P,4 级 5 级,4 级 5 级,4 级 4 级以上 CLASS 7P,4 级 CLASS 7P,CLASS 5P CLASS 7P A 151

152

153 技术解说 8. 轴承的配合与游隙 8.1 配合 A 配合的重要性 A 配合的选择 A 154 (1) 载荷的性质与配合 A 154 (2) 在载荷条件下的所需过盈量 A 154 (3) 因轴承 轴及轴承座的温度差而产生的过盈量的变化 A 156 (4) 有效过盈量和配合面的加工精度 A 156 (5) 由于配合而产生的应力与套圈的膨胀和收缩 A 156 (6) 配合面的面压与最大应力 A 158 (7) 压入力与拉拔力 A 推荐配合 A 轴承内部游隙 A 内部游隙与规格数值 A 轴承内部游隙的选择 A 174 (1) 配合引起的径向游隙减少量与安装游隙 A 174 (2) 内外圈温差引起的径向内部游隙减少量及有效游隙 A 技术数据 A 滚动轴承的温升和尺寸变化 A 温升引起的过盈量变化 ( 铝制轴承座 塑料轴承座 ) A 安装游隙的计算 A 轴承配合引起的滚道直径变化 ( 内圈的配合 ) A 轴承配合引起的滚道直径变化 ( 外圈的配合 ) A 成对双联圆锥滚子轴承内部游隙的测量方法 ( 宽度差法 ) A 安装圆锥滚子轴承时的内部游隙调整方法 A 188 A 153

154 轴承的配合与游隙 8. 轴承的配合与游隙 8.1 配合 配合的重要性 如若滚动轴承与轴之间的过盈量过小, 且内圈 在承载状态下旋转时, 内圈与轴之间会产生圆周方向的有害滑动 被称作 蠕变 ( c r e e p ) 的套圈的滑动现象, 是在配合面过盈量不足的情况下, 由于承载点向圆周方向移动, 使套圈相对轴或轴承座, 沿圆周方向移动的现象 蠕变一旦发生, 配合面明显磨损, 损伤轴或轴承座, 而且, 磨损粉末会侵入轴承内部, 导致异常发热 振动 因此, 一般在轴承的配合上, 重要的是给予承受负荷旋转的套圈适合的过盈量 将套圈固定在轴或轴承座上, 以防止运转中的蠕变, 但要注意仅靠在轴向方向上紧固轴承的端面不足以防止其蠕变的发生 然而, 一般而言, 无需为只承受静载荷的套圈设过盈量 此外, 根据使用条件及轴承安装 拆卸的难易, 内 外圈不设过盈量的场合很多 这些情况下会因蠕变面损伤配合面, 所以有必要考虑加以润滑或采取其他措施 配合的选择 (1) 载荷的性质与配合可以根据载荷和工况, 参照表 8.1 选择合适的配合 (2) 在载荷条件下的所需过盈量受轴承载荷的影响, 内圈过盈量会稍微减少 ; 因此, 应使用以下公式求出过盈量的减少量 : d & d F =0.08 F r (N) B (8.1) d & d F =0.25 F r {kgf} B 式中,Dd F : 内圈因载荷而减少的过盈量 (mm) d : 轴承内径 (mm) B : 公称内圈宽度 (mm) F r : 径向载荷 (N), {kgf}...(8.1) 表 8.1 载荷的性质和配合 载荷方向 轴承的旋转内圈外圈 载荷条件 内圈 配合 外圈 旋转 静止 载荷 Load Stationary 静止 Load 载荷 Rotating 旋转 静止 旋转 内圈旋转载荷 外圈静止载荷 过盈配合 间隙配合 Load 载荷 Stationary 静止 静止 旋转 外圈旋转载荷 内圈静止载荷 间隙配合 过盈配合 Load 载荷 Rotating 旋转 载荷方向变动或不平衡载荷等载荷方向不定的载荷 旋转 旋转或静止 静止 旋转或静止载荷方向不定过盈配合过盈配合 A 154

155 技术解说 因此, 有效过盈量 D d 应大于公式 (8.1) 计算得出的过盈量 然而, 在径向载荷超过 0.2 C 0r( 基本额定静载荷 ) 的重载荷下, 将会出现过盈量不足 因此, 此时应使用公式 (8.2) 求出过盈量 : F & d 0.02 r (N) B 0.02 & d 0.2 F... (8.2) r {kgf} B 式中, Dd : 有效过盈量 (mm) F r : 径向载荷 (N), {kgf} B : 公称内圈宽度 (mm)...(8.2) NSK 使用 NU219 轴承进行的蠕变试验表明在 径向载荷 ( 出现蠕变的极限载荷 ) 和所要求的有效过盈量之间存在线性关系 该线性关系与公式 (8.2) 的直线非常吻合 对于 NU219 轴承, 如果根据公式 (8.1) 求出的过盈量, 承受 0.25 C 0r 以上的重载时, 即会因过盈量不足而发生蠕变 一般而言, 在载荷超过 0.25 C 0r 时, 应采用公式 (8.2) 计算所需过盈量 届时, 应当注意避免配合引起圆周应力过大 计算举例对于 NU219,B=32 (mm), 并设 F r = N { kgf} C 0r = N { kgf} F r = =0.536>0.2 C 0r 因此, 使用公式 (8.2) 求出所需的有效过盈量 Dd=0.02x x10 3 =0.061 (mm) 32 结果与图 8.1 一致 圆周应力所需过盈量表面压力 No creeping 无蠕变区 zone 0.25C0r 0.3C0r 0.4C0r Fr 0.5C0r d = B d F = 0.08 d F r 10 3 B D D Creeping 蠕变区 zone N 径向载荷 kgf 图 8.1 配合中的载荷与所需过盈量 A 155

156 轴承的配合与游隙 (3) 因轴承 轴及轴承座的温度差而产生的过盈量的变化在运转过程中, 随着轴承温度的上升, 有效过盈量会减少 设轴承和轴承座之间的温差为 DT ( C), 则轴冷却后, 轴和内圈配合面的温差大致可假定为 (0.1~0.15)DT 因此, 这个由于温差导致的内圈过盈量减少量 Dd T 可用公式 (8.3) 求出 : Dd T = (0.10~0.15) DT α d DT d (8.3) 式中, Dd T : 由于温差导致的过盈量减少量 (mm) DT: 轴承内部和周围环境的温差 ( C) α: 轴承钢的线性膨胀系数 = (1/ C) d : 轴承公称内径 (mm) 再者, 在外圈和轴承座之间, 由于温度差及膨胀系数的差, 有时轴承的温升反而会使过盈量增加 (4) 有效过盈量和配合面的加工精度由于在装配时配合面的粗糙程度会减小, 所以有效过盈量会小于名义过盈量 该名义过盈量的减少量视表面粗糙程度而不同, 并可使用以下公式求出 : 磨削轴 车削轴 式中,Dd : 有效过盈量 (mm) Dd a : 名义过盈量 (mm) d : 轴承公称内径 (mm) 根据公式 (8.4) 和 (8.5) 可知, 内径为 30~150mm 轴承的有效过盈量大约是名义过盈量 的 95% d & d= & d a...(8.4)...(8.4) d+22 d & d= & d a...(8.5)...(8.5) d+33 (5) 由于配合而产生的应力与套圈的膨胀和收缩 当安装在轴或轴承座上的轴承留有过盈量时, 套圈会膨胀或收缩, 从而产生应力 过盈量过大, 可能会损坏轴承 因此, 作为一般性指导, 最大过 盈量应控制在约为轴径的 7/10000 以下为妥 配合面之间的压力 套圈的膨胀或收缩量以及 圆周方向的应力, 可使用表 8.2 中的公式求出 A 156

157 技术解说 表 8.2 轴承配合计算 面压 pm (MPa) {kgf/mm 2 } 内圈和轴 空心轴 Δ d 1 pm = 2 d ms 1 mi k0 1 mses miei Es(1 k02 ) Ei(1 k 2 ) 实心轴 Δd 1 pm = d ms 1 mi mses miei Ei(1 k 2 ) [ ][ ] [ ] 外圈和轴承座 轴承座外径 Δ D 1 pm = D me 1 mh 1 h meee mheh Ee(1 h 2 ) Eh(1 h02 ) [ ][ ] 内圈滚道直径膨胀量 Δ Di (mm) 外圈滚道直径收缩量 Δ De (mm) pm k Δ Di =2d Ei 1 k k0 =Δ d k =Δ d k 1 k 2 2 k0 ( 空心轴 ) ( 实心轴 ) pm h Δ De =2 D Ee 1 h h0 =Δ D h 1 h 2 2 h0 最大应力 σ t max (MPa) {kgf/mm 2 } 符号 内圈内径配合面的圆周方向的最大应力 1+k 2 σ t max=pm 1 k 2 d : 轴径, 内圈内径 d0 : 空心轴内径 Di : 内圈滚道直径 k = d/di, k0 = d0/d Ei : 内圈的弹性模量, MPa { kgf/mm 2 } Es : 轴的弹性模量 mi : 内圈的泊松数,3.33 ms : 轴的泊松数 外圈内径面的圆周方向的最大应力 2 σ t max=pm 1 h 2 D : 轴承座内径, 外圈外径 D0 : 轴承座外径 De : 外圈滚道直径 h = De/D, h0 = D/D0 Ee : 外圈的弹性模量, MPa { kgf/mm 2 } Eh : 轴承座的弹性模量 me : 外圈的泊松数,3.33 mh : 轴承座的泊松数 A 157

158 轴承的配合与游隙 (6) 配合面的面压与最大应力 滚动轴承想要充分发挥它的功能, 就必须得 到适宜的配合 通常内圈 ( 轴圈 ) 采用过盈配合, 外圈 ( 座圈 ) 采用间隙配合 在选择配合时, 先要 弄清楚下列问题, 诸如载荷大小 轴承与轴及轴承 座的温差 轴与轴承座的材料 加工精度 壁厚 轴承装拆方法等等 在某些使用条件下, 当过盈量不足时, 会造成 套圈松动 蠕变 微动磨损 发热等 如果过盈量 太大, 又会造成套圈开裂 过盈量的大小, 只要采 用轴承产品样本等所列轴及轴承座孔尺寸, 一般就不会出现问题 要想了解配合面的面压与应力, 可以按照承受均匀内压或外压的厚壁圆环进行计算, 其公式已在表 8. 2 轴承配合计算 中作了归纳 为了更加简便易行, 已将通常最感棘手的轴承内圈与钢制实心轴配合时的面压与最大应力绘制成图 ( 参见图 8.3,8.4) 图 8.3 按照轴径表示各个公差带内, 轴与轴承内径的容许偏差决定的过盈量按平均值计算时的面压 pm 与当时的最大应力 s t ( 内径配合面圆周应 max 力达到最大 ) 同样, 图 8.4 表示过盈量最大时的面压 pm 与当时的最大应力 s t max 图 8.4 在各种配合公差条件下, 研究是否有超差的情况时, 十分便利 淬火轴承钢的拉伸强度约为 1 570~1 960MPa{160~200 kgf/mm 2 }, 但保证配合产生的最大应力不超过 127MPa{13 kgf/mm 2 } 最为稳妥 另外, 如图 8.2 所示, 还列出了采用过盈配合的内圈圆周应力 st 与半径应力 sr 的分布情况, 以供参考 图 8.2 周向应力 σt 和径向应力 σr 的分布 A 158

159 技术解说 面压 (pm) 最大应力 (σ t max) 轴承公称内径 d (0 级 ) mm 图 8.3 各个配合的平均过盈量引起的面压 p m 与最大应力 σ t max 表面压力 (pm) 面压 (pm) 最大应力 (σ t max ) 最大应力 (σ t max) 轴承公称内径 d (0 级 ) mm 图 8.4 各个配合的最大过盈量引起的面压 p m 与最大应力 σ t max A 159

160 轴承的配合与游隙 (7) 压入力与拉拔力 采用过盈配合将滚动轴承安装于轴或轴承座 孔上时, 可使用厚壁圆筒理论求出所需压入力 压入力 ( 或拉拔力 ) 取决于配合面的接触区域 表面压力和摩擦系数 将内圈安装于轴上时, 可通过公式 (8.6) 求出 压入力 ( 或拉拔力 )K K=m pm p d B (N), {kgf}... (8.6) 式中, m : 配合面间的摩擦系数 m=0.12( 压入 ) m=0.18( 拉拔 ) pm : 面压 ( MPa),{kgf/mm 2 } 例如, 可使用表 8.2 求出内圈面压 pm= E 2 D d d (1 k 2 ) (1 k 02 ) 1 k 2 k 0 2 实心轴时,d 0 =0, 所以,k 0 =0 k 值因轴承 结构类型与尺寸系列而异, 约为 0.7~0.9 今设 k=0.8, 计算实心轴时, 式 (8.6) 变为 : K = m D d B (N) = m D d B {kgf}...(8.7) 式 (8.7) 以线图表示, 如图 (8.5) 外圈与轴 承座孔之间的压入力, 拉拔力也可同样求出 ( 参见图 8.6) 在套圈与轴 ( 或轴承座 ) 安装倾斜或者施加的作用力未在套圈圆周均匀分布时, 实际的压入力与拉拔力会比计算值大得多 所以, 由图 求得的压入力 ( 拉拔力 ) 应视为 1 个参考值, 在设计拆卸工具等时, 应按从图中查出数据 5~6 倍的载荷考虑承载强度 ( 刚度 ) d : 轴径 (mm) B : 轴承宽度 (mm) D d : 有效过盈量 (mm) E : 钢的弹性模量 (MPa), {kgf/mm 2 } E= MPa { kgf/mm 2 } k : 内圈壁厚比 k=d/d i D i : 内圈滚道直径 (mm) k 0 : 空心轴厚度比 k 0 =d 0 /d d 0 : 空心轴的内径 (mm) A 160

161 技术解说 B 压入力 K μ=0.12 内圈壁厚比 k=0.8 有效过盈量 Δd=0.080 拉拔力 K μ=0.18 内圈宽度 B mm 图 8.5 内圈的压入力与拉拔力 B 压入力 K μ=0.12 外圈壁厚比 h=0.9 轴承座外径 有效过盈量 Δd=0.080 拉拔力 K μ=0.18 mm 外圈宽度 B 图 8.6 外圈的压入力与拉拔力 A 161

162 轴承的配合与游隙 推荐配合 如前所述, 为选择合适的配合, 要考虑轴承 载荷的性质 大小 温度条件 轴承的安装 拆卸 等诸多条件 将轴承安装到薄壁轴承座 空心轴的场合, 过 盈量需要比普通大 分离式轴承座, 很可能使轴承 外圈变形 另外, 应用在振动大的部位时, 内外圈都需采 取过盈配合 表 8.3~8.8 列出了一些常见应用的推荐配合 如遇特殊工况, 建议咨询 NSK 轴和轴承座的精 度及表面加工精度, 请参见 13.1 节 (A270 页 ) A 162

163 技术解说 A 163

164 轴承的配合与游隙 表 8.3 向心轴承与轴的配合 载荷条件 适用例 ( 参考 ) 球轴承 轴径 (mm) 圆柱滚子轴承, 圆锥滚子轴承 调心滚子轴承 轴的配合公差 备注 圆柱孔向心轴承 外圈旋转载荷 需要内圈在轴上易于移动 不需内圈在轴上易于移动 静止轴的车轮 张紧轮架 绳轮 所有尺寸 g6 h6 轻载荷 (<0.06C r (1) ) 以下的载荷变动载荷 家用电器 泵 鼓风机 搬运车辆 精密机械 机床 18 以下 18 ~ ~ 以下 40 ~ ~ 200 js5 js6(j6) k6 m6 要求精度时, 使用 g5,h5 使用大轴承的情况下, 为了便于移动轴承, 也可使用 f6 18 以下 Js5 或 js6(j5 或 j6) 内圈旋转载荷或不定方向载荷 普通载荷 (0.06~0.13C r (1) ) 一般轴承部分中大型电动机涡轮机 (3) 泵 发动机主轴承 齿轮传动装置 木工机械 18 ~ ~ ~ ~ 以下 40 ~ ~ ~ ~ 以下 40 ~ ~ ~ ~ ~ 500 k5 或 k6 m5 或 m6 m6 n6 p6 r6 单列圆锥滚子轴承及单列角接触球轴承, 可以用 k6 m6 代用 k5 m5 超过 500 r7 重载荷或冲击载荷 (>0.13C r (1) ) 铁道车辆 产业车辆 电车的主电动机 建筑机械 粉碎机 50 ~ ~ 200 超过 ~ ~ ~ ~ 500 n6 p6 r6 r7 需要大于普通游隙的轴承 仅承受轴向载荷 各种结构轴承的使用位置 所有尺寸 js6 (j6) 锥孔轴承和 ( 带紧定套 ) 轴 各类载荷 一般轴承应用 铁道车辆传动轴 木工机械主轴 所有尺寸 h9/it5 (2) h10/it7 (2) IT5 和 IT7 ( 圆度 圆柱度等 ) 表示轴形状的偏差, 必须分别在 IT5 和 IT7 公差内 注 (1)Cr 表示轴承的基本额定载荷 (2) 标准公差等级 IT 请参见 E016 页的附表 11 (3) 对于内径为 10 mm~160 mm 的深沟球轴承以及内径为 24 mm~200 mm 的圆柱滚子轴承的电机用轴推荐配合, 请参见表 和 备注本表仅适用于钢制实心轴 表 8.4 推力轴承与轴的配合 载荷条件 适用例 轴径 (mm) 轴的公差等级 备注 仅承受轴向载荷 车床主轴 所有尺寸 h6 或 js6 (j6) 合成载荷 ( 推力调心滚子轴承 ) 内圈静止载荷 内圈旋转载荷或不定方向载荷 圆锥破碎机精制挤出机 所有尺寸 200 以下 200 ~ 400 超过 400 js6 (j6) k6 m6 n6 A 164

165 技术解说 表 8.5 向心轴承与轴承座孔的配合 条件 适用例 ( 参考 ) 轴承座孔公差范围等级 外圈的移动 备注 薄壁轴承重载荷大冲击载荷 起重机走行轮 P7 整体形轴承座 外圈旋转载荷 普通载荷 重载荷 轻载荷或变动载荷大冲击载荷 振动筛 传送带轮滑车张紧轮机车的主电机 N7 M7 外圈不能向轴向方向移动 整体形轴承座或分离式轴承座 不定方向载荷 内圈旋转载荷 普通载荷或轻载荷 普通载荷或轻载荷 各类载荷普通载荷或轻载荷 轴和内圈为高温环境 泵曲轴的主轴承中 大型电动机 (1) 一般的轴承应用铁道车辆的轴承箱带座轴承 造纸干燥辊 K7 JS7 (J7) H7 H8 G7 外圈原则上不能向轴向方向移动 外圈可以向轴向方向移动 外圈向轴方向容易移动 外圈不需向轴向方向移动 需要外圈可以轴向方向移动 整体形轴承座 不定方向载荷 内圈旋转载荷 普通载荷 轻载荷, 特别需要精密旋转 变动载荷, 特别需要精密旋转和高刚性 要求无噪音运转 高速离心压缩机的自由侧轴承 高速离心压缩机的固定侧轴承 机床主轴用圆柱滚子轴承 家用电器 JS6 (J6) K6 M6 或 N6 H6 外圈可以向轴向方向移动 外圈原则上固定于轴向方向 外圈固定于轴向方向 外圈向轴方向容易移动 载荷大的情况下, 适用比 K 大的过盈量配合 特别是要求高精度的情况下, 须更进一步地按用途分别使用小公差进行配合 注 (1) 关于电机用深沟球轴承和圆柱滚子轴承轴承座孔的推荐配合, 请参见表 和 备注 1. 本表适用于铸铁或钢制轴承座 轻合金轴承座则应采用比上表配合更大的过盈量 2. 冲压外圈滚针轴承等的特殊配合, 请参见各轴承尺寸表中的序文 表 8.6 推力轴承与轴承座孔的配合 条件适用轴承轴承座孔的公差等级备注 推力球轴承 游隙 0.25mm 以上 H8 普通场合要求精度的场合 仅承受轴向载荷 推力调心轴承大锥角圆锥滚子轴承 外圈径向方向留出游隙 其他轴承径向载荷的场合 合成载荷 外圈静止载荷 外圈旋转载荷或不定方向载荷 推力调心滚子轴承 H7 或 JS7(J7) K7 M7 普通情况径向载荷较大的情况 A 165

166 轴承的配合与游隙 表 8.7 英制系列圆锥滚子轴承与轴的配合 (1) 精度等级 CLASS 4,CLASS 2 的轴承单位 :µm 内圈旋转载荷 外圈旋转载荷 使用条件 普通载荷 重载荷冲击载荷高速旋转 无冲击普通载荷 超过 (mm) 1/ 轴承公称内径 d 到 (mm) 1/ 单一内径偏差 D ds 上下 轴的尺寸公差 上 下 备注 对于 d mm 的轴承, 使用游隙通常大于普通游隙 一般使用游隙大于普通游隙的轴承 平均过盈量, 采用约 d 的数值 内圈不可以进行轴向移动, 上栏适用于重负荷 冲击负荷的情况 内圈可以向轴向方向移动 (2) 精度等级 CLASS 3, CLASS 0 (1) 的轴承 单位 :µm 内圈旋转载荷 外圈旋转载荷 使用条件 精密机床主轴 重载荷冲击载荷高速旋转 精密机床主轴 超过 (mm) 1/ 轴承公称内径 d 到 (mm) 1/ 单一内径偏差 D ds 上下 轴的尺寸公差 上 下 备注 作为最小过盈量, 采用 d 左右的数值 注 (1)d 超过 304.8mm 的轴承, 没有 CLASS 0 A 166

167 技术解说 表 8.8 英制系列圆锥滚子轴承与轴承座孔的配合 (1) 精度等级 CLASS 4,CLASS 2 的轴承 单位 :µm 使用条件 超过 轴承公称外径 D 到 单一外径偏差 D Ds 轴承座内径尺寸公差 备注 内圈旋转载荷 外圈旋转载荷 用于自由端或固定端 外圈位置可轴向调整 外圈位置无法轴向移动 普通载荷外圈位置不可轴向调整 (mm) 1/ (mm) 1/ 上下 上 下 外圈容易向轴向方向移动外圈可向轴向方向移动原则上, 外圈固定于轴向方向外圈固定于轴向方向 (2) 精度等级 CLASS 3, CLASS 0 (1) 的轴承 单位 :µm 使用条件 超过 轴承公称外径 D 到 单一外径偏差 D Ds 轴承座内径尺寸公差 备注 内圈旋转载荷 外圈旋转载荷 用于自由端 用于固定端 外圈位置可轴向调整 外圈位置不可轴向调整 普通载荷外圈位置不可轴向调整 (mm) 1/ (mm) 1/ 上下 上下 外圈容易向轴向方向移动外圈可向轴向方向移动原则上, 外圈固定于轴向方向外圈固定于轴向方向外圈固定于轴向方向 注 (1)D 超过 304.8mm 的轴承, 没有 CLASS 0 A 167

168 轴承的配合与游隙 8.2 轴承内部游隙 内部游隙与规格数值 运转过程中, 滚动轴承内部游隙的大小对疲劳 寿命 振动 噪声 发热等轴承性能影响很大 因 此, 在确定类型和尺寸后, 选择轴承内部游隙便是轴承选择最重要的任务之一 轴承内部游隙是轴承内 / 外圈和滚动体之间的组合间隙量 所谓径向游隙和轴向游隙, 即内圈或外圈一方固定, 另一套圈相对其在径向和轴向上的移动量 ( 图 8.7) 为了获得精确的测量结果, 通常会向轴承施加规定的测量载荷来测量游隙 因此, 测出的游隙值 ( 为了区别, 有时也称为 测量游隙 ) 总是比理论内部游隙 ( 向心轴承也称 几何游隙 ) 大出测量载荷造成的弹性变形量 所以, 可以通过弹性变形量纠正测量游隙, 从而得到理论内部游隙 然而, 滚子轴承的这一弹性变形很小, 可以忽略不计 通常, 安装前的游隙按理论内部游隙规定 表 8.9 按轴承结构形式分别列出内部游隙选用表 表 8.9 轴承结构形式和径向游隙选用表 轴承结构形式 表号 参照页 深沟球轴承 8.10 A169 小型球轴承和微型球轴承 8.11 A169 磁电机球轴承 8.12 A169 调心球轴承 8.13 A170 Radial 径向游隙 Clearance Axial 轴向游隙 Clearance 深沟球轴承圆柱滚子轴承 电机用 A A170 图 8.7 滚动轴承游隙 圆柱滚子轴承 圆柱孔轴承 ( 互换性 ) 圆柱孔轴承 ( 非互换性 ) 圆锥孔轴承 ( 非互换性 ) 8.15 A171 调心滚子轴承 圆柱孔轴承圆锥孔轴承 8.16 A172 双列及成对双联圆锥滚子轴承 成对双联角接触球轴承 (1) 四点接触球轴承 (1) A173 A174 A174 注 (1) 所提供值为轴向游隙值 A 168

169 技术解说 表 8.10 深沟球轴承的径向内部游隙 单位 :mm 表 8.11 小型球轴承和微型球轴承的径向内部游隙单位 :mm 轴承公称内径 d (mm) 游隙 C2 CN C3 C4 C5 超过到最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大 仅 游隙代号 游隙 MC1 MC2 MC3 MC4 MC5 MC6 最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大 备注 1. 标准游隙为 MC3 2. 在测量游隙时, 加上下表中的修正量 游隙代号 游隙修正值 单位 :mm MC1 MC2 MC3 MC4 MC5 MC 测量载荷如下 : 微型球轴承 * 2.5N {0.25kgf} 小型球轴承 * 4.4N {0.45kgf} * 区分请参见 C054 页的表 1 表 8.12 磁电机球轴承的径向内部游隙 备注 备注 在测量游隙时, 使用下表中的游隙修正量修正因测试负荷产生的径向游隙增加量 对于 C2 游隙等级, 较小的值适用于最小游隙的轴承, 较大的值适用最大游隙 轴承公称内径 d (mm) 超过到 轴承系列 EN E 单位 :mm 游隙最小最大 轴承公称内径 d (mm) 超过 到 测量载荷 (N) {kgf} 径向游隙修正量 单位 :mm C2 CN C3 C4 C5 10 ( 含 ) {2.5} 49 {5} 147 {15} 3~ ~ ~ 备注如果内径超过 280 mm, 请联系 NSK A 169

170 轴承的配合与游隙 表 8.13 调心球轴承的径向内部游隙 单位 :mm 轴承公称内径圆柱孔轴承的游隙锥孔轴承的游隙 d (mm) C2 CN C3 C4 C5 C2 CN C3 C4 C5 超过到最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大 表 8.14 电机用轴承的径向内部游隙 表 电机用深沟球轴承 单位 :mm 轴承公称内径 游隙 备注 d (mm) CM 推荐配合 超过 到 最小 最大 轴 轴承座孔 表 电机用圆柱滚子轴承 单位 :mm 轴承公称内径 游隙 备注 d (mm) 互换性 CT 非互换性 CM 推荐配合 超过 到 最小最大 最小最大 轴 轴承座孔 10 ( 含 ) js5 (j5) k k5 m5 H6 H7 (1) 或 JS6 JS7 (J6, J7) (2) m5 JS6 JS7 (J6, J7) (1) 或 K6, K7 (2) 注 (1) 适用于要求轴向移动的外圈 (2) 适用于不要求轴向移动的外圈 备注因测量载荷而产生的径向游隙增加量, 与表 8.10 备注的普通游隙修正量相同 n6 注 (1) 适用于要求轴向移动的外圈 (2) 适用于不要求轴向移动的外圈 A 170

171 技术解说 表 8.15 圆柱滚子轴承 滚针轴承的径向内部游隙 ( 圆柱孔 ) 轴承公称内径 d (mm) 超过 圆柱孔轴承的互换性游隙 圆柱孔轴承的非互换性游隙 单位 :mm C2 CN C3 C4 C5 CC1 CC2 CC (1) CC3 CC4 CC5 到最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大 注 (1)C C 是圆柱滚子轴承 无内圈有保持架滚针轴承的非互换性普通游隙的代号 单位 :mm 轴承公称内径 圆柱滚子轴承 滚针轴承的径向内部游隙 ( 圆锥孔 ) d (mm) CC9 (1) CC0 CC1 CC2 CC (2) CC3 CC4 CC5 超过 到 最小 最大 最小 最大 最小 最大 最小 最大 最小 最大 最小 最大 最小 最大 最小 最大 注 (1) 游隙 CC9 适用 ISO 精度等级 5 级 4 级的锥孔圆柱滚子轴承 注 (2)C C 是圆柱滚子轴承 无内圈有保持架滚针轴承的非互换性普通游隙代号 A 171

172 轴承的配合与游隙 表 8.16 调心滚子轴承的径向内部游隙 单位 :mm 轴承公称内径 d (mm) 圆柱孔轴承的游隙 普通锥孔轴承的游隙 C2 CN C3 C4 C5 C2 CN C3 C4 C5 超过 到最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大 A 172

173 技术解说 表 8.17 双列及成对双联圆锥滚子轴承的径向内部游隙 圆柱孔圆锥孔轴承公称内径 d (mm) 超过到最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大 游隙 C1 C2 CN C3 C4 C5 C1 C2 CN C3 C4 单位 :mm 备注 轴向内部游隙 D a = D r cot α 1.5 D r e 式中, D r : 径向游隙 α : 接触角 e : 常数 ( 见轴承尺寸表 ) A 173

174 轴承的配合与游隙 表 8.18 成对双联角接触球轴承的轴向内部游隙 ( 测量游隙 ) 轴承公称内径 d (mm) 轴向游隙 接触角 30 接触角 40 CN C3 C4 CN C3 C4 单位 :mm 超过到最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大最小最大 备注 本表适用于精度等级 0 级及 6 级的轴承, 关于 5 级以上的轴承及接触角 轴承的轴向游隙, 请与 NSK 联系 表 点接触球轴承的轴向内部游隙 ( 测量游隙 ) 轴承公称内径 d (mm) 轴向内部游隙 单位 :mm C2 CN C3 C4 超过到最小最大最小最大最小最大最小最大 轴承内部游隙的选择 在各表所示的内部游隙中, 普通游隙值对于标 准工况而言已经足够 从 C 2 到 C 1, 游隙逐渐变小, 而从 C3 到 C5, 游隙逐渐变大 标准工况指内圈转速低于轴承尺寸表所列额定转速 50% 载荷低于普通载荷 (P 0.1Cr), 且 轴承与轴采取过盈配合的情况 为了降低电机的噪声, 轴承径向游隙范围要小 于普通等级, 且电机用深沟球轴承及圆柱滚子轴承的径向游隙值也较小 ( 参考表 和 ) 轴承内部游隙受配合和运转时温差条件的影响 图 8.8 所示为滚子轴承径向游隙的变化 (1) 配合引起的径向游隙减少量与安装游隙 当内圈或外圈与轴或轴承座采取过盈配合时, 轴承套圈的膨胀或收缩会导致轴向内部游隙减少 减少量因轴承类型 尺寸, 以及轴及轴承座的设计而异, 大约是过盈量的 70~9 0 %( 参考 A 15 6 和 A157 页 节的 配合 (5) 部分 ) 从理论内部游隙 D 0 中减去该减少量, 得到的结果便称为安装游隙 D f A 174

175 技术解说 (2) 内外圈温差引起的径向内部游隙减少量及有 效游隙 轴承旋转产生的摩擦热, 通过轴及轴承座散 去 一般轴承座比轴的散热条件好, 所以内圈及滚 动体的温度要比外圈高出 5~10 C 并且, 当轴受 热或轴承座冷却的情况下, 内外圈的温差更大 径 向游隙会因内外圈温差导致的热膨胀而减少 减少 量可通过以下公式求出 : δt α D t De... (8.8) 式中,δt : 内外圈温差引起的径向游隙减少量 (mm) α : 轴承钢的线性膨胀系数 (1/ C) D t : 内外圈温差 ( C) De : 外圈滚道直径 (mm) Outer 外圈 ring Roller 滚子 & : : Effective 有效游隙 Clearance & = & f δ t δ fe :: Decrease 外圈和轴承座配合引起的 in clearance due to 游隙减少量 fit between outer ring and housing bore (=&D e ) & & f & 0 & 0 :: Theoretical 理论内部游隙 internal clearance ( 几何游隙 ) (Geometrical clearance) & f :Residual : 安装游隙 clearance & f = & 0 δ fi δ fe δ fi :: Decrease 内圈和轴配合引起的游隙 in clearance due to fit between 减少量 (D Di) inner ring and shaft (=&D i ) δ t :: Decrease 内外圈温差引起的游隙减少量 in clearance due to temperature difference between inner and outer rings 球轴承 1 De (4D+d)... (8.9) 5 滚子轴承 1 De (3D+d)... (8.10) 4 从安装游隙中减去 δt 后得到的游隙称为有效游隙 D 理论上, 该有效游隙略为负数时, 轴承的疲劳寿命最长 但实际使用时, 比较难以达到这种理想状态, 并且过大的负游隙量会显著缩短轴承寿命 因此, 应选择零游隙或略微为正的游隙, 而不是负游隙 将单列角接触球轴承或圆锥滚子轴承面对面对置使用时, 除需要预紧的情况外, 应保留一些有效游隙 将两套单侧带挡边的圆柱滚子轴承面对面对置使用时, 考虑到运转中的轴膨胀, 需要提供适当的轴向游隙 表 8.20 中列出了一些具体应用中使用的径向游隙 如遇特殊工况, 建议咨询 NSK 图 8.8 轴承径向内部游隙的变化 Fig. 8.8 Changes in Radial Internal Clearance of Bearings 表 8.20 非标准内部游隙选择举例 工况用途举例游隙举例 轴挠曲较大时汽车后轮 C5 或同等水平 蒸气通过空心轴或辊子轴受热的场合 冲击 振动大的场合内圈 外圈均采用过盈配合 造纸机烘缸轧钢机辊道辊 铁道用牵引电机振动筛液压联轴节拖拉机终减速机 C3 C4 C3 C4 C3 C4 C4 C4 内外圈均采用间隙配合 严格控制旋转时的音响噪声 控制轴的跳动, 组装后调整游隙 轧辊连铸 小型电机 ( 特殊规格 ) 车床主轴 C2 或同等水平 C1 C2 CM CC9 CC1 A 175

176 轴承的配合与游隙 8.3 技术数据 滚动轴承的温升和尺寸变化 滚动轴承是极精密的机械元件, 因此, 不能忽 视因温度引起的任何尺寸精度变化 相应地, 根据 规定, 必须在 20 C 条件下进行轴承测量, 且标准 中规定的尺寸也是 20 C 时的值 温度变动引起的尺寸变化不仅影响尺寸精度, 还会在运转时影响轴承的内部游隙 尺寸变化可能 会引起内圈和轴或外圈和轴承座孔之间的过盈量变化 另外, 还可以利用温差引起的尺寸变化, 对过盈量大的零部件进行热装 温升导致的尺寸变化 D l 可通过以下公式 (8.11) 表示 : 举例如果要将内径为 110 mm 的内圈热装配至 n6 公差等级的轴上, 需将内圈加热到多少度? 直径为 110 mm 的 n6 轴和内圈之间的最大过盈量为 为了便于将内圈插到轴上, 游隙必须为 0.03~0.04 相应地, 内圈膨胀量必须为 0.095~0.105 可以根据纵轴 D l=0.105 和横轴 l=110 在图上确定一个交点 D T 位于 70 C 和 80 C 温度范围内 (D T 77 C) 因此, 可以将内圈加热温度设置在室温 +80 C D l = D T a l (mm)... (8.11) 式中, D l : 尺寸变化 (mm) D T : 温升 ( C) a : 轴承钢线性膨胀系数 a= (1/ C) l : 原始尺寸 (mm) 公式 (8.11) 的图示如图 8.9 所示 在下例中, 可使用图 8.9 方便地获得尺寸变化的大致数值 (1) 根据环境温度纠正尺寸测量 (2) 确定因运转中内外圈温差导致的轴承内部游隙变化 (3) 确定热装时过盈量和加热温度的关系 (4) 确定配合面存在温差时过盈量的变化 A 176

177 技术解说 mm 尺寸变动量 温升 ΔT = 120 C (Δl) 尺寸 l mm 图 8.9 轴承钢的温升和尺寸变化 A 177

178 轴承的配合与游隙 温升引起的过盈量变化 ( 铝制轴承座 塑料轴承座 ) 为了降低重量和成本或提升设备的性能, 常会 使用铝 轻合金或塑料 ( 聚缩醛树脂等 ) 作为轴承 座的材料 如果轴承座使用了非铁材料, 运转过程中出现 的任何升温情况都会由于线性膨胀系数的不同影响外圈的过盈量或游隙 塑料的线性膨胀系数较高, 因此变化也会较大 轴承外圈配合面因升温引起的游隙或过盈量偏差 D DT 可使用以下公式表示 : D D T =(a 1 a 2 ) D T D (mm)... (8.13) 式中, D T : 配合面附近的外圈和轴承座温升 ( C ) 对于铝制轴承座 (a1=23.7x10 6 ), 公式 (8.13) 可以线条图像方式表示在图 8.10 中 在各类塑料材料中, 聚缩醛树脂是常用的轴承座材料 塑料的线性膨胀系数不尽相同或具有方向性 聚缩醛树脂成形品的系数约为 9x10 5 公式 (8.13) 的图示如图 8.11 所示 D D T =(a 1 D T 1 a 2 D T 2 )D (mm)... (8.12) 式中, D T : 温差引起的配合面间隙或过盈量变动量 a 1 : 轴承座的线性膨胀系数 (1/ C) D T 1 : 配合面附近的轴承座温升 ( C) a 2 : 轴承外圈的线性膨胀系数轴承钢 a 2 =12.5x10 6 (1/ C) D T 2 : 配合面附近的外圈温升 ( C) D : 公称轴承外径 (mm) 轴承座温升和外圈的温升一般稍有不同, 但如果我们假设两者在配合面附近大致相等,(D T1 D T2 = D T), 公式 ( ) 变为 : A 178

179 技术解说 C 外圈配合面的温升 ΔT 铝 μm 外圈配合面的间隙或过盈变动量 ΔD T ( 轴承座对外圈的相对膨胀量 ) 图 8.10 铝质轴承座的情况 C 外圈配合面的温升 ΔT 聚缩醛树脂 μm 外圈配合面的间隙或过盈变动量 ΔD T ( 轴承座对外圈的相对膨胀量 ) 图 8.11 聚缩醛树脂轴承座的情况 A 179

180 轴承的配合与游隙 安装游隙的计算 在 节中, 我们讨论了不同类型的内部轴 承游隙 本节中, 我们将一步步说明计算残余内部 游隙的步骤 当内圈压装进轴或外圈压装进轴承座时, 径向 内部游隙会因为轴承滚道的膨胀或收缩而减少 一 般而言, 大多数轴承采用内圈旋转, 内圈和轴之间采用过盈配合, 外圈和轴承座之间采用间隙配合 因此, 一般只需考虑内圈过盈量的影响 下文中, 我们选择了一个 6310 单列深沟球轴承用于计算举例 轴设为 k5, 轴承座设为 H7 过盈配合仅作用于内圈 轴径 轴承内径和径向游隙为标准轴承测量值 设 99.7% 的部件位于公差范围内, 可以计算出安装后 ( 残余游隙 ) 内部游隙的平均值 (m D f) 和标准差 (s D f) 测量值的单位为毫米 (mm) s s= R s /2 3 = s i= R i /2 3 = sd 0= RD0/2 3 = s f2 =s s2 +s i 2 式中, s s : 轴径的标准偏差 s i : 轴承内径的标准偏差 s f : 过盈量的标准偏差 sd 0 : 径向游隙的标准偏差 ( 安装前 ) sd f : 安装游隙的标准偏差 ( 安装后 ) m s : 轴径的平均值 (f ) m i : 轴承内径的平均值 (f ) md 0 : 径向游隙的平均值 ( 安装前 )(0.014) md f : 安装游隙的平均值 ( 安装后 ) R s : 轴公差 (0.011) R i : 轴承内径公差 (0.012) RD 0 : 径向游隙的范围 ( 安装前 )(0.017) l i : 名义过盈量引起的内圈滚道直径膨胀率 ( 根据图 8.12 可知为 0.75) 另外, 名义过盈量造成的游隙减少量平均值用 li (m m m i) 表示 以安装游隙 ( 安装后的游隙 ) 的散差分布在 99.7% 以内, 求 (RD f) 的范围 R D f =m D f ±3s D f = ~ 换言之, 安装游隙平均值 (m D f) 为 , 对于轴承来说, 范围为 0.007~ m D f =md 0 l i (m s m i )= s D f = sd 02 +l i2 s f2 = 轴径 轴承内径,(d) 单位 :mm 径向内部游隙 ( Δ 0) 0.006~0.023 (1) 注 (1) 普通游隙值 A 180

181 技术解说 内圈滚道直径的膨胀率 (λ i ) 内圈滚道直径的膨胀率 (λi) 球轴承 (62 系列 ) (63 系列 ) 滚子轴承 (NU2 系列 ) (NU3 系列 ) mm 轴承内径 图 8.12 过盈量造成的内圈滚道直径膨胀率 (λ i ) 图 8.13 安装游隙分布示意图 A 181

182 轴承的配合与游隙 轴承配合引起的滚道直径变化 ( 内圈的配合 ) 安装配合引起的径向游隙减少量是与径向游隙 相关的重要因素之一 轴与内圈, 轴承座孔与外圈 采用过盈配合时, 则内圈膨胀, 外圈收缩 套圈膨胀量与收缩量的计算方法之前已在 (5) 节中介绍过了, 然而, 计算内滚道膨胀量 (D Di) 需使用公式 (8.14) : 2 1 k 0 1 k 2 2 k 0 D D i = D d k...(8.14) 式中, D d : 有效过盈量 (mm) k : 内圈内径与滚道直径之比 ;k=d/d i k 0 : 空心轴内外径之比 ;k 0 =d 0 /D i d : 内圈内径 ( 轴径 )(mm) D i : 内圈滚道直径 (mm) d 0 : 空心轴的内径 (mm) 图 8.14 将公式 (8.14) 转化为了更清楚的图形 图 8.14 的纵轴代表内滚道直径膨胀量与过盈量之比 横轴是空心轴内外径之比 (k0), 并将轴承内径和内圈滚道的直径之比 (k) 作为其参数 一般, 求出的径向游隙减少量约为过盈量的 80% 不过, 这只适用于实心轴安装 对于空心轴安装, 径向游隙的减少量因轴内外径之比而异 由于一般的 80% 法则是基于平均轴承内径尺寸与内滚道直径之比, 因此, 其会因不同的轴承类型 尺寸和系列而变化 单列深沟球轴承和圆柱滚子轴承的典型图如图 8.15 和 8.16 所示 图 8.14 中的值仅适用于钢轴 我们以安装在空心轴上的 6220 球轴承为例 ( 直径 d=100 mm, 内径 d0=65 mm), 配合等级为 m5, 求径向游隙减少量 如图 8.15 所示, 轴承内径和滚道直径之比 k 为 0.87 轴内外径之比用 k0 表示,k0=d0/d=0.65 因此, 根据图 8.14 可知, 滚道膨胀率为 73% 设过盈量在 m5 时平均值为 30 mm, 则内圈滚道直径的膨胀量, 即配合所致径向游隙减少量 =22 mm A 182

183 技术解说 % Expansion rate 滚道直径的膨胀率 of raceway diameter ( 与过盈量的比值 (Percent against )% interference),% 滚道直径的膨胀率 ( 与过盈量的比值 ) Di d0 d 图 8.14 配合导致的滚道直径膨胀 ( 钢制轴与内圈的配合 ) 系列 60 轴承系列 NU10 轴承内径 d mm 轴承内径 d mm 图 8.15 深沟球轴承内圈内径与滚道直径之比 图 8.16 圆柱滚子轴承内圈内径与滚道直径之比 A 183

184 轴承的配合与游隙 轴承配合引起的滚道直径变化 ( 外圈的配合 ) 接下来, 我们继续计算配合后外圈的滚道收 缩量 当旋转内圈承受轴承载荷 ( 外圈承受静态载 荷 ) 时, 内圈采用过盈配合, 外圈则采用过渡配合或间隙配合 然而, 当旋转外圈承受轴承载荷 ( 内圈承受静态载荷 ) 或不定载荷的情况下, 且外圈安装必须采取过盈配合时, 与内圈采用过盈配合时一样, 也会出现配合导致径向游隙减少的问题 实际上, 由于外圈的过盈量, 受到应力 以及大多数轴承应用的限制, 因此, 难以达到大过盈量 而且, 与内圈旋转载荷相比, 在实际使用中, 很少出现不定载荷的情况 因而, 也很少需要担心外圈过盈量导致径向游隙减少的情况 外圈滚道直径的减少量 D e 可通过公式 (8.15) 求出 : 图 8.17 是以上公式的图示版 纵轴是外圈滚道收缩量占过盈量的比例, 横轴是轴承座厚度比 h0 该图根据 0.7~0.95( 增量为 0.05) 外圈厚度比常数数据绘制 厚度比 h 的值因轴承类型 尺寸和直径系列而异 单列深沟球轴承和圆柱滚子轴承的典型值分别如图 8.18 和 8.19 所示 作用于旋转外圈上的载荷出现在诸如汽车前轴 张紧轮 输送带系统和其他滑轮系统中 例如, 设一 6207 球轴承以 N7 配合安装在钢制轴承座上, 求径向游隙的减少量 设轴承座的外径 D 0 = 9 5, 轴承外径 D=72 根据图 8.18 可知, 外圈厚度比 h 为 0.9 因为 h 0 =D/D 0 =0.76, 所以根据图 8.17 可知滚道收缩率为 71% 过盈量如取 N7 的平均值为 18 mm, 则外圈滚道直径的收缩量或径向游隙的减少量为 mm 2 1 h D e = D h 0...(8.15) 1 h 2 2 h 0 式中, D : 有效过盈量 (mm) h : 外圈滚道直径和外径之比,h=D e /D h 0 : 轴承座内外径之比,h 0 =D/D 0 D : 轴承外径 ( 轴承座孔径 )(mm) D e : 外圈滚道直径 (mm) D 0 : 轴承座外径 (mm) A 184

185 技术解说 % Contraction rate 滚 of 道 raceway 直径的膨 diameter 胀率 ( 与过 (Percent 盈量的比 against 值 )% interference),% 滚道直径的收缩率 ( 与过盈量的比值 ) D D e D0 图 8.17 过盈配合导致的滚道直径收缩 ( 钢制轴承座与外圈的配合 ) 轴承系列 60 轴承系列 NU10 轴承外径 (D) mm 轴承外径 (D) mm 图 8.18 深沟球轴承外圈沟道直径与外径之比 图 8.19 圆柱滚子轴承外圈滚道直径与外径之比 A 185

186 轴承的配合与游隙 成对双联圆锥滚子轴承内部游隙的测量方 法 ( 宽度差法 ) 成对双联圆锥滚子轴承有两种类型 : 背靠背 (DB 型 ) 和面对面 (DF 型 )( 见图 8.20 和图 8.21) 它们各有所长, 可以联成组或与其它轴承成对组装为固定端或者自由端轴承 对于 DB 型成对双联圆锥滚子轴承, 因保持架凸出外圈背面, 故而装上外隔圈 ( 图 8.20 中的 K 隔圈 ), 以防止保持架之间相互接触 内圈也可装上宽度合适的隔圈 ( 图 8.20 中的 L 隔圈 ) 以保证游隙 如图 8.21 所示,DF 型成对双联的轴承中也安装了 K 隔圈 通常, 在采用这种轴承时, 往往需要考虑到运行中的发热情况, 因而留出合适的游隙 ; 在需要提高轴承刚度时, 施加一定的预紧量 为了在安装后提供合适的游隙或预紧 ( 负游隙 ), 应对隔圈宽度进行调整 下面, 我们将为您介绍 DB 配置的游隙测量方法 (1) 如图 8.22 所示, 将轴承 A 放在平台上, 旋转外圈 (10 圈以上 ) 使滚子固定, 测量宽度差 f A =T A B A (2) 接下来, 如图 8.23 所示, 使用相同的方法测量轴承 B 的宽度差 f B =T B B B (3) 然后, 如图 8.24 所示, 测量 K 和 L 隔圈的宽度 根据以上测量的结果, 结合图 8.22~8.24 中的符号和公式 (8.16) 可以求出成对双联圆锥滚子轴承的轴向游隙 D a : D a =(L K) (f A +f B )...(8.16) 例如, 确认成对双联圆锥滚子轴承 HR32232JDB + KLR10AC3, 要将实际产品的游隙与标准对照, 先参考表 8.17, 注意 C3 游隙范围为 D r =110~140 mm 为了将该规格与宽度差测量结果进行比较, 使用公式 (8.17) 将其换算成轴向游隙 D a : 1.5 e 式中,e : 按每个轴承代号确定的常数 ( 见 NSK 滚动轴承目录的轴承尺寸表 ) D a =D r cot a D r... (8.17) 由 C205 页可查得 e=0.44, 则 : D 1.5 a =(110~140) e 380~480 mm 按式 (8.16) 宽度差法求得的轴向游隙 D a 只要在上述范围之内, 就可以确定轴承游隙等于 C3 A 186

187 技术解说 Bearing 轴承 A K spacer 隔圈 Bearing 轴承 B L 隔圈 spacer Bearing 轴承 A K spacer 隔圈 Bearing 轴承 B 图 8.20 DB 双联 图 8.21 DF 双联 Bearing 轴承 A f A T A B A 图 8.22 Bearing 轴承 B f B T B B B 图 8.23 隔圈 隔圈 图 8.24 A 187

188 轴承的配合与游隙 安装圆锥滚子轴承时的内部游隙调整方法 通常采用两套单列圆锥滚子轴承相对安装来调 整轴向游隙 其用法分为背靠背 (DB 型 ) 与面对面 (DF 型 ) 背对背配置通过使用轴螺母或轴端螺栓紧固 内圈实现游隙调整 图 8.25 所示为使用轴端螺栓 的例子 本例中, 紧固侧内圈与轴的配合为间隙配 合, 以便内圈能够轴向位移 面对面配置, 则在朝轴向压紧外圈的压盖与轴 承座之间加入垫片, 调出所需的轴向游隙 ( 图 8.26) 此时, 须使紧固端外圈与轴承座采用间隙配合, 以使外圈作轴向位移 只要将外圈安装进压盖 ( 图 8.27), 则无需以上操作, 安装和拆卸都比较简单 理论上, 如果运转过程中, 轴承游隙略为负数时, 疲劳寿命最长 但如果负游隙变大, 则疲劳寿命会显著缩短, 温度也会快速上升 因此, 通常的配置都会使运转时游隙略微为正 ( 稍大于零 ) 这样, 就要考虑轴承运行中, 内 外圈温差导致的游隙减少量, 轴与轴承座的热膨胀差, 再计算安装后的轴承游隙 从实用出发, 大都采用表 8.17 中的 C1 或 C2 游隙值 此外, 径向游隙 D r 和轴向游隙 D a 之间的关 系如下 : D a =D r cot a D r 1.5 e 式中, a : 接触角 e : 按每个轴承代号确定的常数 ( 见 NSK 滚动轴承目录的轴承尺寸表 ) 机床主轴 汽车主减速机等使用的圆锥滚子轴承, 为了提高轴承刚度, 都采用负游隙 这种方法称为预紧法, 它分为定位预紧和定压预紧, 一般常用定位预紧 定位预紧又有两种方法 : 一种是使用已经调整好配置的轴承 ; 另一种是通过紧固调整螺母或使用调整垫片施加规定的预紧 定压预紧是一种通过弹簧或液压等手段向轴承施加合适预紧的方法 下面, 我们将介绍一些实例 : 图 8.28 所示为汽车主减速机 对于小齿轮, 可使用内隔圈和垫片调整预紧量 大齿轮则是通过紧固外圈固定螺栓的扭矩来控制预紧量 图 8.29 所示为卡车的后轮 这是靠轴螺母将内圈紧固于轴向, 进行预紧 图 8.30 所示为车床主轴, 通过紧固轴螺母调整预紧 图 8.31 所示为定压预紧先计算出预紧弹簧的载荷与位移的关系, 再利用弹簧的位移量调节预紧量 A 188

189 技术解说 垫片 垫片 垫片 垫片 衬垫 图 8.25 以内圈调整游隙的 DB 型 图 8.26 以外圈调整游隙的 DF 型 图 8.27 以压装外圈的压盖调整游 隙一例 垫片 隔圈 小齿轮轴承 外圈压紧螺栓 大齿轮轴承 大齿轮轴承 图 8.28 汽车主减速机 弹簧 螺母 螺母 图 8.29 卡车后轮图 8.30 车床主轴图 8.31 弹簧施加的定压预紧 A 189

190 轴承 轴承 轴承 轴向载荷 轴承 轴向位移

191 技术解说 9. 轴承的预紧 9.1 预紧的目的 A 预紧方法 A 定位预紧 A 定压预紧 A 预紧与刚度 A 定位预紧与刚度 A 定压预紧与刚度 A 预紧方法与预紧量的选择 A 预紧方法的比较 A 预紧量 A 组合角接触球轴承的平均预紧力 A 推力球轴承的预紧力 A 推力调心滚子轴承的预紧力 A 技术数据 A 定位预紧后轴承的载荷与位移 A 单列向心球轴承的轴向位移 A 圆锥滚子轴承的轴向位移 A 212 A 191

192 轴承的预紧 9. 轴承的预紧 在多数运转状态下, 滚动轴承都带有适当的内部游隙 在一些情况下, 在安装时使轴承产生内部应力, 以便轴承在负游隙下使用, 这种使用方法称作预紧 如角接触球轴承或圆锥滚子轴承, 将两套轴承面对面或背对背安装形成带预紧的成对双联轴承组合 定压预紧定压预紧是一种利用螺旋弹簧或碟形弹簧对轴承施加预紧的方法 在使用中, 即使轴承相对位置发生变化, 预紧力也可大致保持不变 ( 参见图 9.2) 9.1 预紧的目的 预紧的主要目的及典型例子如下所示 : (1) 使轴在径向及轴向精确定位的同时, 保证轴的旋转精度 机床主轴轴承 测量仪器轴承等 (2) 提高轴承的刚度 机床主轴轴承 汽车差速器小齿轮轴承 (3) 防止轴向振动及共振引起的异音 小型电机轴承等 (4) 抑制滚动体的自旋滑动 公转滑动及自转滑动 高速角接触球轴承 推力球轴承等 (5) 保持滚动体相对套圈的正确位置 推力球轴承 推力调心滚子轴承 ( 用在水平轴上时 ) 9.2 预紧方法 定位预紧 定位预紧通过固定两个对置轴承的轴向相对位置来施加预紧 在使用过程中, 轴向相对位置保持不变 其方法如下 Fig. 图 Position 定位预紧 Preload Fig. 9.2 图 Constant-Pressure 9.2 定压预紧 Preload 9.3 预紧与刚度 定位预紧与刚度将图 9.3 所示成对双联轴承的内圈进行轴向紧固, 轴承 A 及轴承 B 的位移量各为 δ a0, 内圈之间的轴向游隙 2δ a0 消失 这种状态下,2 个轴承均承受预紧力 F a0 的作用 图 9.4 所示为该预紧条件下轴承承受轴向载荷 F a 时的刚度, 即载荷与位移的关系 (1) 将事先调整过宽度差 ( 参见 A007 页图 1.1) 或轴向游隙的组合轴承紧固后使用 (2) 使用调整过尺寸的隔圈 填隙片调整游隙和预紧 ( 参见图 9. 1) (3) 利用可调整轴向游隙的紧固螺栓或螺母施加预紧 这种情况下, 要一边测量启动力矩一边调整游隙, 以得到合适的预紧量 Bearing 轴承 Bearing 轴承 A B F F a0 a F a0 δ a0 δ a0 Fig. 图 Back-to-Back 背对背成对双联轴承的预紧 Duplex Bearing Preload A 192

193 技术解说 定压预紧与刚度 图 9.5 是定压预紧后轴承的预紧曲线图 由于预紧弹簧的刚度与轴承的刚度相比较通常很小, 所以弹簧的位移曲线约与水平轴平行 因此, 定压预紧的刚度大致与事先施加了 F a0 预紧力的单体轴承的刚度相等 定位预紧以及定压预紧后的轴承与单体轴承的刚度比较, 如图 9.6 所示 在定压预紧的情况下, 轴伸缩引起的弹簧载荷的变化很小, 所以, 可以不去考虑预紧的变化 因此, 一般定位预紧适用于提高刚度的目的, 定压预紧适用于高速旋转 需要防止轴向振动 水平轴使用推力轴承等的工况 9.4 预紧方法与预紧量的选择 预紧方法的比较 图 9.6 所示为两种预紧方法的刚度比较, 定位预紧和定压预紧的区别如下 (1) 在预紧力相同的情况下, 定位预紧的刚度更高, 即定位预紧轴承, 外部载荷引起的位移变化量小 (2) 定位预紧在运转中, 轴与轴承座的温差引起的轴向延伸量不同 内外圈温差引起的径向热膨胀差以及载荷引起的位移等, 都会使预紧量发生变化 δa0 轴向载荷 Axial Load δ a Bearing 轴承 A A F a F a0 Axial 轴向位移 Displacement δ aa Bearing 轴承 B F a0 δ aa 轴向载荷 Axial Load δ a 轴承 Bearing A A F a F ab F aa Axial 轴向位移 Displacement Fig. 9.5 Axial 图 Displacement 9.5 定压预紧的预紧曲线图 with Constant-Pressure Preload δ ab δ a0 δ a0 F F a a :: Axial 来自外 load 部 applied 的轴向载 from 荷 outside δ a :: Displacement 成对双联轴承组合的位移量 of duplex F a A :: Axial 轴承 load A 承受的轴向载荷 imposed on Bearing A δ aa : bearing 轴承 A set 的位移量 δ a F ab :: Axial 轴承 load B 承受的轴向载荷 imposed on Bearing B δa A : Displacement of Bearing A ab : 轴承 B 的位移量 δ ab : Displacement of Bearing B Axial 轴向位移 Displacement Fig. 9.4 图 Axial 9.4 Displacement 定位预紧的预紧曲线图 with Position Preload Fig. 9.6 Comparison of Rigidities and Preloading Methods 轴向载荷 Axial Load Bearing with Position Preload δ a δ a 定位预紧 定压预紧 单体轴承 Bearing without Preload Bearing with Constant-Pressure Preload 图 9.6 预紧方法的刚度比较 A 193

194 轴承的预紧 9.5 预紧量 如果预紧量超过必要限度, 将会导致异常发 热, 摩擦力矩增大, 疲劳寿命下降等等 所以, 选择 预紧量时要充分考虑使用工况和预紧目的 组合角接触球轴承的平均预紧力 角接触球轴承广泛用于磨床 铣床 高速车床 等的主轴 NSK 将预紧分为微预紧 (EL) 轻预紧 (L) 中预紧 (M) 以及重预紧 (H) 四个等级, 以便客户根据不同用途选择合适的预紧 应用于 DB 和 DF 轴承组合时, 其轴向游隙分别用代号 E L L M 和 H 表示 接触角为 15 和 30 的组合角接触球轴承广泛使用于机床主轴中, 其平均预紧力和轴向游隙 ( 测量值 ) 的平均值见表 9.3~9.5 测量轴向游隙时采用的测量载荷见表 9.1 在机床主轴及其他用途中使用的 ISO 5 级及以上等级的高精度组合轴承, 对保证预紧量的轴向游隙作了规定 轴与内圈 轴承座孔与外圈的配合目标值, 参见表 9.2 轴承座孔与外圈的配合, 当轴承装于固定端时取目标游隙的下限, 装于自由端时取目标游隙的上限 选择预紧量时, 磨床主轴或加工中心主轴轴承通常采用微预紧或轻预紧, 要求刚度较高的车床主轴轴承通常采用中预紧 轴承组采用过盈配合时, 轴承的预紧量大于表 9.3~9.5 所示值 由于预紧过度会导致温度上升 咬粘等情况, 因此, 选择配合时应十分注意 当 D pw n(d m n 值 ) 超过 时, 选择预紧时应充分检讨谨慎选择 此种工况下请与 NSK 联系 表 9.1 轴向游隙的测量载荷 轴承公称外径 D 测量载荷 (mm) 超过到 (N) 10* *10 mm 包含在此范围内 表 9.2 配合的目标值 单位 :µm 内径 d 或外径 D (mm) 轴与内圈 轴承座与外圈 超过 到 目标过盈量 目标游隙 ~2 0~2.5 0~2.5 2~ 6 2~ ~3 3~ ~4 3~ ~ ~ ~15 A 194

195 技术解说 表 C 系列轴承的预紧力与轴向游隙的平均值 轴承代号 7900C 7901C 7902C 预紧力 微预紧 EL 轻预紧 L 中预紧 M 重预紧 H 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 (N) (µm) (N) (µm) (N) (µm) (N) (µm) C 7904C 7905C C 7907C 7908C C 7910C 7911C C 7913C 7914C C 7916C 7917C C 7919C 7920C 备注轴向游隙栏内的数值为测量值 A 195

196 轴承的预紧 表 C 系列轴承的预紧力与轴向游隙的平均值 轴承代号 7000C 7001C 7002C 预紧力 微预紧 EL 轻预紧 L 中预紧 M 重预紧 H 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 (N) (µm) (N) (µm) (N) (µm) (N) (µm) C 7004C 7005C C 7007C 7008C C 7010C 7011C C 7013C 7014C C 7016C 7017C C 7019C 7020C 备注轴向游隙栏内的数值为测量值 A 196

197 技术解说 表 C 系列轴承的预紧力与轴向游隙的平均值 轴承代号 7200C 7201C 7202C 预紧力 微预紧 EL 轻预紧 L 中预紧 M 重预紧 H 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 预紧力 轴向游隙 (N) (µm) (N) (µm) (N) (µm) (N) (µm) C 7204C 7205C C 7207C 7208C C 7210C 7211C C 7213C 7214C C 7216C 7217C C 7219C 7220C 备注轴向游隙栏内的数值为测量值 A 197

198 轴承的预紧 推力球轴承的预紧力当推力球轴承以比较高的速度旋转时, 钢球容易产生回转滑移 为防止这种现象, 需施加最小轴向载荷, 其值选用公式 (9.1) 和 (9.2) 的计算值中较大的值 C 0a F a min= ( ) 2... (9.1) 100 n N max 推力调心滚子轴承的预紧力使用推力调心滚子轴承时, 有时会因滚子与外圈滚道面产生打滑, 而引起擦伤等损伤 为防止这种现象, 需施加必要的最小轴向载荷 F a min : C 0a F a min = (9.3) C 0a F a min=... (9.2) 式中 : F a min : 最小轴向载荷 (N),{kgf} n : 转速 (min -1 ) C 0a : 基本轴向额定静载荷 (N),{kgf} N max : 额定转速 ( 油润滑 )(min -1 ) A 198

199 技术解说 A 199

200 轴承的预紧 9.6 技术数据 定位预紧后轴承的载荷与位移 将两套 ( 或多套 ) 球轴承或圆锥滚子轴承并为 一组安装使用, 称为组合轴承 组合轴承最常用的 类型是单列角接触球轴承, 主要用于机床主轴等要求轴承承载且位移尽量小的场合 根据所期待达到的效果, 可以采用多种组合方式 2 列组合分为三种组合类型 : 作用线在轴承背面汇聚的背靠背配置 作用线在轴承正面汇聚的面对面配置, 以及作用线平行的串联配置 组合代号分别为 DB D F 和 D T( 图 9.7) DB 及 DF 组合可以承受双向轴向载荷 由于 DB 组合比 DF 组合的作用点距离更远, 故而广泛用于承受力矩载荷的情况 DT 组合只能承受单向轴向载荷, 但两套轴承能均等承受轴向载荷, 因此可用于单向载荷较大的情况 在 DB 及 DF 组合轴承中, 通过预先加载方式, 对组合轴承的预紧力进行调整, 就能将内 外圈的径向及轴向位移减少至所需范围之内 只有 DT 组合的情况下不能完成预紧 预紧量的大小, 可以通过改变轴承间隙 d a0 进行调整, 如图 9.9~9.11 所示 预紧分为四个等级 微预紧 (EL) 轻预紧 (L) 中预紧 (M) 和重预紧 (H) 在需要严格控制轴的跳动与载荷引起的位移时, 通常采用 DB DF 轴承组合 3 列组合也分为 3 种 ( 代号 :DBD DFD D T D ), 如图 9. 8 所示 根据应用要求, 还可以使用四列组合或五列轴承组合 组合轴承大都在预紧以后使用 由于预紧会影响到运转中轴承的温升 启动力矩 旋转力矩 音响, 尤其是轴承寿命, 因此, 切忌施加过大的预紧 单列角接触球轴承承受轴向载荷 F a 时, 其轴向位移量 d a 通常可用下式求得 : 式中,c : 由轴承类型和尺寸决定的常数 图 9.9 所示为双列 DB 组合的预紧曲线图, 图 9.10 和图 9.11 为 3 列 DBD 组合的预紧曲线图 如图 9.9 所示, 当轴向紧固组合轴承的内圈时, A B 侧轴承产生的位移分别为 d a0a 及 d a0b, 内圈之间的间隙 d a0 变为零, 这是在轴承组合上施加了预紧力 F a0 的状态 当外部轴向载荷 F a 作用于该预紧轴承组合 A 侧时,A 侧轴承进一步产生 d a1 的位移,B 侧轴承则减少等量的位移,A B 两侧轴承的位移分别为 :d aa=d a0a+d a1,d ab=d a0b-d a1 即, 考虑预紧力在内施加于 A 侧轴承上的力为 (F a0 +F a F a ), 而施加于 B 侧轴承上的力则为 (F a0 F a ) d a = c F a 2/3... (9.4) A 200

201 技术解说 图 列组合轴承 图 列组合轴承 d a1 A 侧 B 侧 F a -F a F a F a F a0 F a0 + F a -F a d aa d a0a + d a1 d ab d a0b - d a1 F a0 - F a d aa d ab d a0 图 列 DB 组合轴承的预紧曲线图 A 201

202 轴承的预紧 在预紧时,A 侧轴承应满足寿命要求以及在转速条件下能够承受轴向载荷 (F a0 + F a F a ) 的承载容量 轴向游隙 δa0 见 表 9.3~9.5 (A195~A197 页 ) 在图 9.10 中, 当外部轴向载荷 F a 施加于轴承 AA 侧时,A A 侧 B 侧轴承的轴向载荷及位移如表 9.6 所示 在图 中, 当外部轴向载荷 F a 施加于轴承 A 侧时,A 侧 BB 侧轴承的轴向载荷及位移如表 9.7 所示 表 9.6 方向 位移 轴向载荷 AA 侧 δa0a+δa1 Fa0+Fa Fa B 侧 δa0b δa1 Fa0 Fa 表 9.7 方向 位移 轴向载荷 A 侧 δa0a+δa1 Fa0+Fa Fa BB 侧 δa0b δa1 Fa0 Fa 图 9.12~9.17 所示为 7018C 7018A 2 列 DB 组合 及 3 列 DBD 组合轴承在不同预紧下的轴向载荷与轴向位移的关系 轴向载荷 B 侧 1 套轴承的位移曲线 AA 侧 2 套轴承的位移曲线 AA 侧 1 套轴承的位移曲线 AA 侧 BB 侧 AA 侧 B 侧 表 列 DBD 轴承组合的预紧曲线图 ( 轴向载荷施加于 AA 侧时 ) A 202

203 技术解说 BB 侧 2 套轴承的位移曲线 轴向载荷 BB 侧 1 套轴承的位移曲线 A 侧 BB 侧 A 侧 1 套轴承的位移曲线 A 侧 BB 侧 表 列 DBD 轴承组合的预紧曲线图 ( 轴向载荷施加于 A 侧时 ) A 203

204 轴承的预紧 μm 单体轴承 轴向位移 (δ a) μm 轴向载荷 (F a ) 图 C DBD( 轴向载荷施加于 AA 侧时 ) 单体轴承 轴向位移 (δ a) 轴向载荷 (F a ) 图 9.13 A 204

205 技术解说 μm 7018C DBD( 轴向载荷施加于 A 侧时 ) 单体轴承 轴向位移 (δ a) 轴向载荷 (F a ) 图 9.14 备注轴向载荷 位移曲线上的 ( ) 标志表示预紧量消失的位置 当轴向载荷比它更大时, 对侧轴承将不承受载荷 A 205

206 轴承的预紧 μm 单体轴承 轴向位移 (δ a) 轴向载荷 (F a ) μm 图 A DBD( 轴向载荷施加于 AA 侧时 ) 单体轴承 轴向位移 (δ a) 轴向载荷 (F a ) 图 9.16 A 206

207 技术解说 μm 7018A DBD( 轴向载荷施加于 A 侧时 ) 单体轴承 轴向位移 (δ a) 轴向载荷 (F a ) 图 9.17 备注轴向载荷 位移曲线上的 ( ) 标志表示预紧量消失的位置 当轴向载荷比它更大时, 对侧轴承将不承受载荷 A 207

208 轴承的预紧 单列向心球轴承的轴向位移 当轴向载荷 F a 作用于接触角为 a 0 的向心轴承 时, 内圈沿轴向产生位移 d a, 内圈滚道半径中心 O i 也会移动至 O i, 此时, 接触角变为 a, 如图 所 示 设滚道和球在滚动体载荷 Q 方向的弹性变形 量为 d N, 则由图 9.18 可得式 (9.5) (m 0+d N) 2 =(m 0 sina 0+d a) 2 +(m 0 cosa 0) 2 \ d N=m 0 sina Q=K D w (sina 0+h) 2 +cos 2 a 0 1 3/2...(9.7) 2 +cos2 a (9.5) 滚动体载荷 Q 和弹性变形量 d N 之间的关系如 下式所示 d ( a m 0 ) Q=K N d N 3/2... (9.6) 式中, K N: 由轴承材料 形状和尺寸决定的常数 \ 代入以下关系式 r m e r 0= ( + i 1 D w=b D w Dw D w ) 由式 (9.5) 及式 (9.6) 可得 : Q=K N (B D w) 3/2 (sina 0+h) 2 +cos 2 a 0 1 3/2 d a d a 式中 :h= = m 0 B D w 设 K D N=K w, 则 B 3/2 \ sina= m 0 sina 0+d a = sina 0+h m 0+d N 将式 (9. 5) 代入, 则 sina= sina 0+h...(9.9) (sina 0+h) 2 +cos 2 a 0 将式 (9.7) 及 (9.9) 代入式 (9.8), 即可求出轴承轴向载荷 F a 与轴向位移 d a 的关系 F a=k Z D w2 1+ m dn 0 (sina 0+h) 2 +cos 2 a 0 1 3/2 x (sina 0+h) (sina 0+h) 2 +cos 2 a 0... (9.10) 式中, K : 由轴承材料和设计决定的常数 D w : 钢球直径 Z : 钢球个数 a 0 : 初期接触角 ( 单列深沟球轴承, 可由 C 页式 (5) 求出 ) 但是, 实际轴向位移会因轴 轴承座的材料 壁厚及配合等安装条件而不尽相同 因此, 有关此类装配条件下的轴向位移, 请咨询 NSK 另外, 由图 9.19 可得轴承轴向载荷与滚动体载荷的关系式 (9.8): F a=z Q sina... (9.8) 再由图 9.18 可得 : (m 0+d N) sina=m 0 sina 0+d a A 208

209 技术解说 图 9.18 图 9.19 A 209

210 轴承的预紧 图 9.20 表示单列深沟球轴承 6210 及 6310 初期接触角分别为 a 0= 时, 轴向载荷与轴向位移的关系 初期接触角 a 0 越大, 轴承的轴向刚度就越高,6210 与 6310 承受相同轴向载荷时的轴向位移量的差也就越小 初期接触角 a 0 取决于沟道曲率半径和径向游隙 图 9.21 表示 72 系列角接触球轴承在初期接触角分别为 15 (C) 30 (A) 40 ( B ) 时, 轴向载荷与轴向位移的关系 由于角接触球轴承的初期接触角较大,70 系列 73 系列与 72 系列的接触角 内径代号相同时, 数值基本相同 角接触球轴承为了控制旋转精度 减小承受外加载荷时的弹性变形量, 大都采用组合轴承的形式, 并施加预紧使用 为了将承受外加载荷时的弹性变形量控制在必要限度以内, 需了解载荷与变形的关系特性 载 3/2 荷与位移之间的关系可用式 (9.10) 表示为 F a d a 或 2/3 d a F a 即, 轴向位移 d a 与轴向载荷 F a 的 2/3 次方成正比 轴向载荷的指数小于 1, 即随着轴向载荷的增加, 轴向位移的增长幅度变小 ( 图 9.21) 这就是通过施加预紧来控制位移的依据 A 210

211 技术解说 μm 轴向位移 (δ a ) 轴向载荷 (F a ) μm 图 9.20 深沟球轴承的轴向载荷与轴向位移 轴向位移 (δ a ) 数字 : 轴承内径代号 轴向载荷 (F a ) 图 9.21 角接触球轴承的轴向载荷与轴向位移 A 211

212 轴承的预紧 圆锥滚子轴承的轴向位移 圆锥滚子轴承与角接触球轴承一样, 通常也 采用两套一组安装 其使用与角接触球轴承相同 例如, 机床主轴轴承及汽车差速器小齿轮轴 承等, 为了提高轴的刚度, 也都施加预紧 了解轴向载荷与轴向位移的关系对施加预紧 安装轴承非常重要 对圆锥滚子轴承本身的轴向 位移来说,Palmgren 的实验公式 (9.11) 的计算值与实测值基本吻合 但是, 实际轴向位移会因轴 轴承座的材料 壁厚及轴承配合等安装条件而不尽相同 因此, 有关此类安装条件下轴向位移, 请咨询 NSK Q L we d a = (N) sina... (9.11) 其中 : K a = (sina) 1.9 Z L we...(n) = {kgf} (sina) 1.9 Z L we 式中,K a: 由轴承内部设计决定的系数 圆锥滚子轴承的轴向载荷与轴向位移见图 9.23 圆锥滚子轴承的轴向位移量与轴向载荷的 0.9 次方成正比, 而球轴承则与其 2/3 次方成正比, 因此, 施加预紧控制位移的效果, 球轴承要好于圆锥滚子轴承 圆锥滚子轴承如果盲目地加大预紧力, 会造成发热 咬粘 缩短轴承寿命等问题, 应特别注意 Q L we = {kgf} sina 式中, da : 内外圈轴向位移 (mm) a : 接触角 外圈锥角的 1/2( ) ( 参见图 9.22) Q : 滚动体载荷 (N),{kgf} F a Q= Zsina L we : 滚子有效长度 (mm) F a : 轴向载荷 (N), {kgf} Z : 滚子数 式 (9.11) 可由式 (9.12) 表示 : d a =K a F a (9.12) A 212

213 技术解说 μm 图 9.22 系列 系列 系列 系列 轴向位移 (δ a) 系列 轴向载荷 (F a) 图 9.23 圆锥滚子轴承的轴向载荷与轴向位移 A 213

214 径向载荷 轴向载荷 摩擦力矩

215 技术解说 10. 轴承的摩擦 10.1 动摩擦系数 A 轴承类型及其动摩擦系数 m A 动力矩的计算公式 A 技术数据 A 角接触球轴承的预紧与启动力矩 A 高速球轴承旋转力矩的计算公式 A 圆锥滚子轴承的预紧与启动力矩 A 圆锥滚子轴承旋转力矩的计算公式 A 222 A 215

216 轴承的摩擦 10. 轴承的摩擦 10.1 动摩擦系数 轴承类型及其动摩擦系数 m M µ=... (10.1) P d 2 M :动摩擦力矩 ( N mm),{kgf mm} P : 轴承载荷 ( 当量动载荷 )(N),{kgf} d : 轴径, 内圈内径 ( mm) 轴承类型 表 10.1 动摩擦系数 深沟球轴承 角接触球轴承 调心球轴承 推力球轴承 圆柱滚子轴承 圆锥滚子轴承 调心滚子轴承 带保持架滚针轴承 满装滚针轴承 推力调心滚子轴承 动力矩的计算公式 Dynamic torque 轴承动力矩 of bearing ( 发热 ) (heat generation) M=M l+m v m 的近似值 Load 载荷项 term ( 由轴承类型和载荷决定 (Determined by bearing ) type and load) Ml=f1Fdm where f1 : Coefficient determined by 式中, f 1 : 由轴承类型和载荷决定的 bearing type and load 系数 F : Load F dm : Pitch : 载荷 circle diameter of rolling d m element : 滚动体节圆直径 Speed 转速项 term ( 由润滑油粘度 油量和转速决定 (Determined by oil ) viscosity, amount, speed) Mv=f0 ( 0 n) 3 ν 2/3d dm 3 m where f0 : Coefficient determined by 式中, f 0 : 由轴承类型和润滑方法决 bearing and lubricating 定的系数 method ν v 0 : 0 Kinematic : 油的运动粘度 viscosity of oil n n : Speed : 转速 10.3 技术数据 角接触球轴承的预紧与启动力矩角接触球轴承与圆锥滚子轴承一样, 一般不单套安装, 而是两套成对安装或者两套以上组合使用 对于背靠背组合轴承和面对面组合轴承, 施加预紧可以调节轴承的刚度, 其标准预紧分为 : 微预紧 (EL) 轻预紧 (L) 中预紧(M) 重预紧(H) 增大预紧时, 轴承摩擦力矩也会增大 角接触球轴承的启动力矩, 主要是由球与内 外圈接触面的自旋滑动摩擦产生的力矩 轴承旋转产生的启动力矩 M 如式 (10.2) 所示 : M=M s Zsina (N mm), {kgf mm}... (10.2) 式中,M s : 以接触角 a 的轴为中心的自旋滑动摩擦 M 3 s= 8 m s Q a E (k) (N mm), {kgf mm} m s : 接触面的滑动摩擦系数 Q : 滚动体载荷 (N),{kgf} a : 接触椭圆的长轴半径 (mm) E (k) : 以 k= 1 ( ) b a 为母数的第二类完全椭圆积分 b : 接触椭圆的短轴半径 (mm) Z : 球数 a : 接触角 ( ) 接触角为 15 的角接触球轴承, 其实验结果与将 m s = 0.15 代入式 (10.2) 的计算结果十分吻合 图 10.1 所示为 70C 及 72C 系列轴承摩擦力矩的计算结果 2 A 216

217 技术解说 组合轴承 ( 2 套轴承组合 ( 启动力矩 70C 系列 72C 系列 预紧力 F a 图 10.1 角接触球轴承 (α=15 ) 背靠背或面对面组合的预紧力与启动力矩 A 217

218 轴承的摩擦 高速球轴承旋转力矩的计算公式下面介绍高速球轴承承受轴向载荷时, 采用喷油润滑条件下旋转力矩的计算公式 该公式以内径为 10~30mm 角接触球轴承的实验结果为依据, 同时也适用于尺寸更大的轴承 旋转力矩 M 可按以下公式 (10.3) 以载荷项 M l 与速度项 M v 之和求出 : M=M l+m v (N mm), {kgf mm}... (10.3) 载荷项 M l 是与速度或流体摩擦无关的摩擦项, 根据实验所得公式如式 (10.4) 所示 M l=0.672 x D pw F a (N mm) =1.06 x D pw F a {kgf mm} 式中,D pw : 滚动体节圆直径 (mm) F a : 轴向载荷 (N),{kgf}... (10.4) 速度项 M v 是流体摩擦项, 受转速影响, 如式 (10.5) 所示 M v=3.47 x D pw3 n i 1.4 Z Ba Q b (N mm) =3.54 x D pw3 n i 1.4 Z Ba Q b {kgf mm}... (10.5) 式中, n i : 内圈旋转速度 (min -1 ) Z B : 在外圈温度下润滑油的绝对粘度 (mpa s), {cp} Q : 供油量 (kg/min) 粘度及供油量的影响指数 a 与 b, 将随转速而变化, 分别如式 (10.6) (10.7) 所示 : a=24n i (10.6) b=4 x 10 9 n i (10.7) 图 10.2 是高速球轴承旋转力矩的测量结果的一个实例, 图 10.3 是根据计算公式的计算值与实际测量值的对比 另外, 当接触角超过 3 0 时, 自旋滑动摩擦的影响将增大, 按此公式计算的旋转力矩会稍小一些 计算举例试求高速角接触球轴承 2 0 B N T 0 2( f20 x f47 x 14) 在下列条件下使用时的旋转力矩 n i= min -1 F a=590 N, {60 kgf} 喷射润滑油的粘度 :1 0 mpa s {10 cp} 供油量 :1. 5 kg/min 由公式 (10. 4): M l=0.672 x D pw F a =0.672 x 10 3 x x =16.6 (N mm) M l=1.06 x 10 3 x x =1.7 {kgf mm} 由公式 (10.6) 及 (10.7): a=24n i 0.37 =24 x =0.39 b=4 x 10 9 n i =4 x 10 9 x =0.26 由公式 (10. 5): M v=3.47 x D pw3 n i Z Ba Q b =3.47 x x x x x =216 (N mm) M v=3.54 x x x x x =22.0 {kgf mm} M=M l+m v= =232.6 (N mm) M=M l+m v=1.7+22=23.7 {kgf mm} A 218

219 技术解说 供油温度 :50 C 轴向载荷 F a = 363N {37 kgf} 旋转力矩 M 旋转力矩 外圈温度 C 外圈温度 内圈旋转速度 n i,min -1 图 10.2 实测例 高速角接触球轴承 轴向载荷 (N) 备注以上轴承的接触角为 15~25 旋转力矩实测值 ( ) M N mm 旋转力矩 ( 计算值 )M 图 10.3 实测值与计算值的对比 A 219

220 轴承的摩擦 圆锥滚子轴承的预紧与启动力矩圆锥滚子轴承受轴向载荷 F a 时, 滚子所受的平衡载荷如式 (10.8) (10.9) (10.10) 所示 : F a Q e=...(10.8) Z sin a cos 2b Q i=q ecos2b= F a...(10.9) Z sin a sin 2b Q f=q esin2b= F a...(10.10) Z sin a 式中,Q e : 外圈作用于滚动体的载荷 (N), {kgf} Q i : 内圈作用于滚动体的载荷 (N), {kgf} Q f : 内圈大挡边作用于滚动体的载荷, (N), {kgf}( 令 Q f ^ Q i) Z : 滚子数 a : 接触角 = 外圈锥度的 1/2 ( ) b : 滚子圆锥角的 1/2 ( ) D w1 : 滚子大端直径 (mm)( 图 10.4) e : 滚子端面与挡边之间的接触位置 ( 图 10.4) 如图 10.4 所示, 当轴承外圈上施加圆周切向力 F 时, 滚子朝该切向力方向滚动, 接触点 C 产生与滚子旋转瞬时中心 A 相关的启动力矩 e m eq f 所以, 摩擦力矩的平衡关系为 一套轴承的启动力矩 M 如式 (10.12) 所示 : M=F Z l e m = e l sin 2b F a D w1 sin a (N mm), {kgf mm}... (10.12) 因为 D w1=2 OB sin b, 且 l=ob sin a. 将其代入公式 (10.12), 则 M=e m e cosb F a (N mm),{kgf mm}... (10.13) 此启动力矩 M 是只考虑了滚子端面与内圈大端挡边的滑动摩擦阻力而求出的 因为圆锥滚子轴承在载荷达到或超过一定程度 ( 相当于预紧量 ) 时, 滚子端面与内圈大挡边之间的滑动摩擦阻力对于轴承的启动力矩起决定性作用, 其他因素对启动力矩的影响可以忽略不计 在式 (10.12) 中,e 与 b 是由轴承设计决定的参数 因此, 假设 m e 值, 就可以计算出启动力矩 m e 与 e 值具有一定的离散性, 因而, 即使同一型号的轴承, 其启动力矩也都参差不齐 当使用 e 的设计值时, 经一些实验事例证明只要按 m e=0.20 的平均值计算, 就能估算出轴承启动力矩的平均值 各系列圆锥滚子轴承的计算结果如图 10.5 所示 D w1 F=e m eq f (N mm), {kgf mm}... (10.11) 式中,m e : 内圈大挡边与滚子端面的摩擦系数 A 220

221 技术解说 图 10.4 N mm 启动力矩 M 系列 系列 系列 系列系列 轴向载荷 F a 图 10.5 圆锥滚子轴承的轴向载荷与启动力矩 A 221

222 轴承的摩擦 圆锥滚子轴承旋转力矩的计算公式圆锥滚子轴承在承受轴向载荷时, 其旋转力矩的计算公式, 主要基于下列两种摩擦来解析 (1) 滚子与内 / 外圈滚道面的滚动阻力 ( 摩擦 ) 弹性滞后与 EHL 粘性滚动阻力 (2) 内圈挡边与滚子端面之间的滑动摩擦圆锥滚子轴承承受轴向载荷 F a 时, 根据受力平衡, 滚子的受力如图 10.6 所示 F a Q e Q i=... (10.14) Z sina F a sin 2b Q f =... (10.15) Z sina 式中, Q e : 外圈作用于滚动体的载荷 Q i : 内圈作用于滚动体的载荷 Q f : 内圈大挡边作用于滚动体的载荷 Z : 滚子数 a : 接触角 ( 外圈锥度的 1 / 2 ) b : 滚子圆锥角的 1/2 M i+m e= F se+ F si + e F sf (10.17) 利用式 (10.16) 及 (10.17) 计算得出内 外圈作用于单个滚子的旋转力矩, 再乘以滚子数 Z, 即得到轴承的旋转力矩 M : M= Z (R e F se M e) Z Z = (R e M i+r i M e)+ R e e F sf D w D w = M R+M S D w D 2 ( w ) D w 即,M 由滚道面产生的摩擦力矩 M R 和挡边面产生的摩擦力矩 M S 组成 其中,M R 与 M S 分别为滚动摩擦力矩和滑动摩擦力矩 为了简化, 采用滚子中心直径 D w 建立模型, 如图 10.7 所示 式中, M i, M e: 滚动阻力 ( 力矩 ) F si, F se, F sf: 滑动摩擦 R i, R e: 内 外圈滚道面中心半径 e: 滚子端面与挡边的接触高度 在图 10.7 中, 假设滚子的滑动摩擦力与力矩趋于平衡, 则得下列公式 : F se F si=f sf...(10.16) A 222

223 技术解说 F a F a 图 10.6 滚子受力分析图 e e 图 10.7 摩擦发生部位的模型 A 223

224 轴承的摩擦 圆锥滚子轴承的旋转力矩 M 可以用滚道面产生的滚动摩擦力矩 M R 与挡边面产生的滑动摩擦力矩 M S 来表示 Z M=M R+M S= (R e M i+r i M e) + Z R e e F... sf (10.18) D w 挡边面产生的滑动摩擦力矩 M S M S 中的 F sf 是由滑动产生的切向力, 故而, 使用动摩擦系数 μ, 这里 F sf = mq f 再换成轴向载荷 F a, 可得如下公式 : M S = e m cosb F a... (10.19) 这与启动力矩的公式形式相同, 但 m 不是常数, 会随旋转条件及磨合情况而减小 因此, 公式 (10.19) 可表示为 : M S=e m 0 cos b F a f (L, t, s)... (10.20) 式中,m 0 约等于 0.2, 且 f (L, t, s) 是随磨合情况及油膜形成而减少的函数, 启动时为 1 滚道面产生的滚动摩擦力矩 M R 滚道面产生的滚动摩擦, 几乎都是油的粘性阻力 ( EHL 滚动阻力 ), 相当于公式 (10.18) 中的 M i 与 M e 虽然也有理论公式, 但需要依据实验结果进行修正, 下面是含有修正项的推导公式 : [ M i, e = f (w) D w ( ) L 0.78 a 0 故而, 由公式 (10.21) (10.22) 可得 M R: M Z R= (R e M i+r i M e) D w 轴承旋转力矩 M 如上所述, 圆锥滚子轴承的旋转力矩 M 可由公式 (10.23) 表示 M= Z (R e M i+r i M e)+e m 0 cosb F a f (L, t, s) D w...(10.23) 如图 所示, 公式 (10.23) 的计算值与实测值十分吻合, 使得精确估算旋转力矩成为可能 如有相关要求, 请与 NSK 商洽 [ 符号说明 ] G, W, U: EHL 无量纲参数 L: 热载荷系数 a 0: 润滑油粘度的压力系数 R: 等效半径 k: 常数 E : 等效弹性模量 a: 接触角 ( 外圈锥度的 1 / 2) R i, R e: 内 外圈滚道面中心半径 b: 滚子锥角的 1/2 i, e: 分别表示内 外圈 L we: 滚子有效长度 f (w) = ] (G U) W R 2 L we... i, e (10.21) 0.3 kf... ( a (10.22) E D w L we Zsina ) A 224

225 技术解说 N mm 轴承 :32307C 油粘度 :4 5 mm 2 /s {cst} 旋转力矩 (M) 旋转力矩 M 实测值 理论值 ( 公式 ( )) min -1 转速 n 图 10.8 理论值与实测值的对比 N mm 旋转力矩 M 实测值 理论值 ( 公式 ( )) 轴承 :H R X J Fa=9 800 N {1 000kgf} n=3 000 min -1 #80 齿轮油 C 轴承温度 图 10.9 粘度变化与旋转力矩 A 225

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227 技术解说 11. 润滑 11.1 润滑的目的 A 润滑的方法 A 脂润滑 A 228 (1) 润滑脂的填充量 A 228 (2) 润滑脂的补充 A 229 (3) 润滑脂的补充间隔 A 229 (4) 密封球轴承的润滑脂寿命 A 油润滑 A 232 (1) 油浴法 A 232 (2) 滴注供油法 A 232 (3) 飞溅式供油法 A 232 (4) 循环供油法 A 233 (5) 喷射供油法 A 234 (6) 喷雾供油法 A 235 (7) 油气供油法 A 润滑剂 A 润滑脂 A 236 (1) 基础油 A 236 (2) 增稠剂 A 236 (3) 添加剂 A 236 (4) 稠度 A 236 (5) 不同润滑脂的混合 A 润滑油 A 技术数据 A 润滑脂的牌号与性能 A 240 A 227

228 润滑 11. 润滑 11.1 润滑的目的滚动轴承润滑的目的是减少轴承内部可能引起过 早失效的摩擦及磨损 其润滑作用如下 : (1) 减少摩擦及磨损 通过油膜防止轴承套圈 滚动体及保持架相互 接触部分产生直接金属接触, 减少摩擦和磨损 (2) 延长疲劳寿命 轴承的滚动疲劳寿命很大程度上取决于滚动 接触面之间的润滑油粘度和油膜厚度 较大的油膜 厚度能够延长疲劳寿命 相反, 若润滑油粘度低, 润滑油膜厚度不足时, 轴承的疲劳寿命则会缩短 11.2 润滑的方法轴承的润滑方法可以大致分为脂润滑和油润 滑 为了充分发挥轴承性能, 可以根据特定应用和 工况选择最合适的润滑方法 一般来说, 油润滑的性能更好 但是, 脂润滑 可以简化轴承外围结构 脂润滑和油润滑的利弊比 较, 如表 11.1 所示 轴承座结构与密封方法 转速 表 11.1 脂润滑与油润滑的利弊比较 项目脂润滑油润滑 可以简化 额定转速是油润滑的 65%~80% 可能较复杂 需注意保养 可用于高速旋转 (3) 摩擦热的排出与冷却循环供油法可用于排出摩擦产生的热量或从外部传来的热量, 以防止轴承过热以及润滑油劣化 冷却作用 流动性 润滑剂的更换 无不好较麻烦 可以使用强制循环供油实现有效排热 非常好 比较简单 (4) 其他足量的润滑还能够防止杂质侵入轴承内部, 防止腐蚀或生锈 杂质的过滤 泄漏导致的外部污染 困难由泄漏造成的污染少 容易 如不采取恰当的对策会经常泄露不适合要求无外部污染的工况 脂润滑 (1) 润滑脂的填充量轴承座内润滑脂的填充量, 根据轴承座设计 空间容积 润滑脂性能 环境温度而异 例如, 对于对控制温升要求极高的机床主轴用轴承而言, 只需填充少量润滑脂 普通轴承所需润滑脂量如下 首先, 将润滑脂填满轴承内部, 包括保持架引导面 然后, 根据转速, 按以下标准向轴承座内部可用空间内填充润滑脂 : 1/2~2/3 低于额定转速的 50% 旋转的情况 1/3~1/2 高于额定转速的 50% 旋转的情况 A 228

229 技术解说 (2) 润滑脂的补充 一般, 填充一次润滑脂后可以长时间不必补充 但是, 有的使用条件下需要时常补充或更换润滑脂 这种情况下, 轴承座的设计也要便于补充和更换润滑脂 补充间隔短的情况下, 要在轴承座的适当位置上设计加脂口和排出口, 以便更换劣化的润滑脂 比如 : 可以用扇形润滑脂补充板将补充润滑脂侧的轴承座空间分成几处 分区侧的润滑脂会缓缓流过轴承, 轴承内的旧润滑脂则通过润滑脂阀排出轴承座外 ( 图 11.1) 不使用润滑脂阀的情况下, 排出侧的轴承座空间应大于分割侧的空间, 以便将陈旧的润滑脂积存在这里, 定期拆下外罩取出 A (3) 润滑脂的补充间隔即使是优质润滑脂, 经过一段时间使用也会劣化导致润滑性能降低 所以, 要定期补充润滑脂 图 11.2 (1) 和 (2) 所示为不同转速下运行的各类轴承的润滑脂补充间隔 图 11.2 (1) 和 (2) 适用于优质锂皂矿物油润滑脂 轴承温度 70 C, 以及标准载荷 (P/C=0.1) 的工况 温度轴承温度高于 70 C 时, 轴承的温度每升高 15 C, 润滑脂补充间隔就要减半 润滑脂尤其是对于球轴承而言, 可根据所使用的润滑脂类型延长补充间隔 ( 例如, 优质锂皂合成油润滑脂可以如图 11.2 (1) 所示, 将补充间隔延长约两倍 轴承温度低于 70 C 时, 则适合采用锂皂矿物油润滑脂或锂皂合成油润滑脂 ) 详情请向 NSK 询问 载荷补充间隔取决于轴承载荷的大小 请参考图 11.2 (3) 若 P/C 超过 0.16, 则建议向 NSK 询问 A- A A 图 Fig 扇形润滑脂填充板与润滑脂阀的并用例 Combination of Partitioned Grease Fig Reservoir and Grease Valve A 229

230 润滑 Radial 向心球轴承 Ball Bearings Cylindrical 圆柱滚子轴承 Roller Bearings h Grease Replenishment Interval, t f 润滑脂补充间隔 t f d= 轴承的转速 Speed n n min -1 1 (1) Radial (1) Ball 向心球轴承 Bearings, Cylindrical, 圆柱滚子轴承 Roller Bearings (3) Load factor h Grease Replenishment Interval, t f 润滑脂补充间隔 t f d= 轴承的转速 Speed n n min -1 1 (2) Tapered (2) Roller 圆锥滚子轴承 Bearings,, Spherical 调心滚子轴承 Roller Bearings (3) 载荷系数 Load factor P/C 载荷系数 Load factor Fig 图 11.2 Grease 润滑脂补充间隔 Replenishment Intervals A 230

231 技术解说 (4) 密封球轴承的润滑脂寿命 将润滑脂填充入单列深沟球轴承后, 可使用公 式 (11.1) (11.2) 或图 11.3 推算出润滑脂寿命 : ( 通用润滑脂 (1) ) log t = ( 优质润滑脂 (2) ) log t = 式中, t : 平均润滑脂寿命 (h) n : 转速 ( min -1 ) n N max ( n N max ) T (11.1) n N max ( n N max ) T Nmax : 脂润滑的额定转速 (min -1 ) (11.2) ( 轴承尺寸表中的 ZZ 型 VV 型的数值 ) T : 轴承的运转温度 ( C) 公式 (11.1) (11.2) 及图 11.3 适用于以下条件 : (a) 轴承的转速 n 0.25 n N max n N max 1 < 0.25 时, 设 n N max = 0.25 (b) 轴承的运转温度 T (1) 通用润滑脂 70 C T 110 C 优质润滑脂 (2) 70 C T 130 C T < 70 C 时, 设 T = 70 C (c) 轴承载荷 或以下 注 注 轴承载荷应约为基本额定动载荷 Cr 的 1/10 (1) 通常在 -10 C~110 C 左右常用的以矿物油为基础油的润滑脂 ( 比如 : 锂皂基润滑脂 ) (2) 可以在 -40 C~130 C 左右宽温度范围内使用的以合成油为基础油的润滑脂 h General 通用润滑脂 purpose grease Wide-range 优质润滑脂 grease 平均润滑脂寿命 t Average grease life, t T= T= n/n max 图 11.3 密封球轴承的润滑脂寿命 A 231

232 润滑 油润滑 (1) 油浴法油浴法是多用于低速 中速旋转的一种润滑方法 原则上油面高度处于最低位置的滚动体中心 最好安装油位表, 以便于确认油面高度 ( 图 11.4) (2) 滴注供油法滴注供油法多用于转速较高的小型球轴承 如图 11.5 所示, 油贮藏在可视注油器中, 滴油的速度可通过顶部的螺丝来调节 (3) 飞溅式供油法飞溅式供油, 是不直接将轴承浸入油中, 而利用周围的齿轮或旋转体转动时产生的飞沫来润滑的方法 广泛用于汽车的变速箱 差速器中 图 11.6 所示为减速齿轮的应用实例 图 11.5 滴注供油法 图 11.4 油浴法 图 11.6 飞溅式供油法 A 232

233 技术解说 (4) 循环供油法 对于高速下需要用油对轴承进行冷却, 或轴承 周围温度很高时, 多采用循环供油 如图 11.7 (a) 所示, 油从右侧的管路供入, 穿过轴承, 经左侧管路排出 在油箱内冷却后, 再次通过泵或过滤器供油 为了防止油在轴承座内积存过多, 排油管要比供油管粗 Oil 油 (a) 油 Oil 油 Oil (b) (c) 图 11.7 循环供油法 A 233

234 润滑 (5) 喷射供油法喷射供油法, 多用于超高速轴承 比如,d mn (d m : 以 mm 为单位计的滚动体节圆直径 ;n : 以 min -1 为单位计的转速 ) 值超过 100 万的喷气式发动机轴承的润滑 从 1 个或几个喷嘴加压喷射润 滑油, 使之贯通轴承内部 图 11.8 是常用的喷射供油举例 对着内圈和 保持架引导面喷油 高速运转的情况下, 轴承周围 的空气也与轴承一起旋转, 形成气墙 所以, 润滑 油从喷嘴喷出的速度, 要超过内圈内径面 ( 也是保持架引导面 ) 线速度的 20% 对于同一油量, 喷嘴数量越多, 冷却就越均匀, 效果也越好 油最好采用强制排出的方法, 减少润滑剂的搅拌阻力, 以便有效地散热 油 (a) 油 油 油 (b) (c) 图 11.8 喷射供油法 A 234

235 技术解说 (6) 喷雾供油法 喷雾供油法, 也叫油雾润滑, 是将油雾喷射到 轴承上的润滑方法 其优点如下 : (a) 所需润滑油量少, 搅拌阻力小, 适用于高速旋转 (b) 很少漏油, 所以对轴承周围的污染小 (c) 能够相对容易地不断更新润滑油, 从而延长轴承寿命 因此, 喷雾供油法多用于机床高速主轴 高速泵 轧钢机轧辊轴承等 ( 图 11.9) 另外, 有关大型轴承的喷雾供油法, 请向 NSK 询问 (7) 油气供油法油气供油, 是用定量活塞间歇地将微量润滑油引入一条携带恒定压缩空气流的管路中 润滑油沿着管路流动, 达到恒定流速 油气供油法的主要优点包括 : (a) 供油量少且可以定量管理, 所以能够控制最合适的油量, 发热少, 适用于高速 (b) 连续地微量供油, 轴承温度稳定 而且, 由于润滑油量小, 对周围空气几乎没有污染 图 11.9 喷雾供油法 (c) 一直向轴承供应新的润滑油, 因此, 不用担心油的劣化 (d) 经常向轴承内部送入压缩空气, 内压高, 灰尘及切削液等不易从外部侵入 因此, 油气供油法多用于机床主轴及其它高速旋转的场合 ( 图 11.10) 油气入口 5 处 Oil/air inlets 5 places 油气排出口 2 处 Oil/air discharge ports 2 places 图 油气供油法 A 235

236 润滑 11.3 润滑剂 润滑脂润滑脂是由基础油 增稠剂及添加剂制成的半固态润滑剂 润滑脂的主要种类和一般特性如表 11.2 所示 即使是同一种类的润滑脂, 牌号不同在性能上也会不同, 选择时要注意 名称 ( 通称 ) 增稠剂 锂基润滑脂 锂皂基 (1) 基础油润滑脂的基础油, 使用矿物油或者硅酮油 二酯油等合成油 润滑脂的润滑性能主要取决于基础油的润滑性能, 所以在选择润滑油时, 同样也需重视基础油粘度 一般, 采用低粘度基础油制成的润滑脂更适用于高速 低温的工况, 而采用高粘度基础油制成的润滑脂则更适用于高温及重载荷的工况 但是, 增稠剂也会影响润滑脂的润滑性能 因此, 润滑脂的选择标准不同于润滑油的标准 此外, 需注意酯基润滑脂会造成丙烯酸橡胶材料膨胀, 且硅基润滑脂会导致硅基材料膨胀 基础油性能滴点 C 使用温度范围 C 允许旋转数 % (1) 机械稳定性耐压性耐水性防锈性 矿物油 二酯油 多元酯油 硅酮油 170~ ~ ~210 20~ ~ ~ 良良良 中中弱 良良良 良良劣 (2) 增稠剂润滑脂的增稠剂, 除使用各种金属皂基 硅胶 皂土等无机增稠剂外, 还使用尿素 氟化物等耐热有机增稠剂 增稠剂的种类和润滑脂的滴点关系密切 一 (1) 般, 滴点高的润滑脂使用温度上限也高 然而, 即使使用了高滴点增稠剂, 在基础油耐热性低的情况下, 其使用温度上限也会降低 确定润滑脂可能的使用温度上限时, 应考虑到基础油的耐热性 润滑脂的耐水性取决于增稠剂的耐水性 钠皂基润滑脂或含钠皂的混合基润滑脂, 因在有水或高湿度的环境下会乳化, 所以不适于多水分的环境 此外, 需注意尿基润滑脂会导致氟基材料劣化 注 (1) 润滑脂滴点指用规定小容器加热润滑脂至流动状态滴下的温度 备注 注 广泛应用的通用润滑脂 低温 摩擦特性优良, 常用于小型电机和仪器用小型轴承 但要注意绝缘漆会造成锈蚀 主要用于高温场合, 不适于高速 低速 重载荷条件及滑动接触面积多的轴承 ( 滚子轴承等 ) (1) 所列值为轴承尺寸表中脂润滑额定转速的使用极限, 用 % 表示 (3) 添加剂润滑脂通常包含抗氧化剂 防锈剂 极压剂等添加剂, 以赋予其特殊性能 在承受重载荷时, 建议使用加入极压添加剂的润滑脂 长期不补充润滑脂的情况下, 应使用含有抗氧化剂的润滑脂 (4) 稠度稠度是表示润滑脂 软度 的数值 表 11.3 所示为稠度代号及稠度与工况的关系 A 236

237 技术解说 表 11.2 润滑脂的特性 钠基润滑脂 ( 纤维状润滑脂 ) 钙基润滑脂 ( 杯滑脂 ) 混合基润滑脂 复合基润滑脂 ( 复合润滑脂 ) 无皂基润滑脂 ( 无皂润滑脂 ) 钠皂基 钙皂基 钠 + 钙皂基 锂 + 钙皂基 等 钙复合皂基 铝复合皂基 锂复合皂基 等 尿素 皂土 碳黑 氟化物 耐热性有机化合物等 矿物油矿物油矿物油矿物油矿物油 合成油 ( 酯油 多元酯油 合成烃油 硅酮油 氟基油 ) 170~210 70~90 160~ ~300 > 230 > ~ ~+60 20~+80 20~ ~+130 < ~100 良 劣 良 良 良 良 中 弱 中 ~ 强 中 ~ 强 中 中 劣 良 钠皂基润滑脂为劣 良 良 良 劣 ~ 良 良 中 ~ 良 中 ~ 良 劣 ~ 良 劣 ~ 良 分长纤维状和短纤维状 长纤维的润滑脂不能用于高速场合 对于水 高温条件要注意 包含高粘度矿物油和极压剂 ( 铅皂等 ) 的极压润滑脂, 耐压性强 常用于滚子轴承和大型球轴承 适用于极压应用, 机械稳定性大 以矿物油为基础油的润滑脂, 用于中 高温工况 以合成油为基础的润滑脂, 建议用于低温或高温工况 以硅酮油与氟基油为基础油的润滑脂, 有的防锈性与音响性能较差 备注不同牌号的润滑脂性能的差异很大 表 11.3 润滑脂的稠度和使用条件 稠度代号 稠度 (1) 1/10 mm 355~ ~ ~ ~ ~205 使用条件 ( 用途 ) 集中供脂用 易发生微动磨损时 集中供脂用 易发生微动磨损时 低温用 一般应用 密封球轴承用 一般应用 密封球轴承用 高温用 高温用 脂润滑密封用 注 (1) 稠度 : 规定重量的圆锥体侵入润滑脂的深度, 单位为 1/10mm 数值越大, 润滑脂越软 A 237

238 润滑 (5) 不同润滑脂的混合原则上, 不同牌号的润滑脂不能混合, 混用含有不同种类增稠剂的润滑脂会破坏润滑脂结构以及物理性能 而且, 即使使用同种增稠剂的润滑脂, 也可能会因添加剂不同, 相互造成不良影响 表 11.4 所列为普通工况下, 一般推荐使用的轴承润滑油粘度 作为选择适当润滑油的参考, 图 展示了润滑油温度和粘度的关系, 表 11.5 则列出了润滑油的选择举例 润滑油滚动轴承用润滑油通常为油膜强度高 氧化稳定性能及防锈性能好的高度精炼矿物油或合成油 选择润滑油时, 最重要的是根据运转条件, 选定粘度合适的油 若粘度过低, 不能充分形成油膜, 可能会造成非正常磨损和咬粘 相反, 若粘度过高, 过大的粘性阻力会引起发热和加大动力损耗 通常, 转速高使用低粘度的油 然而, 轴承载荷和尺寸越大, 使用的润滑油粘度越高 表 11.4 轴承类型与润滑油所需的粘度 轴承类型 运转时的动粘度 球轴承 圆柱滚子轴承 13mm 2 /s 以上 圆锥滚子轴承 调心滚子轴承 20mm 2 /s 以上 推力调心滚子轴承 32mm 2 /s 以上 备注 1mm 2 /s=1cst( 厘斯 ) 雷氏粘度 Redwood 赛氏粘度 Saybolt ((Seconds) 秒 ) ((Seconds) 秒 ) 粘 度 Viscosity 40 mm 2 /s A B C D E F G H J K L M N ISO ISO Viscosity 粘度等级 Grade ( 粘度指数 assumed 80) V.I.80 A : VG 7 H : VG 100 B : VG 10 JK : VG 150 C : VG 15 : VG 220 D : VG 22 L : VG 320 E : VG 32 M : VG 460 F : VG 46 N : VG 680 G : VG C F Temperature 温度 Fig 图 Temperature-Viscosity 温度和粘度关系图 Chart A 238

239 技术解说 油的更换周期 油的更换周期, 因工况 油量而异 当在运转温度低于 50 C 且灰尘很少的环境下 使用时, 润滑油可以约一年更换一次 然而, 在油 温约为 100 C 工况下使用时, 则至少要每 3 个月更 换一次润滑油 若可能有水分侵入, 或润滑油可能混入杂质的 情况下, 必须缩短更换周期 与润滑脂相同, 牌号不同的润滑油, 禁止混用 表 11.5 润滑油的选择举例 运转温度转速轻载荷或普通载荷重载荷或冲击载荷 30~ 0 C 额定转速以下 ISO VG 15, 22, 32( 制冷机油 ) 额定转速 50% 以下 ISO VG 32, 46, 68( 轴承油, 涡轮机油 ) ISO VG 46, 68, 100( 轴承油, 涡轮机油 ) 0~ 50 C 额定转速 50% ~100% ISO VG 15, 22, 32( 轴承油, 涡轮机油 ) ISO VG 22, 32, 46( 轴承油, 涡轮机油 ) 额定转速以上 ISO VG 10, 15, 22( 轴承油 ) 额定转速 50% 以下 ISO VG 100, 150, 220( 轴承油 ) ISO VG 150, 220, 320( 轴承油 ) 50~ 80 C 额定转速 50% ~100% ISO VG 46, 68, 100( 轴承油, 涡轮机油 ) ISO VG 68, 100, 150( 轴承油, 涡轮机油 ) 额定转速以上 ISO VG 32, 46, 68( 轴承油, 涡轮机油 ) 额定转速 50% 以下 ISO VG 320, 460( 轴承油 ) ISO VG 460, 680( 轴承油, 齿轮油 ) 80~110 C 额定转速 50% ~100% ISO VG 150, 220( 轴承油 ) ISO VG 220, 320( 轴承油 ) 额定转速以上 ISO VG 68, 100( 轴承油, 涡轮机油 ) 备注 1. 额定转速采用轴承尺寸表所列的数值 2. 参考制冷机油 (JIS K 2211) 轴承油 (JIS K 2239) 涡轮机油 (JIS K 2213) 齿轮油 (JIS K 2219) 3. 若运转温度靠近上表左栏所列温度范围的高温区时, 则选择高粘度油 4. 运转温度低于 -30 C 或高于 110 C 时, 请向 NSK 询问 A 239

240 润滑 11.4 技术数据 润滑脂的牌号与性能 表 11.6 润滑脂的牌号 牌号增稠剂基础油 EA3 GREASE (3) 尿素 聚 α 烯烃油 EA5 GREASE (3) 尿素 聚 α 烯烃油 EA6 GREASE (3) 尿素 聚 α 烯烃油 EA7 GREASE (3) 尿素 聚 α 烯烃油 EA9 GREASE (3) 尿素 聚 α 烯烃油 ENS GREASE (3) 尿素 (4) 多羟酯油 ECE GREASE 锂 聚 α 烯烃油 DOW CORNING (R) SH 44 M GREASE 锂 (5) 硅酮油 NS HI-LUBE 锂 酯油 + 二酯油 (4) LG2 GREASE 锂 聚 α 烯烃油 + 矿物油 LGU GREASE (3) 尿素 聚 α 烯烃油 EMALUBE 8030 (3) 尿素 矿物油 KP1 GREASE 聚四氟乙烯 全氟聚醚油 SHELL ALVANIA GREASE S2 锂 矿物油 SHELL ALVANIA GREASE S3 锂 矿物油 SHELL SUNLIGHT GREASE 2 锂 矿物油 WPH GREASE (3) 尿素 聚 α 烯烃油 NIGLUBE RSH 钠络合物 二醇油 PALMAX RBG 锂络合物 矿物油 MULTEMP PS No.2 锂 聚 α 烯烃油 + 二酯油 MOLYKOTE(R) FS-3451GREASE 聚四氟乙烯 氟硅油 UME GREASE (3) 尿素 矿物油 RW1 GREASE (3) 尿素 矿物油 HA1 GREASE (3) 尿素 醚油 HA2 GREASE (3) 尿素 醚 + 聚 α 烯烃油 KLUBERSYNTH HB (3) 尿素 酯油 NOXLUB KF0921 聚四氟乙烯 全氟聚醚油 ECH GREASE 炭黑 全氟聚醚油 FWG GREASE (3) 尿素 矿物油 + 聚 α 烯烃油 HT1 GREASE (3) 尿素 聚 α 烯烃油 ARAPEN RB320 锂钙 矿物油 SHELL GADUSRAIL S4 HIGH SPEED EUFR 锂 矿物油 注 (1) 若润滑脂用于温度范围上限或下限工况或诸如真空等特殊环境时, 请向 NSK 询问 (2) 短时间运转或冷却条件良好的工况下, 若润滑剂补充适当, 可以超过此极限的速度使用 (3) 脲基润滑脂会导致氟基材料劣化 (4) 酯基润滑脂会导致丙烯酸橡胶材料膨胀 (5) 硅基润滑脂会导致硅基材料膨胀 A 240

241 技术解说 与性能的参考数据 (1) 滴点 ( C) 使用温度范围稠度 ( C) 耐压性 可用极限与所列额定转速之比 ( 脂润滑 ) (2) (%) ~+150 中 ~+160 良 ~+160 中 ~+160 中 ~+140 中 ~+160 劣 ~+120 劣 ~+130 劣 ~+130 劣 ~+ 70 劣 ~+120 中 ~+130 良 60 不适用 ~+200 中 ~+110 中 ~+110 中 ~+110 中 ~+150 中 ~+140 中 ~+130 良 ~+110 劣 100 不适用 285 0~+180 中 ~+130 中 ~+130 中 ~+160 中 ~+170 中 ~+160 中 70 不适用 ~+200 中 70 不适用 ~+260 中 ~+150 中 ~+150 中 ~+ 80 中 ~+110 中 100 A 241

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243 技术解说 12. 轴承材料 12.1 轴承套圈及滚动体材料 A 保持架材料 A 滚动轴承以及轴 / 轴承座材料的特性 A 技术数据 A 各国滚动轴承专用钢材标准对照 A 长寿命轴承钢 (NSK Z 钢 ) A 轴承钢的尺寸稳定性 A 滚动轴承的疲劳解析 A 254 (1) 疲劳度测定 A 254 (2) 表面疲劳与内部疲劳 A Hi-TF 轴承与 Super-TF 轴承 A 258 (1) 基于长寿命技术的 Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承 A 258 (2) TF 技术 A 258 (3) Hi-TF 轴承与 Super-TF 轴承的材料特性 A 259 (4) 异物侵入润滑条件下的寿命 A 260 (5) 清洁润滑条件下的寿命 A 260 (6) 边界润滑条件下的寿命 A 261 (7) 耐磨损性和抗咬粘性 A 261 (8) 耐热性 A 轴承材料中代表性聚合物的物理特性 A 尼龙保持架材料的特性 A 保持架用耐热树脂材料 A 266 A 243

244 轴承材料 12. 轴承材料 滚动轴承的套圈和滚动体, 承受很高的循环 接触应力, 同时伴有少量滑动 保持架与套圈和滚 子或其中之一滑动接触, 并同时承受拉应力和压应力 因此, 轴承套圈 滚动体及保持架所使用的材料应具有以下性能 : 轴承套圈与滚动体材料所要求的性能 滚动疲劳强度大 硬度高 耐磨损 尺寸稳定性好 机械强度大 保持架材料所要求的特性 12.1 轴承套圈及滚动体材料轴承套圈及滚动体通常使用高碳铬轴承钢 ( 表 12.1) 大部分 NSK 轴承采用表 12.1 所示 JIS 钢种中的 SUJ2, 大型轴承一般使用 SUJ3 SUJ2 的化学成分与美国 AISI 德国 DIN 100 Cr6 以及英国 BS 535A99 的规定大致相同 轴承需要承受较大的冲击载荷时, 常使用铬钢 铬钼钢 镍铬钼钢等 该等钢在渗碳至合适深度并具备足够的表面硬度, 因此比普通的渗碳轴承钢具有更好的耐冲击性 一般渗碳轴承钢的化学成分, 如表 12.2 所示 此外, 根据具体用途, 还需要易加工 抗冲击 耐高温 耐腐蚀等性能 规格 牌号 表 12.1 高碳铬轴承钢的化学成分 ( 主要成分 ) 化学成分 (%) C Si Mn P S Cr Mo JIS G 4805 SUJ ~ ~ 以下 以下 以下 1.30~1.60 SUJ ~ ~ ~ 以下 以下 0.90~1.20 SUJ ~ ~ 以下 以下 以下 1.30~ ~0.25 ASTM A ~ ~ ~ 以下 以下 1.35~ 以下 规格 牌号 表 12.2 渗碳轴承钢的化学成分 ( 主要成分 ) 化学成分 (%) C Si Mn P S Ni Cr Mo JIS G 4052 SCr 420 H 0.17~ ~ ~ 以下 以下 0.25 以下 0.85~1.25 SCM 420 H 0.17~ ~ ~ 以下 以下 0.25 以下 0.85~ ~0.35 SNCM 220 H 0.17~ ~ ~ 以下 以下 0.35~ ~ ~0.30 SNCM 420 H 0.17~ ~ ~ 以下 以下 1.55~ ~ ~0.30 JIS G 4053 SNCM ~ ~ ~ 以下 以下 4.00~ ~ ~0.30 ASTM A H 0.17~ ~ ~ 以下 以下 0.35~ ~ ~ H 0.17~ ~ ~ 以下 以下 1.55~ ~ ~ H 0.07~ ~ ~ 以下 以下 2.95~ ~ ~0.15 表 12.3 高温轴承高速钢的化学成分 ( 主要成分 ) 化学成分 (%) 规格牌号 C Si Mn P S Cr Mo V Ni Cu Co W AISI M ~ 以下 0.35 以下 以下 以下 3.75~ ~ ~ 以下 0.10 以下 0.25 以下 0.25 以下 A 244

245 技术解说 NSK 采用的是经真空脱气处理的高纯度轴承 钢, 氧含量低 通过将该材料与合适的热处理相结 合, 轴承的滚动疲劳寿命得到了显著提高 对于特殊用途轴承, 可能需要使用耐热性优良 的高速轴承钢以及耐腐蚀性良好的不锈钢 该等特 殊材料的化学成分如表 12.3 与表 12.4 所示 12.2 保持架材料表 12.5 中所示的低碳钢是轴承用冲压保持架 的主要材料 有时也使用黄铜板或不锈钢板 车制 保持架的材料使用高强度黄铜 ( 表 12.6) 或碳钢 ( 表 12.5), 此外, 有时还使用合成树脂 规格 牌号 表 12.4 滚动轴承用不锈钢的化学成分 ( 主要成分 ) 化学成分 (%) C Si Mn P S Cr Mo JIS G 4303 SUS 440 C 0.95~ 以下 1.00 以下 以下 以下 16.00~ 以下 SAE J C 0.95~ 以下 1.00 以下 以下 以下 16.00~ 以下 表 12.5 保持架用钢板及碳钢的化学成分 ( 主要成分 ) 化学成分 (%) 分类规格牌号 C Si Mn P S JIS G 3141 SPCC 0.12 以下 0.50 以下 0.04 以下 以下冲压保持架用钢板 BAS 361 SPB ~ 以下 0.25~ 以下 以下 JIS G 3311 S 50 CM 0.47~ ~ ~ 以下 以下 车制保持架用碳钢 JIS G 4051 S 25 C 0.22~ ~ ~ 以下 以下 备注表中的 BAS 为日本轴承工业协会标准 表 12.6 车制保持架用高强度黄铜的化学成分 ( 主要成分 ) 化学成分 (%) 规格牌号杂质 Cu Zn Mn Fe Al Sn Ni Pb Si CAC301 JIS H ~ ~ ~ ~ ~ 以下 1.0 以下 0.4 以下 0.1 以下 (HBsC 1) JIS H 3250 C ~60.5 剩余部分 0.5~ ~ ~ 以下 备注也使用将 HBsC 1 改良过的材料 A 245

246 轴承材料 12.3 滚动轴承以及轴 / 轴承座材料的特性 滚动轴承必须能够承受重载荷 能高速运转且 经久耐用 而要充分发挥轴承性能, 熟悉轴及轴承 座的材料特性也很重要 表 12.7 列举了代表性滚动轴承以及轴 / 轴承座 材料的物理和机械特性, 以供参考 用途 材料 SUJ2 淬火 回火 热处理 SUJ2 球化退火 SCr420 淬火 低温回火 轴承 SAE4320 (SNCM420) SNCM815 淬火 低温回火淬火 低温回火 SUS440C 淬火 低温回火 SPCC 退火 S25C 退火 CAC301 (HBsC1) S45C 淬火,650 C 回火 SCr430 淬火,520~ 620 C 急冷 SCr440 淬火,520~ 620 C 急冷 轴 SCM420 淬火,150~ 200 C 空冷 SNCM439 淬火,650 C 回火 SC46 正火 SUS420J C 油冷, 400 C 空冷 FC200 铸造 FCD400 铸造 轴承座 A1100 AC4C 退火 铸造 ADC10 铸造 SUS304 退火 注 * JIS 标准值或参考值 ** 通常以洛氏 C 标度表示, 为供比较, 特换备注 SUJ2 和 SCr420 的比例极限, 分别为 833 MPa A 246

247 技术解说 表 12.7 滚动轴承以及轴 / 轴承座材料的物理和机械特性 密度 g/cm 3 比热 KJ/ (kg K) 导热性 W/ (m K) 电阻率 μω cm 线膨胀系数 (0~100 C) 10 6 / C 杨氏模量 MPa {kgf/ mm 2 } 屈服点 MPa {kgf/ mm 2 } {140} {43} {21 200} {90} {92} {20 400} {21 000} {190} 323 {33} {10 500} {21 100} {21 100} 440 {45} * 637 {65}( 以上 ) * 784 {80}( 以上 ) {21 100} 920 {94} 抗拉强度 MPa {kgf/ mm 2 } ~1 960 {160 ~200} 647 伸长率 % 0.5 以下 硬度 HB 650~ 740 {66} {125} {103} 16 ** 293 ~375 * {110}( 以上 ) * 12( 以上 ) * 311 ~ {200} ** 580 * 275 {28}( 以上 ) * 32( 以上 ) 431 {44} * 431 {44}( 以上 ) * 20( 以上 ) 735 {75} * 784 {80}( 以上 ) * 18( 以上 ) * 229 ~293 * 930 {95}( 以上 ) * 930 {95}( 以上 ) * 13( 以上 ) * 14( 以上 ) * 269 ~331 * 262 ~ {105} 备注 高碳铬轴承钢 2 号 铬钢 镍铬钼钢 马氏体不锈钢冷轧钢板机械结构用碳钢 超强黄铜铸件 机械结构用碳钢 铬钢 铬钼钢 镍铬钼钢 ~ {21 000} {20 400} 294 {30} {147} {10 000} {17 200} {7 200} {7 350} {7 240} {19 700} * 250 {26}( 以上 ) 34 {3.5} 88 {9} 167 {17} 245 {25} 520 {53} 低碳铸钢 马氏体 {168} 不锈钢 * 200 灰口铸铁 {20}( 以上 ) * 217 以下 * 400 {41}( 以上 ) * 12( 以上 ) * 201 以下 78 {8} {17} {33} {60} 球墨铸铁 工业用纯铝砂型铸造用铝合金压铸用铝合金奥氏体不锈钢 算为布氏硬度 {85 kgf/mm 2 } 和 440 MPa {45 kgf/mm 2 } A 247

248 轴承材料 12.4 技术数据 各国滚动轴承专用钢材标准对照 作为重要的机械零部件, 滚动轴承的尺寸系列 已经实现国际标准化,ISO 683/17( 热处理钢 合 金钢及易切削钢 / 第 17 部分球轴承及滚子轴承专用钢材 ) 中对其所用的材料也进行了规定 但是各国规格体系中, 虽已将轴承材料纳入标准, 但也不乏企业自行修订的情况 近年以来, 使用轴承的商品加快了国际化的步伐, 有诸多场合需要将各国的钢材标准加以对照, 为此, 特将具有代表性的轴承钢的标准对照 差异及特点列举于后 ( 表 表 12.9) JIS G 4805 ASTM 其他主要国家标准 SUJ SUJ2 A Cr6 (DIN) 100C6 (NF) 535A99 (BS) 表 12.8 SUJ3 A Grade1 A Grade2 SUJ4 SUJ5 A Grade3 注备注 *1:P 0.025, S ASTM : 美国材料试验协会 JIS G 4052 G 4053 SCr420H SCM420H ASTM A H 4118H C 0.17~ ~ ~ ~0.23 SNCM220H SNCM420H SNCM H 4320H 9310H 0.17~ ~ ~ ~ ~ ~0.13 注 *2:P 0.030, S *3:P 0.025, S A 248

249 技术解说 高碳铬轴承钢适用的国家标准与化学成分 化学成分 (%) C Si Mn Cr Mo 其他 0.95~ ~ ~1.20 * ~ ~ ~ ~ * 1 应用 一般不大使用 备注 标准范围稍有差异, 但属同一钢种 0.95~ ~ ~1.60 * ~ ~ ~ ~ P S ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ P S ~ ~ ~ ~1.60 * 1 轴承钢的代表性钢种, 用于小型和中型轴承 0.95~ ~ ~ ~1.20 * ~ ~ ~ ~ P 大型轴承用 S ~ ~ ~ ~ P S ~ ~ ~ ~0.25 * 1 极少使用 标准范围稍有差异, 但属同一钢种 SUJ3 与 Grade1 虽属同一钢种, 但 Grade2 的淬透性比 SUJ3 好 淬透性比 SUJ2 好 0.95~ ~ ~ ~ ~0.25 * ~ ~ ~ ~ ~0.30 P S 特大型轴承用 Grade3 相当于 SUJ5, 但 Grade3 的淬透性比 SUJ5 好 标准, DIN : 德国标准化协会标准, NF : 法国标准, BS : 英国标准表 12.9 JIS,ASTM 渗碳轴承钢标准对照与化学成分化学成分 (%) Si Mn Ni Cr Mo 其他 应用 备注 0.15~ ~ ~ ~ ~ ~1.00 * 2 * 3 小型轴承用 属于类似钢种 0.15~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~0.15 * 2 * 3 小型轴承用虽为类似钢种, 但 4118H 淬透性比 SCM420H 差 0.15~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~0.25 * 2 * 3 小型轴承用标准范围稍有差异, 但属同一钢种 0.15~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~0.30 * 2 * 3 中型轴承用标准范围稍有差异, 但属同一钢种 0.15~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~0.15 * 2 * 3 大型轴承用 属于类似钢种 A 249

250 轴承材料 长寿命轴承钢 (NSK Z 钢 ) 众所周知, 滚动轴承所用高碳铬轴承钢 (SUJ2, SAE52100) 的滚动疲劳寿命很大程度上受非金属 夹杂物影响 非金属夹杂物大致分为三类 : 硫化物类 氧化 物类及氮化物类 大量寿命试验表明氧化物类非金 属夹杂物对滚动疲劳寿命的危害较大 图 12.1 表示氧化物类非金属夹杂物含量的物 理参数 ( 含氧量 ) 与寿命的关系 为降低氧化物类非金属夹杂物的含量, 通过 显著减少 Ti S 等杂质, 尽可能控制钢中的含氧量, 得到的长寿命钢材称为 Z 钢 Z 钢是 NSK 根据大量寿命试验数据, 与钢 厂联手改进炼钢设备 炼钢条件而取得的成果 图 12.2 所示为过去 25 年 NSK 轴承钢中含氧量 的变化 图 12.2 中的钢样寿命试验结果见图 12.3 随 着钢中的含氧量降低, 寿命呈现延长趋势, 优质 Z 钢的寿命达到了传统脱气钢的 1.8 倍 寿命 L 10 转 Z 钢真空脱气轴承钢 钢中氧含量 ppm 图 12.1 轴承钢中含氧量与寿命的关系 ppm ( 大气熔炼钢 ) ( ) 寿命试验样品 ( 早期真空脱气钢 ) 钢中氧含量 真空脱气 轴承钢 (MGH 真空脱气钢 ) ( Z 钢 ;Z 级真空脱气钢 ) RH 真空脱气 RH 化率 100% 改善钢炉与操作条件 连续铸造与钢包精炼炉 年度 图 12.2 NSK 轴承钢中含氧量的变化 A 250

251 技术解说 % 累计破损概率 应力循环次数 转 分类 试验数量破损数量 韦布尔斜率 大气熔炼钢 真空脱气钢 L10 L50 MGH 真空脱气钢 Z 钢 备注 图表中标有 的轴承尚未结束试验 图 12.3 轴承钢推力寿命试验结果 A 251

252 轴承材料 轴承钢的尺寸稳定性 滚动轴承的尺寸在使用中逐渐发生的变化, 称 为时效变形 时效变形会引起内圈膨胀, 轴与内圈 之间的过盈量减少, 轴与内圈发生相对滑动这种蠕变现象, 轴承就会由发热升级为咬粘, 对整台机器造成重大损伤 因此, 有些运行工况也要求采取适当措施, 以应对轴承发生时效变形 轴承之所以发生时效变形, 是由于热处理后钢中残余奥氏体发生了长期热解, 随着相变的进行, 轴承渐渐膨胀起来 因此, 轴承的尺寸稳定性根据轴承热处理时的回火温度和轴承工作温度的不同而不同 回火温度越高, 轴承的尺寸稳定性越好 ; 而轴承的工作温度越高, 残余奥氏体热解趋势越强 图 12.4 所示为温度对轴承尺寸稳定性的影响 右图以对轴直径的百分比罗列了各公差段内的轴与内圈的过盈量 由图 12.4 可知, 轴承温度越高, 对轴承尺寸稳定性越不利 可以料想, 在此工况之下, 轴与常规轴承内圈的过盈量会逐渐变小 所以, 需要使用经过尺寸稳定化处理的轴承, 以防配合面松动 % 常规轴承 尺寸稳定化处理轴承 尺寸变化率 轴承温度 总时间 h 图 12.4 轴承温度与尺寸变化率 A 252

253 技术解说 轴承温度较高时, 内圈可能会发生蠕变, 故而, 在轴承选型时应当注意, 最好事先咨询 NSK 过盈量 / 轴径,% A 253

254 轴承材料 滚动轴承的疲劳解析要想预测滚动轴承的疲劳寿命, 判断剩余寿命, 就需了解所有的轴承疲劳破坏现象, 而在实现预测和判断之前需要花费一定的时间 然而, 由于滚动疲劳是在接触点的压应力下发生的疲劳, 要达到破损将发生极大的材料变化 通常情况下, 可以通过检测材料变化来判断轴承的疲劳度 然而, 由于滚道表面缺陷引起的早期裂纹或滚道面受到化学腐蚀的情况, 该判断方法则失效 在这两种情况下, 裂纹的扩展都早于材料变化 图 12.6 是这些数据的归纳 由于数据反应了疲劳现象的复杂性, 所以比较离散 不过, 由于疲劳度指数与耐久试验时间或使用时间存在关联性 在允许存在一定误差的情况下, 可以对疲劳度作出量化判断 图 12.6 所示的 内部疲劳 是指由内部剪切应力引起疲劳的情况 表面疲劳 是指由于润滑油被污染或油膜断裂而使表面疲劳早于内部疲劳发生, 且比后者更为严重的情况 (1) 疲劳度测定轴承的疲劳过程, 可通过采用 X 光测量滚道面的残余应力 衍射线半高宽 残留奥氏体量的变化来掌握 这些数值随着疲劳加剧会出现图 12.5 所示的变化 由于残余应力会在疲劳初期增大并趋近饱和值, 故而, 可用于检测轻微疲劳 但在疲劳度较大的区段里, 衍射线半高宽与残留奥氏体量的变化则与疲劳度的加剧有一定的关联 将这些 X 光的测试值归纳为一个参数 ( 疲劳度指数 ), 就找到了与轴承耐久试验时间的关系 NSK 使用多套球轴承 圆锥滚子轴承及圆柱滚子轴承在各种载荷条件 润滑条件之下, 进行了耐久试验并积累了测量数据 同时, 还对实际工况的轴承反复进行了测量 A 254

255 技术解说 半高宽变化量 残留奥氏体变化量 残余应力变化量 残余应力 残留奥氏体 半高宽 耐久时间 破损 h 图 12.5 X 射线测量值的变化 内部疲劳 疲劳度指数 表面疲劳 疲劳扩展度 % ( 破损 ) 图 12.6 疲劳扩展度与疲劳度指数 A 255

256 轴承材料 (2) 表面疲劳与内部疲劳 由于滚动轴承具有十分光滑的超精加工面, 能 形成较好的润滑条件 故而, 以前总认为滚道面次 表层的内部剪切应力决定轴承的破损 滚动接触造成的剪切应力, 在表层下一定深 度处达到最大, 导致该处最先出现裂纹 ( 发生破损的原因 ) 已经证实, 当滚道因这种内部疲劳而发生破损时, 沿深度方向测量疲劳度指数, 结果如图 12.7 的球轴承示例所示, 疲劳度指数随剪切应力的理论计算值升高而增大 图 12.7 所示的疲劳度曲线大都是润滑条件良好, 滚动接触点上存在足够厚的油膜的情况 轴承样本中所列的基本额定动载荷, 是根据轴承因这种内部疲劳而发生破损时的数据加以规定的 图 12.8 所示是在油膜形成不足的润滑条件下, 进行耐久试验的圆柱滚子轴承实例 可以看出, 在达到计算寿命之前, 表面疲劳度早已经加剧了 在该试验中, 早在内部疲劳度加剧以前, 轴承就已全部破损 轴承由于此种表面疲劳而发生破损, 大都归因于润滑条件, 诸如润滑剂粘度过低, 导致油膜形成不足 ; 润滑剂中混进异物或者水分等 当然, 表面疲劳引起的轴承破损, 是在内部疲劳所致破损之前发生的 在众多机械设备所使用的轴承中, 容易引起表面疲劳的工况较多 早在决定轴承自然寿命的内部疲劳引起破损以前, 就因表面疲劳而破损的情况不乏少数 对机械设备实际使用的轴承进行疲劳分析发现, 绝大多数不是内部疲劳形式, 而是呈现图 12.8 中所示的表面疲劳形式 因此掌握了实际使用的轴承疲劳度分布, 不仅能够了解轴承剩余寿命, 而且还能获得润滑条件 载荷条件等方面的有用信息 A 256

257 技术解说 试样耐久时间,h 疲劳度指数 球轴承 试样 表层深度油膜参数最大剪切应力深度位置 mm 图 12.7 内部疲劳的演变过程 试样耐久时间,h 疲劳度指数 圆柱滚子轴承 试样 表层深度 mm 图 12.8 表面疲劳的演变过程 A 257

258 轴承材料 Hi-TF 轴承与 Super-TF 轴承 (1) 基于长寿命技术的 Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承 为延长轴承使用寿命,NSK 一直致 力于分析轴承疲劳的机制, 并对材料 热处理工艺和工况等各方面进行了研究和开发 我们的研究团队为延长轴承寿命所采取的一系列举措详情请参见图 12.9 其中 Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承中所采用的技术旨在最大化延长轴承在表面起源型剥落条件下的寿命 VIM-VAR Z HI-TF SUPER-TF 图 12.9 延长轴承使用寿命的举措 (2) TF 技术轴承可能在清洁或有异物侵入的环境下运行, 而 NSK 独自研发的热处理工艺就是针对在有异物侵入的环境下的轴承长寿命化技术即 TF 技术, 异物侵入导致的压痕往往就是表面剥落的起源 如图 所示, 应力会集中在这些压痕周围, 并最终导致表面起源型剥落 压痕周围的应力集中可用公式 [P/P 0 (r/c) 0.24 ] 表示, 式中, r 为压痕边缘处的半径, 2c 是压痕边缘间的宽度 r/c 值越大, 应力集中越小, 轴承的使用寿命也就越长 NSK 在世界上率先研究了可减小应力集中的材料技术 如图 所示, 研究表明增加残留奥氏体量可有效减小应力集中 N SK 为了优化轴承材料中残留奥氏体量而开发出了一种独特的热处理工艺 TF 技术 P/P 0 值 P/P0 value c X0 r P0 2c 2b x r 压痕边缘 Defect Shoulder 任意光滑 Arbitrary Smooth 轮廓 Profile P 0 无限远处的应力 Stress at Infinity 2b: 接触应力不起作用的范围 range over which contact pressure (mm) does not act (mm) 2c: 表面压痕两边缘间的宽度 shoulder-to-shoulder width of surface (mm) dent (mm) P 0: contact 无压痕时的接触应力 pressure without dent (MPa) P: contact 有压痕时的接触应力 pressure with dent (MPa) r : radius 表面压痕边缘处的曲率半径 of curvature of surface dent (mm) x / b 图 表面压痕周围的应力集中 0.6 r/c r/c value 值 Retained 残留奥氏体含量 austenite level, % 图 r/c 值与残留奥氏体量的关系 % A 258

259 技术解说 (3) Hi-TF 轴承与 Super-TF 轴承的材料特性 NSK 开发的 Hi-TF 轴承以及 Super-TF 轴承系列具有比 TF 轴承更长的寿命 正如我们所看到的, 实现异物侵入条件下轴承长寿命的方法便是减少边缘肩部位置的应力集中 为了增大 r/c 值, 可以从材料技术和热处理技术两方面出发来研制同时含有较多残留奥氏体又具有高硬度的材料 然而, 残留奥氏体本身较软, 能够降低轴承材料的硬度 为了满足提高轴承材料硬度以及增加残留奥氏体量这两个看似矛盾的需求, 我们决定采用一种能促进碳化物和氮化物在轴承材料内均衡分布的技术 出于这一目的,NSK 研发出了一种新型钢, 其中加入了适量可促进碳化物形成所需元素, 并开发出了全球首个碳氮共渗热处理方法, 强制析出细小的碳化物和氮化物 Hi-TF 轴承采用了一种新型钢, 其中添加了特定量的铬 Super-TF 轴承采用了一种添加了特定量的铬和钼的新型钢 图 和 所示分别为 Super-TF 轴承和普通渗碳钢轴承结构中碳化物分布结果分析图 显然,Super-TF 轴承含有更多的细小碳化物和氮化物颗粒 图 表明形成的更细碳化物和碳氮化物颗粒使得 Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承的硬度和残留奥氏体量都高于 TF 轴承 因此,Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承的 r/c 值也就更大 ( 图 ) Number 个数 400 Number 个数 Super-TF Bearing 轴承 300 Ordinary 普通渗碳钢轴承 carburized steel mm 碳化物 氮化物尺寸 Carbide size (mm) 图 Super-TF 轴承内碳化物和碳氮化物颗粒尺寸分布 mm Carbide 碳化物尺寸 size (mm) 图 普通渗碳钢轴承内碳化物颗粒尺寸分布 Vickers hardness, HV HV 800 维氏硬 700 度 Range TF 轴承范围 of TF Bearings Super-TF Hi-TF TF r/c value r/c 值 Super-TF Hi-TF TF SUJ2 R=32% Hv=802 R=32% Hv=772 R=33% Hv=716 R=10% Hv= Retained 残留奥氏体含量 austenite level, % % 图 材料硬度和残留奥氏体量的关系 Number 应力循环次数 of stress, cycles 图 重复应力下 r/c 值的变化 A 259

260 轴承材料 (4) 异物侵入润滑条件下的寿命表 与图 显示的是 NSK 圆锥滚子轴承 L44649/10 在异物侵入润滑条件下进行寿命试验的结果 设此类普通渗碳钢轴承的寿命为 1, 则 TF Hi-TF 和 Super-TF 轴承的 L10 寿命分别为 及 10.2( 表 12.10) 因此,Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承的寿命分别是普通渗碳钢轴承的 7 倍多和 10 倍多 轴承寿命一般会受到使用条件以及润滑剂污染度的影响 如果润滑剂受到污染, 轴承寿命可能降至样本记载寿命的 1/5 在异物侵入润滑条件下延长轴承寿命后, Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承的使用寿命首次超过现有产品样本记载寿命 3 2 寿命比 1 Service life ratio 0 % Super-TF Hi-TF SUJ2 TF Ordinary carburized 普通渗碳钢 steel Service 异物侵入的润滑条件下的寿命 life under contaminated lubrication Catalog 样本寿命 life 图 异物侵入的润滑条件下的寿命比较 普通渗碳钢 TF Hi-TF Super-TF 表 圆锥滚子轴承 L44649/10 的使用寿命对比 Percent failed, % 破损率 试验条件 Test conditions P/C=0.43 Oil 油浴 bath Speed 转速 : 4000min 1 Debris: 碎片 : 硬度 Hardness 870HV 870HV 尺寸 Size 74~147μm to 147µm 约 Amount 150 ppm 150 ppm 普通渗碳钢 Ordinary carburized steel TF Hi-TF Super-TF Service 寿命 life, h h 图 L44649/10 轴承在异物侵入的润滑条件下的寿命 (5) 清洁润滑条件下的寿命图 所示为深沟球轴承 6206 在清洁润滑条件下的寿命试验结果 在清洁润滑条件下, Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承的寿命要稍长于 SUJ2 轴承 清洁润滑条件下轴承寿命的最重要影响因素为钢材的清净度, 清净度越高的材料, 寿命才能越长 Percent failed, % 破损率 % 试验条件 Test condition P/C=0.71 清洁油浴润滑 Clean oil bath N=3900min 1 SUJ2 (n=53) Hi-TF (n=31) Super-TF (n=20) Service 寿命 life, h h 图 轴承在清洁润滑条件下的寿命试验 A 260

261 技术解说 (6) 边界润滑条件下的寿命在 EHL 油膜形成不足的边界润滑条件下, 会发生金属与金属直接接触的情况, 从而缩短轴承寿命 图 所示为在代表油膜厚度与表面粗糙度之比的油膜参数 Λ 很小的情况下 (Λ=0.3) 进行寿命试验的结果 当 Λ 值非常小时, 就会出现微小剥皮的损伤 ( 如图 所示 ), 但由于 Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承减小了接触区域突出部位的应力集中, 因此使得其寿命分别约为普通渗碳钢轴承的 4.7 倍和 5.5 倍 Percent failed, % 破损率 % 试验条件 Test conditions Pmax=4400MPa 油浴 Oil bath,,λ=0.3 =0.3 转速 Speed min rpm 1 球运动方向 Number 应力循环次数 of stress, cycles SUJ2 普通渗碳钢 Ordinary carburized steel Hi-TF Super-TF 图 边界润滑条件下的寿命试验 (7) 耐磨损性和抗咬粘性增加轴承材料中细小碳化物和氮化物含量的目的除了延长轴承在异物侵入润滑条件下的寿命外, 另一目的便是提高轴承的耐磨损性和抗咬粘性 图 所示为 Sawin 型磨损试验的结果, 显示了不同轴承材料的相对磨损程度及咬粘限值 试验表明 Hi-TF 轴承以及 Super-TF 轴承的耐磨损性优于 SUJ2 钢轴承和 TF 轴承 Hi-TF 轴承和 Super-TF 轴承的抗咬粘性也要比 SUJ2 钢轴承和 TF 轴承分别高出 20% 和 40% Relative degree of wear 相对磨损度 (x10 8 mm 3 /N mm) 4 SUJ2 TF Hi-TF 3 Super-TF μm 图 剥皮损伤 Seizure 咬粘限值 limit Seizure 咬粘限值 limit Seizure 咬粘限值 limit Friction 摩擦速度 speed (m/sec) m/sec 图 耐磨损性对比 (8) 耐热性图 所示为球轴承 6206 在 160 清洁润滑条件下进行寿命试验的结果 试验结果表明 Super-TF 轴承 ( 高温回火品 ) 的使用寿命约为 SUJ2X26 钢轴承的 4 倍 Percent failed, % % 破损率 10 5 SUJ2X26 Super-TF High ( 高温规格 temperature ) spec Test 试验条件 condition P/C=0.71 Clean 清洁油浴润滑 oil bath N=3900min rpm 1 Test 试验温度 temperature Service 寿命 life, h h 图 在高温清洁润滑条件下的寿命试验 A 261