第4篇軸、軸承、聯(lián)軸器

第16章軸§16.1概述§16.2軸的結(jié)構(gòu)設計§16.3軸的強度計算§16.4軸的剛度計算§16.5軸的臨界轉(zhuǎn)速§16.6提高軸的強度、剛度和減輕重量的措施

第4篇軸、軸承、聯(lián)軸器§16.1概述按軸線形狀分直軸曲軸光軸階梯軸16.1.1軸的分類軸的主要功用是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。根據(jù)軸的承載能力分為：轉(zhuǎn)軸、心軸、傳動軸表16.1轉(zhuǎn)軸：同時承受彎矩和扭矩的軸。如減速器的軸。心軸：只受彎矩，不受轉(zhuǎn)矩。如火車車輪軸。傳動軸：主要受轉(zhuǎn)矩，不受彎矩或彎矩很小。如汽車的傳動軸。

16.1.2軸的材料主要采用：碳素鋼和合金鋼碳素鋼：最常用45鋼。進行調(diào)質(zhì)或正火處理，不重要的或受力較小的軸可以使用Q235～Q275。碳素鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性比較低，適用于一般要求的軸。合金鋼：可傳遞大功率并要求減小質(zhì)量和提高軸徑耐磨性時采用。合金鑄鐵或球墨鑄鐵：可用于制造外形復雜的軸，且具有價廉、良好的吸振性和耐磨性，以及對應力集中的敏感性較低等優(yōu)點，但是質(zhì)較脆。

16.1.3軸設計的主要問題軸的承載能力驗算：指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的驗算。在結(jié)構(gòu)設計上應滿足的要求：1）軸向定位；2）周向定位；（軸和軸上零件要有準確、牢固的工作位置）3）耐磨性；4）軸應具有良好的制造工藝性等；5）對重型軸還須考慮毛坯制造、探傷、起重等問題；6）盡量避免應力集中；7）軸上零件裝拆、調(diào)整方便。軸的結(jié)構(gòu)工藝性在滿足使用要求的前提下，軸的結(jié)構(gòu)越簡單，工藝性越好。軸的加工工藝要求：1）為了便于裝配零件并去掉毛刺，軸端應制出45°的倒角；需要磨削的軸端，應留有砂輪越程槽；需要切制螺紋的軸段，應留有螺紋退刀槽等。2）同一根軸上的多個鍵槽應安排在同一條加工母線上；為了減少加工刀具，倒角、過渡圓弧半徑、鍵槽相應尺寸應盡量一致（減少換刀次數(shù)）。16.2.1軸的毛坯尺寸較小的軸：圓鋼車制尺寸較大的軸：鍛造毛坯軸一般是實心軸，有特殊要求時也可制成空心軸，如航空發(fā)動機的主軸。16.2.2軸徑、軸頭、軸身軸主要由：軸徑、軸頭、軸身三部分組成。軸徑：軸上被支承部分。軸頭：安裝輪轂部分。軸身：聯(lián)接軸徑和軸頭的部分?！?6.2軸的結(jié)構(gòu)設計16.2.3軸上零件的定位1.軸上零件的軸向固定軸肩、擋圈、圓螺母、套筒、圓錐形軸頭等。注意：軸段長度應比相配合的輪轂長度短（2～4）mm。為了使軸上零件與軸肩端面緊密貼合，應保證軸的圓角半徑ra、輪轂孔的倒角高度C（或圓角半徑r）、軸肩高度a之間有下列關(guān)系：

ra<C<a

ra<r<a2.軸上零件的周向固定鍵、花鍵、成形、彈性環(huán)、銷、過盈等聯(lián)接。16.2.4結(jié)構(gòu)草圖畫法各軸轂直徑和長度的確定

例1首先按軸所受的扭矩估算軸徑，作為軸的最小軸徑dmin。有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑。安裝標準件的軸徑，應滿足裝配尺寸要求。有配合要求的零件要便于裝拆。應保證軸上零件能可靠的軸向固定。§16.3軸的強度計算有三種方法：許用切應力計算、許用彎曲應力計算、安全系數(shù)校核計算。許用切應力計算：只需知道轉(zhuǎn)矩的大小，方法簡便，但精度低。應用情況：1）傳遞以轉(zhuǎn)矩為主的傳動軸；2）初步估算軸徑以便進行結(jié)構(gòu)設計；3）不重要的軸。許用彎曲應力計算：先知道作用力的大小和作用點的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數(shù)。先按轉(zhuǎn)矩估算軸徑，并進行軸的結(jié)構(gòu)設計，畫出軸的彎扭合成圖；然后計算危險截面的最大彎曲應力。安全系數(shù)校核計算：計算精度高，但計算較復雜。C-查表16.2當軸上有鍵槽時，應適當增大軸徑：單鍵增大3﹪，雙鍵增大7﹪。16.3.1按許用切應力計算16.3.2

按許用彎曲應力計算強度條件計算計算順序：1）畫出軸的空間受力簡圖。2）分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖。3）作出合成彎矩圖。4）作出轉(zhuǎn)矩圖。5）繪出當量彎矩圖。計算應滿足下列條件：16.3.3

安全系數(shù)校核計算（略）例2例1'：有一傳動軸，由電動機帶動，已知傳遞的功率P=10KW，轉(zhuǎn)速n=120r/min，試估算軸的直徑。例2'：兩級標準圓柱齒輪減速器輸出軸的結(jié)構(gòu)。已知齒輪分度圓直徑d=332mm，作用在齒輪上圓周力Ft=7780N，徑向力Fr=2860N

，軸向力Fa=1100N

，單向工作。支點與齒輪中點的距離L1=140mm

，

L2=80mm

。受力簡圖如圖所示。求：（1）計算支承反力；（2）畫出軸的彎矩圖、合成彎矩圖及轉(zhuǎn)矩圖；（3）指出危險剖面的位置。作業(yè)：一直齒圓柱齒輪減速器，小齒輪Z1=18，大齒輪Z2=82，模數(shù)m=4mm，傳動功率P=4KW，電動機轉(zhuǎn)速n=1470r/min，大小齒輪嚙合效率η=0.95，大齒輪與軸用單鍵周向固定，試確定大齒輪所在軸各段的最小直徑。§16.5軸的臨界轉(zhuǎn)速軸的振動：軸的轉(zhuǎn)速達到一定值時，運轉(zhuǎn)便不穩(wěn)定而發(fā)生顯著的反復變形，這現(xiàn)象稱為軸的振動。軸是一彈性體，旋轉(zhuǎn)時，會產(chǎn)生彎曲振動、扭轉(zhuǎn)振動及縱向振動。當軸的振動頻率與軸的自振頻率相同時，就會產(chǎn)生共振。軸的臨界轉(zhuǎn)速：共振時軸的轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速。臨界轉(zhuǎn)速可以有很多個，其中一階臨界轉(zhuǎn)速下振動最為激烈，最為危險。剛性軸：工作轉(zhuǎn)速低于一階臨界轉(zhuǎn)速的軸。撓性軸：工作轉(zhuǎn)速超過一階臨界轉(zhuǎn)速的軸。

一般情況下，應使軸的工作轉(zhuǎn)速n<（0.75～0.8）ncr1

，或1.4ncr1≤n≤0.7ncr2

。滿足上述條件的軸就是具有了彎曲振動的穩(wěn)定性。ncr1—軸的第一階臨界轉(zhuǎn)速，ncr2—軸的第二階臨界轉(zhuǎn)速?！?6.6提高軸的強度、剛度和減輕重量的措施1.合理布置軸上零件，減小軸受轉(zhuǎn)矩2.改進軸上零件結(jié)構(gòu)，減小軸受彎矩3.采用載荷分擔的方法減小軸的載荷4.采用力平衡或局部相互抵消的辦法減小軸的載荷5.改變支點位置，改善軸的強度和剛度6.改進軸的結(jié)構(gòu)，減小應力集中7.改善表面品質(zhì)提高軸的疲勞強度補：軸系結(jié)構(gòu)中的錯誤1、軸上零件的軸向和周向定位

a、聯(lián)軸器、齒輪、錐齒輪等的周向定位（用A型平鍵定位時，鍵應在同一加工母線上，且鍵頂不與輪轂接觸）。b、齒輪等的軸向定位（軸段長度應比相配合的輪轂長度短2～4mm）。2、傳動件與靜止件的關(guān)系a、聯(lián)軸器與軸承蓋應不接觸。b、軸與軸承透蓋接觸（里面應放有毛氈）。3、零件的結(jié)構(gòu)工藝性方面a、箱體兩端面與軸承蓋接觸處應有凸臺，避免加工面積過大。b、軸承蓋外端面加工面積過大。c、軸的兩端不應伸出過長，以免增加了加工和裝配長度。4、裝拆與調(diào)整方面a、軸上應有臺階，軸承等零件裝配方便。b、套筒不應過高，否則軸承無法拆卸（套筒高度不應超過軸承內(nèi)圈高度）。c、箱體兩端與軸承蓋間應有調(diào)整墊片，否則無法調(diào)整軸承間隙。5、潤滑與密封方面a、軸與軸承透蓋間缺密封措施（里面應放有毛氈等）。b、缺擋油環(huán)。例1'例2'例3'

1、根據(jù)軸的承載情況可分為：

。轉(zhuǎn)軸、心軸、傳動軸2、工作時既受彎矩又傳遞轉(zhuǎn)矩的軸是

。轉(zhuǎn)軸3、只受彎矩不受轉(zhuǎn)矩的軸稱為()軸。A．轉(zhuǎn)軸B．心軸C．傳動軸D．以上三種軸均可以B4、心軸是只承受彎矩作用的軸。 （）()5、軸的階梯過渡圓角半徑在滿足軸上零件軸向固定可靠的條件下，應盡量采用較大值。()()6、軸由

三部分組成。軸頸、軸頭、軸身7、在進行軸的結(jié)構(gòu)設計時，為什么要設置軸肩？軸肩高度根據(jù)什么條件來確定？軸肩起軸向定位作用。軸肩高度根據(jù)ra<C<a

ra<r<a第17章滑動軸承§17.1概述§17.2徑向滑動軸承的主要類型§17.3滑動軸承材料§17.4軸瓦結(jié)構(gòu)§17.5軸承潤滑材料§17.6潤滑方式§17.7滑動軸承的條件性計算§17.8液體動力潤滑的基本方程式§17.9液體動力潤滑徑向軸承的計算§17.10§17.11§17.1概述按承受載荷的方向徑向軸承推力軸承滑動軸承設計包括下列：1）決定軸承的結(jié)構(gòu)型式；2）選擇軸瓦和軸承襯的材料；3）決定軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)；4）選擇潤滑劑和潤滑方法；5）計算軸承工作能力。根據(jù)軸承工作的摩擦性質(zhì)分滑動軸承滾動軸承17.2.1整體式軸承最常用的軸承座材料為鑄鐵。特點：結(jié)構(gòu)簡單，成本低廉。應用：低速、輕載或間歇性工作的機器中。缺點：因磨損而造成的間隙無法調(diào)整。只能從沿軸向裝入或拆出?！?7.2徑向滑動軸承的主要類型油杯孔螺紋孔軸承座17.2.2剖分式軸承（對開式徑向滑動軸承）由軸承座、軸承蓋、剖分軸瓦（軸承襯）、軸承蓋螺柱等組成。特點：結(jié)構(gòu)復雜、可以調(diào)整磨損而造成的間隙、安裝方便。寬徑比（B/d）：軸承寬度與軸徑直徑之比。對開式軸承(整體軸套)對開式軸承(剖分軸套)軸瓦和軸承襯的材料統(tǒng)稱為軸承材料。17.3.1

對軸承材料的要求軸瓦的主要失效形式是：磨損。圖片1、2、3、4、5、6、7、8、9、10、11、12、13對軸瓦材料主要考慮一下幾方面性能：1）強度、塑性、順應性和嵌藏性；2）磨合性、減磨性和耐磨性；3）耐腐蝕性；4）潤滑性能和熱學性能；5）工藝性；6）經(jīng)濟性?！?7.3滑動軸承材料順應性：材料通過表層彈塑性變形來補償軸承滑動表面初始配合不良的能力。嵌入性：材料容納硬質(zhì)顆粒嵌入，從而減輕軸承滑動表面發(fā)生刮傷或磨粒磨損的性能。磨合性：軸瓦與軸頸表面經(jīng)短期輕載運行后，形成相互吻合的表面形狀和粗糙度的能力（或性質(zhì)）。此外還應有足夠的強度和抗腐蝕能力、良好的導熱性、工藝性和經(jīng)濟性。17.3.2軸承材料的分類常用的軸承材料分三類：1）金屬材料2）多孔質(zhì)金屬材料（具有自潤滑性能）3）非金屬材料1.軸承合金

軸承合金(巴氏合金或白合金)：嵌入性與順應性最好，磨合性良好，但強度低只作為軸承襯使用。性能好，用于重載、中高速場合、價格較高。錫基軸承合金、鋁基軸承合金表12-22.銅合金錫青銅、鉛青銅、鋁青銅青銅：黃銅銅合金有較高的強度、較好的減摩性和耐磨性，青銅比黃銅好。其中錫青銅減摩性和耐磨性最好，但錫青銅嵌入性、順應性、磨合性比軸承合金差，用于重載及中速場合，價格較貴；鉛青銅抗粘附能力強，用于重載及高速場合；鋁青銅的強度與硬度較高，抗粘附能力差，用于重載及低速場合。應用廣泛5．粉末冶金材料（多孔金屬材料）燒結(jié)而成6．非金屬材料（塑料、橡膠、碳-石墨、木材等）鐵粉+石墨銅粉+石墨含油軸承：使用前浸油3.鋁基合金（略）4.灰鑄鐵、耐磨鑄鐵（略）多材料、整體式、薄壁軋制軸瓦多材料、對開式厚壁鑄造軸瓦單材料、整體式厚壁鑄造軸瓦17.4.1軸瓦和軸承襯（軸瓦的形式和構(gòu)造）圖17.4圖17.5§17.4軸瓦結(jié)構(gòu)薄壁軸瓦軸瓦非承載區(qū)內(nèi)表面開有進油口和油溝，以利于潤滑油均勻分布在整個軸徑上。進油孔油溝F厚壁軸瓦整體軸套卷制軸套單軸向油槽開在非承載區(qū)（在最大油膜厚度處）雙軸向油槽開在非承載區(qū)（在軸承剖分面上）雙斜向油槽（用于不完全液體潤滑軸承）

17.4.2油孔、油溝和油室油孔：用來供應潤滑油。油溝：用來輸送和分布潤滑油。油室：它可使?jié)櫥脱剌S向均勻分布，并起著貯油和穩(wěn)定供油的作用。原則：潤滑油應該自油膜壓力最小的地方輸入軸承。油溝不應該開在油膜承載區(qū)內(nèi)，否則會降低油膜的承載能力。軸向油溝應較軸承寬度稍短，以免油從油溝端部大量流失。形式：按油槽走向分——沿軸向、繞周向、斜向、螺旋線等。按油槽數(shù)量分——單油槽、多油槽等。目的：減小摩擦功耗，降低磨損率，同時還可起冷卻、防塵、防銹以及吸振等作用。17.5.1

潤滑油粘度越大，承載能力越大。一般原則：P339選擇原則：主要考慮潤滑油的粘度。轉(zhuǎn)速高、壓力小時，油的粘度應低一些；反之，粘度應高一些。高溫時，粘度應高一些；低溫時，粘度可低一些。17.5.2

潤滑脂軸徑速度小于1m/s-2m/s的軸承可以采用脂潤滑?！?7.5軸承潤滑材料17.6.1

油潤滑1.滴油潤滑2.芯捻或線紗潤滑3.油環(huán)潤滑4.飛濺潤滑5.浸油潤滑6.壓力循環(huán)潤滑§17.6潤滑方法17.6.2脂潤滑潤滑方式根據(jù)系數(shù)k選定。k≤2用潤滑脂，油杯潤滑；k=2～16針閥式注油油杯潤滑k=16～32油環(huán)或飛濺潤滑k>32壓力循環(huán)潤滑不完全液體潤滑：采用潤滑脂、油繩或滴油潤滑的徑向滑動軸承，由于軸承中得不到足夠的潤滑劑，軸承只能在混合摩擦潤滑狀態(tài)下運轉(zhuǎn)。A．失效形式:邊界油膜破裂，引起過度磨損（膠合）B．設計準則:耐磨性條件（邊界油膜不破裂）由于這類軸承的承載能力不僅與邊界膜的強度及破裂溫度有關(guān)，而且與軸承的材料、軸頸及軸承表面粗糙度、潤滑油的供給量等因素有密切的關(guān)系，因此在工程上常以維持邊界膜不遭破壞為最低設計要求，采用簡化的條件性計算方法，該方法只適用與一般對工作可靠性要求不高的低速、重載或間隙工作的滑動軸承?！?7.7滑動軸承的條件性計算17.7.1徑向軸承1.限制軸承的平均壓力p(MPa)為了不產(chǎn)生過度磨損B—軸承寬度，mm（根據(jù)寬徑比B/d確定）

[p]—軸瓦材料的許用壓力，MPa。2.限制軸承的pv值控制溫升、防止膠合軸承的發(fā)熱量與單位面積上表征摩擦功耗的upv成正比，故限制pv值也就限制軸承的溫升。3.限制滑動速度v為了不產(chǎn)生過度磨損例1'：設某蝸桿減速器的蝸輪軸兩端采用混合摩擦潤滑徑向滑動軸承支撐。已知：蝸桿轉(zhuǎn)速n=60r/min，軸材料為45鋼，軸徑直徑d=80mm，軸承寬度B=80mm，軸承載荷F=80000N，軸瓦材料為錫青銅ZCuSnP1([p]=15MPa，[v]=10m/s，[p.v]=15Mpa·m/s)，試校核此向心滑動軸承。作業(yè)：有一采用混合摩擦潤滑徑向滑動軸承。已知：軸徑直徑d=60mm，軸承寬度B=60mm，軸瓦材料為鋁青銅ZCuAl10Fe3([p]=15MPa，[v]=4m/s，[p.v]=12Mpa·m/s)，試求：（1）軸允許的最大轉(zhuǎn)速n？（2）當軸的轉(zhuǎn)速n=900r/min時，允許的載荷Fmax為多少？（3）當載荷F=36000N，軸的允許轉(zhuǎn)速nmax為多少？摩擦種類：干摩擦、邊界摩擦、流體摩擦、混合摩擦。流體摩擦：用潤滑油把摩擦表面完全分隔開時的摩擦。流體潤滑主要有：流體動力潤滑、彈性流體動力潤滑、流體靜力潤滑。流體動力潤滑→液體動壓軸承流體靜力潤滑→液體靜壓軸承17.8.1

雷諾潤滑方程式假設：1)忽略壓力對流體粘度的影響，實際上粘度隨壓力的增高而增加；2)潤滑油沿Z向沒有流動；3）潤滑油是層流流動；4）油與工作面吸附牢固，表面油分子隨工作表面一同運動或靜止；5）不計油的慣性力和重力的影響；6）潤滑油不可壓縮；等等?！?7.8液體動力潤滑的基本方程式動壓潤滑的形成和原理和條件FFFF先分析平行板的情況。板B靜止，板A以速度向左運動，板間充滿潤滑油，無載荷時，液體各層的速度呈三角形分布，近油量與出油量相等，板A不會下沉。但若板A有載荷時，油向兩邊擠出，板A逐漸下沉，直到與B板接觸。兩平形板之間不能形成壓力油膜！

v

vvh1aah2cc如兩板不平行板。板間間隙呈沿運動方向由大到小呈收斂楔形分布，且板A有載荷，當板A運動時，兩端速度若成虛線分布，則必然進油多而出油少。由于液體實際上是不可壓縮的，必將在板內(nèi)擠壓而形成壓力，迫使進油端的速度往內(nèi)凹，而出油端的速度往外鼓。進油端間隙大而速度曲線內(nèi)凹，出油端間隙小而速度曲線外凸，進出油量相等，同時間隙內(nèi)形成的壓力與外載荷平衡，板A不會下沉。這說明了在間隙內(nèi)形成了壓力油膜。這種因運動而產(chǎn)生的壓力油膜稱為動壓油膜。各截面的速度圖不一樣，從凹三角形過渡到凸三角形，中間必有一個位置呈三角形分布。動壓油膜----因運動而產(chǎn)生的壓力油膜。

v

vvh0bbF油壓的變化與潤滑油的粘度、表面滑動速度和油膜厚度的變化有關(guān)。流體動力潤滑形成的必要條件：1）楔形空間；2）相對運動（保證流體由大口進入）；3）潤滑油必須有一定的粘度，且供油要充分。

（動畫）雷諾方程：17.9.1

幾何關(guān)系最小油膜厚度hminhmin=δ－e＝

rψ(1-ε)任意位置處的油膜厚度h

h≈δ（1+εcos?)偏心距e偏心率ε

ε=e/δ半徑間隙δδ＝R－r§17.9液體動力潤滑徑向軸承的計算相對間隙ψψ＝

δ/r17.9.2動力潤滑狀態(tài)的建立1）軸的起動階段2）不穩(wěn)定潤滑階段3）液體動力潤滑運行階段F∑Fy=F∑Fx≠0∑Fy=F∑Fx=0向心軸承動壓油膜的形成過程：靜止→爬升→將軸起抬轉(zhuǎn)速繼續(xù)升高→質(zhì)心左移→穩(wěn)定運轉(zhuǎn)達到工作轉(zhuǎn)速e----偏心距e

a)靜止b)啟動c)穩(wěn)定運轉(zhuǎn)注意轉(zhuǎn)向與軸頸在軸承中的位置關(guān)系2.校核層流條件一般：雷諾數(shù)Re≤2000，為層流。對于徑向軸承，層流必須滿足的條件為：若雷諾數(shù)為湍流。17.9.3承載能力和索氏數(shù)So17.9.4

17.9.517.9.6軸承的熱平衡計算熱平衡條件：單位時間內(nèi)軸承摩擦所產(chǎn)生的熱量等于同時間內(nèi)所散發(fā)的熱量。軸承平均溫度不超過75°。最小油膜厚度hmin的確定

hmin越小則ε越大，軸承的承載能力就越大。但是保證最小油膜厚度hmin處的表面不平度高峰不直接接觸。即：17.9.7保證液體動力潤滑的條件（1）必須有充分的油量供應到軸承間隙；（2）形成收斂油楔（3）保證最小油膜厚度hmin處的表面不平度高峰不直接接觸。17.9.8參數(shù)選擇1.寬徑比B/d一般取值0.3~1.5。B/d小，軸承軸向尺寸小，P大（運轉(zhuǎn)平穩(wěn)），增大端泄量以降低溫升;但承載能力↓。一般：高速，B/d應取小值。重載，B/d應取大值。2.相對間隙ψ

ψ小時，承載大；ψ大時，散熱好。一般：速度高，

ψ取大一些，可以增加散熱；載荷大，

ψ取小一些，可以提高承載能力。直徑大、寬徑比小，調(diào)心性能好，加工精度高時，ψ值取小值，反之取大值。3.平均壓強P

壓強P取值大一些，可以減小軸承尺寸，并使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。但壓強過高，軸承容易破壞。1驗算滑動軸承最小油膜厚度hmin的目的是

。A.確定軸承是否能獲得液體潤滑B.控制軸承的發(fā)熱量C.計算軸承內(nèi)部的摩擦阻力D.控制軸承的壓強P2在圖所示的下列幾種情況下，可能形成流體動力潤滑的有

。

1A2BE

3巴氏合金是用來制造

。

A.單層金屬軸瓦B.雙層或多層金屬軸瓦

C.含油軸承軸瓦D.非金屬軸瓦

4在滑動軸承材料中，

通常只用作雙金屬軸瓦的表層材料。

A.鑄鐵B.巴氏合金

C.鑄造錫磷青銅D.鑄造黃銅

5液體潤滑動壓徑向軸承的偏心距e隨

而減小。

A.軸頸轉(zhuǎn)速n的增加或載荷F的增大

B.軸頸轉(zhuǎn)速n的增加或載荷F的減少

C.軸頸轉(zhuǎn)速n的減少或載荷F的減少

D.軸頸轉(zhuǎn)速n的減少或載荷F的增大

6不完全液體潤滑滑動軸承，驗算是為了防止軸承

。

A.過度磨損B.過熱產(chǎn)生膠合

C.產(chǎn)生塑性變形D.發(fā)生疲勞點蝕3B4B5B6B

7設計液體動力潤滑徑向滑動軸承時，若發(fā)現(xiàn)最小油膜厚度hmin不夠大，在下列改進設計的措施中，最有效的是

。

A.減少軸承的寬徑比B.增加供油量

C.減少相對間隙D.增大偏心率

9溫度升高時，潤滑油的粘度

。

A.隨之升高B.保持不變

C.隨之降低D.可能升高也可能降低10動壓潤滑滑動軸承能建立油壓的條件中，不必要的條件是

A.軸頸和軸承間構(gòu)成楔形間隙B.充分供應潤滑油C.軸頸和軸承表面之間有相對滑動D.潤滑油溫度不超過50℃

7A8B9C10D

11運動粘度是動力粘度與同溫度下潤滑油

的比值。

A.質(zhì)量B.密度C.比重D.流速12潤滑油的

，又稱絕對粘度。

A.運動粘度B.動力粘度

C.恩格爾粘度D.基本粘度

14兩相對滑動的接觸表面，依靠吸附油膜進行潤滑的摩擦狀態(tài)稱為

。

A.液體摩擦B.半液體摩擦

C.混合摩擦D.邊界摩擦

11B12B13D14D

15、液體動力潤滑徑向滑動軸承最小油膜厚度的計算公式是

。15C16B16在滑動軸承中，相對間隙16、在滑動軸承中，相對間隙是一個重要的參數(shù)，它是

與公稱直徑之比。A.半徑間隙

C.最小油膜厚度hminD.偏心率A半徑間隙B.直徑間隙17在徑向滑動軸承中，采用可傾瓦的目的在于

。A.便于裝配B.使軸承具有自動調(diào)位能力C.提高軸承的穩(wěn)定性D.增加潤滑油流量，降低溫升18采用三油楔或多油楔滑動軸承的目的在于

。

A.提高承載能力B.增加潤滑油油量

C.提高軸承的穩(wěn)定性

D.減少摩擦發(fā)熱

19與滾動軸承相比較，下述各點中，

不能做為滑動軸承的優(yōu)點。A.徑向尺寸小

B.啟動容易C.運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音低D.可用于高速情況下

20下述材料中，

是軸承合金（巴氏合金）。

A.20CrMnTiB.38CrMnMoC.ZSnSb11Cu6D.ZCuSn10P1

17B18C19B20C21設計動壓向心滑動軸承時，若通過熱平衡計算發(fā)現(xiàn)軸承溫升過高，在下列改進設計措施中，有效的是

。A.增大軸承的寬徑比B/dB.減小供油量C.增大相對間隙D.換用粘度較高的油

22徑向滑動軸承的直徑增大1倍，長徑比不變，載荷不變，則軸承的壓強P變?yōu)樵瓉淼?/p>

倍，PV值為原來的

倍。

A.2B.1/2C.1/4D.423寬徑比B/d是設計滑動軸承時首先要確定的重要參數(shù)之一，通常取B/d=___________。

A1～10B0.1～1C0.3～1.5D3～524軸承合金通常用于做滑動軸承的__________。

A軸套B軸承襯C含油軸瓦D軸承座

21C22CB23C24B25、滑動軸承的寬徑比B/d愈小，則

。A軸承溫升愈大B摩擦功耗愈小C承載能力愈大D端泄愈小26、流體動壓潤滑軸承進行P、v、Pv的驗算是因為

。A啟動時屬于液體潤滑狀態(tài)B運行時屬于液體潤滑狀態(tài)；C運行時會發(fā)生金屬過度磨損D啟動時會發(fā)生金屬過度磨損。27、影響流體動力潤滑后滑動軸承承載能力因素有：

。A軸承的直徑B寬徑比B/dC相對間隙D軸承包角28、非液體摩擦滑動軸承軸承正常的工作時，其工作面的摩擦狀態(tài)是

。A.完全液體摩擦B.干摩擦C.邊界摩擦或混合摩擦

25B26B27BCD28、C29.非液體摩擦滑動軸承主要失效形式是

。A工作表面磨損與膠合B.軸承材料塑性變形C工作表面點蝕D.軸承襯合金開裂30.設計動壓徑向滑動軸承時，若軸承寬徑比取得較大，則

。A.端泄流量大，承載能力低，溫升高B.端泄流量大，承載能力低，溫升低C.端泄流量小，承載能力高，溫升低D.端泄流量小，承載能力高，溫升高32.徑向滑動軸承的偏心率是偏心距e與

之比。A.軸承半徑間隙B.軸承相對間隙C.軸承半徑D.軸頸半徑|29.A30.D31.C32.A33.液體動壓向心滑動軸承，若向心外載荷不變，減小相對間隙ψ

，則承載能力

，而發(fā)熱

。A.增大B.減小C.不變34.一滑動軸承公稱直徑d=80mm，相對間隙ψ=0.001，已知該軸承在液體摩擦狀態(tài)下工作，偏心率χ=0.48，則油膜最小厚度hmin≈

。A.42umB.38umC.21umD.19um35.在滑動軸承摩擦特性試驗中可以發(fā)現(xiàn)，隨著速度的提高，摩擦系數(shù)

。A.不斷增大B.不斷減小C.開始減小，通過臨界點進入液體摩擦區(qū)后有所增大D.開始增大，通過臨界點進入液體摩擦區(qū)后有所減小33.AA34.C35.D37.滑動軸承的承載量系數(shù)將隨著偏心率的增加而

，相應的最小油膜厚度hmin也隨著的增加而

。38.在一維雷諾潤滑方程中，其粘度是指潤滑劑的

粘度。39.選擇滑動軸承所用的潤滑油時，對液體潤滑軸承主要考慮潤滑油的

，對不完全液體潤滑軸承主要考慮潤滑油的

。36.B37.增大，減小38.動力39.粘度；油性（潤滑性）36.液體靜壓軸承與液體動壓軸承相比

不能做為靜壓軸承的優(yōu)點。A、油膜剛度較大B、設備及維護費用低C.能在較低轉(zhuǎn)速下工作D.機器啟動和停車時，也能保證液體摩擦40.滑動軸承的條件性計算包括

、

、

。41.獲得液體動力潤滑的條件是

、

。a

、相對滑動面之間必須形成收斂油楔；b、要有相當?shù)南鄬瑒铀俣龋覞櫥蛷拇罂诹魅?，小口流出；c、潤滑油要有一定的粘度，有足夠的供油量；d、應保證最小油膜厚度處的表面不平度高峰不直接接觸。42.為保證潤滑，油溝應開在軸承的承載區(qū)。（）(×)43.滑動軸承為標準件。（）(×)44.在不完全液體潤滑滑動軸承設計中，限制p值的主要目的是___________________；限制pv值的主要目的是___________。45.徑向滑動軸承的偏心距e隨著載荷增大而_________；隨著轉(zhuǎn)速增高而__________。46在設計動力潤滑滑動軸承時，若減小相對間隙，則軸承的承載能力將

；旋轉(zhuǎn)精度將

；發(fā)熱量將

。47流體的粘度，即流體抵抗變形的能力，它表征流體內(nèi)部

的大小。48潤滑油的油性是指潤滑油在金屬表面的

能力。49影響潤滑油粘度的主要因素有

和

。

44.過度磨損；過熱產(chǎn)生膠合

45.增大，減小

46增大；提高；增大

47摩擦阻力

48吸附

49溫度；壓力50兩摩擦表面間的典型摩擦狀態(tài)是

、

和

。51在液體動力潤滑的滑動軸承中，潤滑油的動力粘度與運動粘度的關(guān)系式為

。（需注明式中各符號的意義）52螺旋傳動中的螺母、滑動軸承的軸瓦、蝸桿傳動中的蝸輪，多采用青銅材料，這主要是為了提高

能力。53.寬徑比較大的滑動軸承（l/d＞1.5），為避免因軸的撓曲而引起軸承“邊緣接觸”，造成軸承早期磨損，可采用

軸承。50干摩擦；不完全液體摩擦；液體摩擦51式中，v——運動粘度；η——動力粘度；ρ潤滑油的密度52耐磨53.自動調(diào)心54.一減速器中的不完全液體潤滑徑向滑動軸承，軸的材料為45鋼，軸瓦材料為鑄造青銅ZCuSn5Pb5Zn5承受徑向載荷F=35kN；軸頸直徑d=190mm；工作長度l=250mm；轉(zhuǎn)速n=150r/min。試驗算該軸承是否適合使用。提示：根據(jù)軸瓦材料，已查得[P]=8MPa，[v]=3m/s，[PV]=12MPa·m/s。56.如圖所示為兩個尺寸相同的液體潤滑滑動軸承，其工作條件和結(jié)構(gòu)參數(shù)（相對間隙Ψ、動力粘度、速度、軸頸直徑d、軸承寬度l）完全相同。試問哪個軸承的相對偏心率較大些？哪個軸承承受徑向載荷F較大？第18章滾動軸承§18.1概述§18.2滾動軸承的類型和選擇§18.3滾動軸承的代號§18.4滾動軸承的力分析、失效和計算準則§18.5滾動軸承的動載荷和壽命計算§18.6滾動軸承的靜載荷計算§18.7極限轉(zhuǎn)速§18.8§18.9滾動軸承的組合結(jié)構(gòu)設計§18.10滾動軸承的潤滑和密封§18.1118.1.1構(gòu)造內(nèi)圈：與軸徑接觸。外圈：安裝在軸承座孔內(nèi)。滾動體：使相對運動間的滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦。保持架：使?jié)L動體等距離分布，并減少滾動體間的摩擦和磨損?！?8.1概述18.1.2材料內(nèi)、外圈、滾動體；GCr15、GCr15-SiMn等軸承鋼，熱處理后硬度：HRC61~65保持架：低碳鋼、銅合金或塑料、聚四氟乙烯18.1.3優(yōu)缺點優(yōu)點：1）起動力矩小，有利于在負載下起動；2）運轉(zhuǎn)精度高（可用預緊方法消除游隙）；3）軸向尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊；4）某些軸能同時承受Fr和Fa，使機器組合結(jié)構(gòu)簡單；5）潤滑方便、簡單、易于密封和維護；6）不需要用有色金屬；7）標準化程度高，成批生產(chǎn)，成本較低。缺點：1）承受沖擊載荷能力差；2）高速重載壽命較低；3）高速時噪音、振動較大；4）徑向尺寸較大（相對于滑動軸承）應用：廣泛應用于中速、中載和一般工作條件下運轉(zhuǎn)的機械設備?；瑒虞S承適用場合：工作轉(zhuǎn)速特高，特大沖擊與振動、徑向空間尺寸受到限制或必須剖分安裝、以及需在水或腐蝕性介質(zhì)中工作等場合。補充：比較表18.2.1滾動軸承的類型公稱接觸角α

：軸承外圈與滾動體接觸處的法線與垂直于軸線的平面的夾角。α↑，承受軸向力的能力↑。附表表18.1①深溝球軸承②調(diào)心球軸承③圓柱滾子軸承④角接觸球軸承⑤圓錐滾子軸承⑥雙向推力球軸承§18.2滾動軸承的類型和選擇－接觸角滾動軸承的主要類型、性能與特點按可承受的載荷方向不同，滾動軸承分為三類：

能同時承受徑向力和較大的軸向力

主要用來承受軸向力主要用來承受徑向力徑向接觸軸承向心角接觸軸承軸向接觸軸承◆按軸承的結(jié)構(gòu)形式不同分類：深溝球軸承圓柱滾子軸承推力球軸承角接觸球軸承圓錐滾子軸承調(diào)心球軸承18.2.2滾動軸承類型的選擇選用原則：1）n高，載荷小，要求旋轉(zhuǎn)精度高→采用球軸承n低，載荷大，或有沖擊載荷時→采用滾子軸承——但滾子軸承對軸線偏斜較敏感。2）同時受Fr和Fa均較大時——可采用角接觸球軸承7類（n較高時）或圓錐滾子軸承3類（n較低時）Fr較大，F(xiàn)a較小時——深溝球~Fa較大，F(xiàn)r較小時——深溝球~+推力球軸承組合，或推力角接觸軸承。主要受徑向載荷Fr時→用向心軸承主要受軸向載荷Fa，n不高時用推力軸承3）當軸的剛性較差或軸承孔不同心時宜用調(diào)心軸承，4）為便于裝拆和間隙調(diào)整，可選用內(nèi)、外圈分離的軸承。5）經(jīng)濟性：球軸承比滾子軸承便宜。前置代號基本代號后置代號

軸承的分

部件代號內(nèi)

部

結(jié)

構(gòu)

代

號密

封

與

防

塵

結(jié)

構(gòu)

代

號保

持

架

及

其

材

料

代

號特

殊

軸

承

材

料

代

號公

差

等

級

代

號游

隙

代

號多

軸

承

配

置

代

號其

它

代

號五四三二一類

型

代

號尺寸系

列代號內(nèi)

徑

代

號寬

度

系

列

代

號直

徑

系

列

代

號前置代號——表示軸承的分部件。基本代號——表示軸承的類型與尺寸等主要特征。后置代號——表示軸承的精度與材料的特征。

§18.3滾動軸承的代號軸承代號由三部分組成：前置代號、基本代號、后置代號18.3.1基本代號類型代號尺寸系列代號內(nèi)徑代號類型代號：用數(shù)字或字母表示不同類型的軸承。常用軸承代號為3、5、6、7、N五類。6深溝球軸承L直線軸承5推力球軸承U外球面球軸承4雙列深溝球軸承NA滾針軸承3圓錐滾子軸承N圓柱滾子軸承2推力調(diào)心滾子軸承9推力圓錐滾子軸承2調(diào)心滾子軸承8推力滾子軸承1調(diào)心球軸承7角接觸球軸承0雙列角接觸球軸承代號

軸承類型代號

軸承類型尺寸系列代號：由兩位數(shù)字組成。前一位數(shù)字代表寬度系列（向心軸承）或高度系列（推力軸承），后一位數(shù)字代表直徑系列。外徑系列代號：特輕(0、1)、輕(2)、中(3)、重(4)。寬度系列代號：一般正常寬度為“0”，通常不標注。但對圓錐滾子軸承(3類)和調(diào)心滾子軸承(2類)不能省略“0”。內(nèi)徑代號：表示軸承公稱內(nèi)徑的大小，用數(shù)字表示。表3。18.3.2前置代號用字母表示。LRKWS、GS18.3.3后置代號內(nèi)部結(jié)構(gòu)代號：用字母表示。CACB

分別表示：α=15°25°40°配置代號：/DB-背對背/DF-面對面/DT-串聯(lián)安裝實例：說明滾動軸承62203和7312AC/P6的含義622037(0)312AC/P6軸承內(nèi)徑d=17mm直徑系列代號，2(輕)系列寬度系列代號，2(寬)系列深溝球軸承公稱接觸角α=25?

軸承內(nèi)徑d=12×5=60mm直徑系列代號，3(中)系列寬度系列代號，0(窄)系列，代號為0，不標出角接觸球軸承公差等級6級軸承代號示例6308：6─深溝球軸承，3─中系列，08─內(nèi)徑d=40mm，公差等級為0級，游隙組為0組；N105/P5：N─圓柱滾子軸承，1─特輕系列，05─內(nèi)徑d=20mm，公差等級為5級，游隙組為0組；7214AC/P4：7─角接觸球軸承，2─輕系列，14─內(nèi)徑d=70mm，公差等級為4級，游隙組為0組，公稱接觸角α=15°；30213：3─圓錐滾子軸承，2─輕系列，13─內(nèi)徑d=65mm，0─正常寬度(0不可省略)，公差等級為0級，游隙組為0組；6103：6─深溝球軸承，1─特輕系列，03─內(nèi)徑d=17mm，公差等級為0級，游隙組為0組；注：滾動軸承代號比較復雜，上述代號僅為最常用的、最有規(guī)律的部分。具體應用時，若遇到看不懂的代號時，應查閱GB/T272-93。18.4.1向心軸承中作用力的分布1、受軸向載荷Fa中心軸向力Fa作用下——Fa由各滾動體平均分擔2、受徑向載荷Fr上半圈滾動體不受力，下半圈滾動體受力，滾動體所受的最大接觸載荷為§18.4滾動軸承的力分析、失效和計算準則Fmax18.4.2角接觸軸承中的附加軸向力Fs由于滾動體與滾道接觸點的法線與軸承中心平面有接觸角α.角接觸軸承中會產(chǎn)生附加軸向力Fs。表18.4角接觸軸承中的附加軸向力Fs的方向：由軸承外圈的寬邊指向窄邊，通過內(nèi)圈作用于軸上。由于角接觸軸承產(chǎn)生附加軸向力，故應成對使用。18.4.3滾動軸承的失效1）疲勞點蝕是最常見的失效形式。滾動體和套圈滾道承受循環(huán)接觸應力。點蝕使軸承產(chǎn)生振動和噪音而失效。2）塑性變形對于轉(zhuǎn)速很低或間歇擺動的軸承，會因過大的載荷或沖擊載荷，使?jié)L動體或內(nèi)、外圈滾道產(chǎn)生塑性變形，形成不均勻的凹坑。3）磨粒磨損、粘著磨損（膠合）點蝕

多塵條件下工作的軸承，易產(chǎn)生磨粒磨損。

潤滑不良的高速軸承，易產(chǎn)生粘著磨損（膠合）。更多的失效磨損膠合18.4.4滾動軸承的計算準則一般工作條件的回轉(zhuǎn)滾動軸承，應進行接觸疲勞壽命計算和靜強度計算；對于擺動或轉(zhuǎn)速較低的軸承，只需作靜強度計算；高速軸除進行壽命計算外，還需核驗極限轉(zhuǎn)速?；拘阅軈?shù)：滿足疲勞壽命要求的基本額定動載荷Cr（徑向）或Ca（軸向）滿足靜強度要求的基本額定靜載荷C0r（徑向）或C0a（軸向）控制軸承磨損的極限轉(zhuǎn)速N018.5.1基本額定動載荷和基本額定壽命§18.5滾動軸承的動載荷和壽命計算滾動軸承的壽命是指軸承中任一元件出現(xiàn)點蝕之前，軸承的轉(zhuǎn)數(shù)或相應的運轉(zhuǎn)小時數(shù)。顯然，通常談的滾動軸承壽命是指滾動軸承的疲勞壽命?；绢~定壽命：具有90％可靠度、常用材料和加工質(zhì)量、常規(guī)運轉(zhuǎn)條件下軸承的壽命，用L10（r）或L10h（h）表示。基本額定動載荷：使軸承的基本額定壽命恰好為106轉(zhuǎn)時，軸承所能承受的載荷值，用字母C表示。即在基本額定動載荷作用下，軸承可以工作106r而不發(fā)生點蝕失效，其可靠度為90％。18.5.2

當量動載荷在進行軸承壽命計算時，應把作用在軸承上的實際載荷轉(zhuǎn)換為與確定軸承C值的載荷條件相一致當量動載荷（用字母P表示）。各類軸承的當量動載荷可按下式計算：式中：Fr與Fa分別為軸承實際承受的徑向載荷與軸向載荷X、Y分別為軸承的徑向動載荷系數(shù)與軸向動載荷系數(shù)為了計及實際載荷波動的影響，可對當量動載荷乘上一個載荷系數(shù)fp。載荷性質(zhì)載荷系數(shù)fp舉例無沖擊或輕微沖擊1.0～1.2電機、汽輪機、通風機、水泵等中等沖擊或中等慣性力1.2～1.8機床、車輛、動力機械、起重機、造紙機、選礦機、冶金機械、卷揚機械等強大沖擊1.8～3.0碎石機、軋鋼機、鉆探機、振動篩等18.5.3基本額定壽命

基本額定壽命計算式

例1例1'某球軸承(Cr=73.2KN),常溫下工作,只受徑向力Fr=6100N

，軸的轉(zhuǎn)速n=960r/min,沖擊載荷系數(shù)fd=1.2，問:該軸承的基本額定壽命是多少？解：某球滾動軸承的預期壽命是L‘10h，當量動載荷為P，基本額定動載荷為C。（1）若轉(zhuǎn)速不變，而當量動載荷由P增大到2P，其壽命有何變化？（2）若當量動載荷不變，而轉(zhuǎn)速由n增大到2n（不超過極限轉(zhuǎn)速），其壽命又有何變化？例2'18.5.4

角接觸軸承的載荷計算1.載荷作用中心：各滾動體的載荷矢量與軸中心線的交點。2.軸向載荷計算:要同時考慮由徑向力引起的附加軸向力和作用于軸上的其他工作軸向力。由力的平衡關(guān)系進行計算：①若Fs1＋FA＞Fs2時，相當于軸承Ⅱ被“壓緊”，產(chǎn)生一平衡反力F‘s2，軸承Ⅰ被“放松”。軸承Ⅱ的軸向力為Fa2＝Fs1＋FA軸承Ⅰ的軸向力為Fa1＝Fs1②若Fs1＋FA<Fs2時，相當于軸承1被“壓緊”，產(chǎn)生一平衡反力F‘s1，軸承Ⅱ被“放松”。軸承Ⅰ的軸向力為Fa1＝Fs2-FA軸承Ⅱ的軸向力為Fa2＝Fs2總結(jié)：1）先通過派生軸向力及外加軸向載荷的計算與分析，判斷軸承的壓緊或放松狀態(tài)；2）壓緊的軸承的軸向力等于除本身內(nèi)部軸向力外，所有軸向力之代數(shù)和；3）放松的軸承的軸向力等于其本身的內(nèi)部軸向：例2例3'一軸上裝有一對6205軸承支承，F(xiàn)r=3000N，F(xiàn)A=500N，如圖所示。軸的轉(zhuǎn)速n=960r/min，沖擊載荷系數(shù)fd=1.2，試分析圖中哪個軸承壽命低，是多少？18.5.518.5.6如圖所示的支承結(jié)構(gòu)，采用角接觸球軸承，附加軸向力為Fs=0.7Fr，軸上裝有一標準斜齒圓柱齒輪，齒輪參數(shù)為mn=4，Z=30，β=10o，輸入功率P=5KW，軸的轉(zhuǎn)速為1000r/min，主動軸。試求：（1）齒輪所受力的大小和方向。（2）支反力的大小。（3）軸承所受的軸向載荷Fa1和Fa2。例4'兩種安裝形式★正裝（面對面）★反裝（背靠背）例5'如圖所示，一軸上裝有一對7210型角接觸球軸承支承，F(xiàn)r1=300N，F(xiàn)r2=400N，

FA=100N，F(xiàn)s=0.4Fr，求Fa1

、Fa2例6'如圖所示，根據(jù)工作條件決定在軸上反裝一對7310型角接觸球軸承支承，F(xiàn)r1=1500N，F(xiàn)r2=1830N，

FA=340N，F(xiàn)s=0.4Fr，求Fa1

、Fa2面對面安裝與背對背安裝比較面對面安裝與背對背安裝比較作業(yè)：1.有一支承采用36000型軸承支承（Fs=0.4Fr）。已知：FR＝2000N，F(xiàn)A=1000N，結(jié)構(gòu)尺寸如圖，試計算軸承的軸向載荷？2.有一支承采用36000型軸承支承（Fs=0.4Fr）。已知：FR＝2000N，F(xiàn)A=1000N，結(jié)構(gòu)尺寸如圖，試計算軸承的軸向載荷？（1）滾動軸承尺寸選擇的過程

由力分析確定軸承所承受的Fr與Fa計算當量動載荷P=fP(XFr+YFa)明確軸承的工作轉(zhuǎn)速n與預期壽命L’h計算軸承應滿足的基本額定動載荷

由手冊查取合適的軸承C手冊≥C（2）計算滾動軸承壽命的過程

由軸上零件的載荷情況求出Fr與Fa計算當量動載荷P=fP(XFr+YFa)計算軸承的壽命當Lh≥Lh’

時，則滿足使用要求18.6.1基本額定靜載荷§18.6滾動軸承的靜載荷計算對于在工作載荷下基本不旋轉(zhuǎn)或緩慢旋轉(zhuǎn)或緩慢擺動的軸承，其失效形式不是疲勞點蝕，而是因滾動接觸面上的接觸應力過大而產(chǎn)生的過大的塑性變形。在國家標準中，對每一種規(guī)格的滾動軸承規(guī)定了一個不應超過得載荷界限—基本額定靜載荷，用C0表示?；绢~定靜載荷（徑向C0r，軸向C0a）：軸承最大載荷滾動體與滾道接觸中心處引起以下接觸應力時所相當?shù)募傧霃较蜢o載荷或中心軸向靜載荷。18.6.2

當量靜載荷同時受徑向載荷和軸向載荷的軸承，應按當量靜載荷進行分析計算。計算方法如下：①

α=0

徑向接觸軸承（圓柱滾子軸承、滾針軸承等）

P0r=Fr②0<α≤45°

向心角接觸軸承（深溝球軸承、角接觸軸承、調(diào)心軸承等）。

P0r=X0Fr+Y0FaP0r=Fr式中：X0、Y0分別為當量靜載荷的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)，可查取。③45°

<α<90°

推力角接觸軸承（推力角接觸球軸承、推力調(diào)心滾子軸承等）

P0a=Fa+2.7Fr④α=90°

軸向接觸軸承（推力球軸承、推力圓柱滾子軸承）

P0a=Fa按軸承靜承載能力選擇軸承的公式為：式中：S0為靜強度安全系數(shù)，可由設計手冊查取。18.6.3

靜載荷計算§18.7極限轉(zhuǎn)速滾動軸承的極限轉(zhuǎn)速N0：軸承在一定工作條件下，達到所能承受最高熱平衡溫度時的轉(zhuǎn)速值。

N=f1f2N0如果軸承的許用轉(zhuǎn)速不能滿足使用要求，可采用（1）改變潤滑方法；（2）改善冷卻條件；（3）提高軸承公差等級；（4）適當增大軸承游隙；（5)改用特殊軸承材料和特殊結(jié)構(gòu)保持架。當轉(zhuǎn)速很高時：1）球＞滾子2）在內(nèi)徑相同時，外徑越小更適用于高速轉(zhuǎn)動3）保持架的材料和結(jié)構(gòu)4）推力軸承的極限轉(zhuǎn)速均很低5）轉(zhuǎn)速不合適時，選精度高例518.9.1滾動軸承軸系支點固定的結(jié)構(gòu)型式§18.9滾動軸承的組合設計通過軸承與軸和軸承座之間的聯(lián)接固定，使軸系在機器中有確定的位置。要求：1）使軸上的載荷能可靠的傳到機架上去，防止軸沿軸向串動。

2）受熱膨脹時，軸能自由伸縮。典型的軸系固定方法主要有三種：1.兩端單向固定最常用，結(jié)構(gòu)簡單，安裝調(diào)整方便。適于普通工作溫度下較短軸（跨距l(xiāng)≤400mm）的支承。一端軸承的固定只限制軸沿一個方向的串動，另一端軸承的固定限制另一方向的串動，兩端軸承的固定共同限制軸的雙向串動?？客馊Χ嗣媾c軸承端蓋間留有間隙補償軸的受熱伸長，間隙的大小或軸承內(nèi)軸向游隙的大小靠端蓋與軸承座端面間調(diào)整墊片條調(diào)節(jié)。2.一端雙向固定、一端游動一端軸承的內(nèi)、外圈均雙向固定即限制軸的雙向串動；另一端軸承不固定，為游動支承。特點：軸的位置準確，但結(jié)構(gòu)較復雜，適用于轉(zhuǎn)速較高，溫差較大和跨距較大長軸（L>350mm）。演示1、2、3、4、5、6、7、83、兩端游動支承——人字齒輪高速主動軸兩端軸承的固定均不限制軸的軸向串動，均為游動支承。例如：人字齒圓柱齒輪傳動中的小齒輪軸必須采用兩端游動支承。但大齒輪的軸向位置必須固定。使軸能左右雙向游動以自動補償輪齒左右兩側(cè)螺旋角的制造誤差，使輪齒受力均勻，采用圓柱滾子軸承，靠滾子與外圈間的游動來實現(xiàn)。滾動軸承的安裝與拆卸裝拆滾動軸承時，不能通過滾動體來傳力，以免造成滾道或滾動體的損傷。由于軸承的配合較緊，裝拆時以使用專門的工具為宜。錯誤的施力正確的施力配合過盈量小的中、小型軸承可用手錘打入或壓力機壓入；配合過盈量大的軸承常用溫差法裝配。18.9.2滾動軸承的配合配合過緊，游隙過小或消失，影響軸承正常運轉(zhuǎn)，f↑，發(fā)熱↑，易損壞配合過松，游隙增大，影響旋轉(zhuǎn)精度，且受載滾動體數(shù)↓，承載能力↓軸承內(nèi)圈與軸————基孔制：常用：js6，j6，k6，m6，n6

松————→緊軸承外圈與軸承座孔—基軸制：常用：G7，H7，JS7，J7

松————→緊一般說來，尺寸大，載荷大、振動大、轉(zhuǎn)速高或工作溫度高等情況下應選緊一些的配合，而經(jīng)常拆卸或游動套圈則采用較松的配合。18.9.3提高軸系剛度的措施1.選用合理的軸承類型2.合理安排軸承的組合方式面對面安裝與背對背安裝比較表18.16面對面安裝與背對背安裝比較3.軸承預緊預緊的目的：1）增加軸承剛度；2）提高旋轉(zhuǎn)精度；3）減小振動和噪音，延長軸承壽命?！?8.10

滾動軸承的潤滑和密封18.10.1

滾動軸承的潤滑潤滑的目的：降低摩擦阻力和減輕磨損，也有吸振、冷卻、防銹和密封等作用。潤滑方式的選擇：一般高速時采用油潤滑，低速時采用脂潤滑兩類。選擇潤滑方式時，可查閱各類潤滑方式的dn值界限表。作用：阻止?jié)櫥瑒┝魇В卜乐雇饨缁覊m、水、酸氣和其它雜物進入軸承。密封裝置可分為：非接觸式密封和接觸式密封。18.10.2

滾動軸承的密封1若轉(zhuǎn)軸在載荷作用下彎曲較大或軸承座孔不能保證良好的同軸度，宜選用類型代號為

的軸承。A.1或2B.3或7C.N或NUD.6或NA2一根軸只用來傳遞轉(zhuǎn)矩，因軸較長采用三個支點固定在水泥基礎上，各支點軸承應選用

。A.深溝球軸承B.調(diào)心球軸承C.圓柱滾子軸承D.調(diào)心滾子軸承3滾動軸承內(nèi)圈與軸頸、外圈與座孔的配合

。A.均為基軸制B.前者基軸制，后者基孔制C.均為基孔制D.前者基孔制，后者基軸制4為保證軸承內(nèi)圈與軸肩端面接觸良好，軸承的圓角半徑r與軸肩處圓角半徑r1應滿足

的關(guān)系。A.r=r1B.r＞rlC.r＜r1D.r≤rl1A；2B；3D；4B

5

不宜用來同時承受徑向載荷和軸向載荷。A.圓錐滾子軸承B.角接觸球軸承C.深溝球軸承D.圓柱滾子軸承6

只能承受軸向載荷。A.圓錐滾子軸承B.推力球軸承C.滾針軸承D.調(diào)心球軸承7

通常應成對使用。A.深溝球軸承B.圓錐滾子軸承C.推力球軸承D.圓柱滾子軸承8跨距較大并承受較大徑向載荷的起重機卷筒軸軸承應選用

。A.深溝球軸承B.圓錐滾子軸承C.調(diào)心滾子軸承D.圓柱滾子軸承

5D；6B；7B；8C；

9

不是滾動軸承預緊的目的。A.增大支承剛度B.提高旋轉(zhuǎn)精度C.減小振動噪聲D.降低摩擦阻力10滾動軸承的額定壽命是指同一批軸承中

的軸承能達到的壽命。A.99％B.90％C.95％D.50％11

適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸及難于精確對中的支承。A.深溝球軸承B.圓錐滾子軸承C.角接觸球軸承D.調(diào)心軸承12角接觸軸承承受軸向載荷的能力，隨接觸角的增大而

。A.增大B.減小C.不變D.不定9D；10B；11D；12A；

13.滾動軸承的基本額定動載荷是指()。A．基本額定壽命為106轉(zhuǎn)時，軸承所能承受的最小載荷B．在標準試驗載荷作用下，軸承所能承受的載荷C．運行106轉(zhuǎn)時，不發(fā)生疲勞點蝕的概率為90%時的恒定載荷D．同一批軸承進行壽命試驗中，破壞率達到10%時所對應的載荷C14.某球滾動軸承的預期壽命L10h是，當當量動載荷P增大到2P，轉(zhuǎn)速由n增大到2n時，其壽命是原來的（）。A．1/2 B．1/8C．1/16 D．2C16.在保證軸承工作能力的條件下，調(diào)心球軸承內(nèi)、外圈軸線間可傾斜的最大角度為__________，而深溝球軸承內(nèi)、外圈軸線間可傾斜的最大角度為__________。

A3′～4′B8′～16′C1°～2°D2°～3°17.采用滾動軸承軸向預緊措施的主要目的是__________。A提高軸承的旋轉(zhuǎn)精度B提高軸承的承載能力C降低軸承的運轉(zhuǎn)噪聲D提高軸承的使用壽命18.各類滾動軸承的潤滑方式，通?？筛鶕?jù)軸承的__________來選擇。A轉(zhuǎn)速nB當量動載荷P

C軸頸圓周速度v

D內(nèi)徑與轉(zhuǎn)速的乘積dn16.B17.A18.D19.下列各類軸承中，

能很好地承受徑向載荷與軸向載荷的聯(lián)合作用；而

則具有良好的調(diào)心作用。A.短圓柱滾子軸承B.推力球軸承C.圓錐滾子軸承D.調(diào)心滾子軸承E.深溝球軸承20.只能承受軸向載荷的滾動軸承的類型代號為

.

軸承必須成對使用。A“6”型B“N”型C“7”型D“5”型21.下列四種型號的滾動軸承中，只能承受徑向載荷的是

。A6208B.N208C.3208D.5120822.代號為7212AC的滾動軸承，對它的承載情況描述最準確的是

。A.只能承受徑向負荷B.單個軸承能承受雙向軸向負載C.只能承受軸向負載D.能同時承受徑向負荷和單向軸向負荷19.CD20.DC21.B22.D23.在滾動軸承工作特性試驗中可以發(fā)現(xiàn)，負荷一定時，隨著轉(zhuǎn)速的提高，摩擦系數(shù)f

。A.不斷增大B.不斷減小C.開始減小，臨界點后有所增大；D.開始增大，臨界點后有所減小。24.判斷下列軸承的承載的方向：6310可承受

；7310可承受

；30310可承受

；5310可承受

；N310可承受

。A.徑向載荷B.軸向載荷C.徑向載荷與單向軸向載荷D.徑向載荷與雙向軸向載荷

25.以下各滾動軸承中，軸承公差等級最高的是

,承受徑向載荷能力最高的是

。AN207/P4B6207/P2