机械设计第十三章.pptx

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1、常用滚动体：球、圆柱滚子、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子、滚针第1页/共115页保持架作用：均匀地隔开滚动体，防止滚动体接触磨损保持架类型：低碳钢板+冲压 铜合金、铝合金或塑料+切削内、外圈和滚动体材料：高碳铬轴承钢(如GCr15)或渗碳轴 承钢(如G20Cr2Ni4A)硬度：不低于60 HRC+工作温度 120，硬度不下降无内圈或外圈情况：轴颈或轴承座作为内圈或外圈，工作 表面应具备相应的硬度和粗糙度第2页/共115页类 型 和 代 号类 型 和 代 号 1 1一、滚动轴承的分类接触角：滚动体与外圈滚道接触点法线与半径方向夹角 载荷角：径向载荷Fr与轴向载荷Fa合力与半径方向夹角13-2

2、滚动轴承的主要类型及其代号向心轴承推力轴承向心推力轴承第3页/共115页常用滚动轴承的类型、主要性能和特点深沟球轴承 主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高转速且有轻量化要求的场合，可用来承受单向或双向的轴向载荷。工作中允许内、外圈轴线偏斜量816，大量生产，价格最低。第4页/共115页圆柱滚子轴承 有较大的径向承载能力。外圈(或内圈)可以分离，故不能承受轴向载荷，滚子由内圈(或外圈)的挡边轴向定位，工作时允许内、外圈有少量的轴向错动。内外圈轴线的允许偏斜量很小(24)。此类轴承还可以不带外圈或内圈。第5页/共115页推力球轴承 工作时必须加有一定的轴向载荷。轴线必

3、须与轴承座底面垂直，载荷必须与轴线重合，以保证钢球载荷的均匀分配。第6页/共115页角接触球轴承 可同时承受径向载荷及轴向载荷，也可以单独承受轴向载荷。能在较高转速下正常工作由于一个轴承只能承受单向的轴向力，一般成对使用。承受轴向载荷的能力与接触角有关。接触角大的，承受轴向载荷的能力也高。第7页/共115页圆锥滚子轴承 可以同时承受径向载荷及轴向载荷(30000型以径向载荷为主，30000B型以轴向载荷为主)。外圈可分离，安装时可调整轴承的游隙。一般成对使用。第8页/共115页调心球轴承 外圈滚道表面是以轴承中点为中心的球面，能自动调心，允许内圈(轴)相对外圈(外壳)轴线偏斜量23，一般不宜承

4、受纯轴向载荷。第9页/共115页类 型 和 代 号类 型 和 代 号 3 3前置代号 基本代号 后置代号 轴承的分部件代号内部结构代号密封与防尘结构代号保持架及其材料代号特殊轴承材料代号公差等级代号游隙代号多轴承配置代号其它代号五四三二一类型代号尺寸系列代号内径代号宽度系列代号直径系列代号(二)滚动轴承的主要类型和代号 在常用的各类滚动轴承中，每一种类型又可做成几种不同的结构、尺寸和公差等级，以便适应不同的技术要求。为了统一表征各类轴承的特点，便于组织生产和选用，GB/T 272-1993规定了轴承代号的表示方法。第10页/共115页1.基本代号 1)轴承的内径代号 位置：基本代号右起第一、二

5、位数字 常用：内径d=20480 mm的轴承，内径一般为5的倍数，这两位数字表示轴承内径尺寸被5除得的商数，如04表示d=20mm，12表示d=60mm等。特例1：对于内径为10、12、15和17的轴承，内径代号依次为00、01、02和03。特例2：对于d500 mm的特大型轴承和d实体保持架冲压保持架 (4)推力轴承极限转速很低，工作转速高时，若轴向载荷不大，采用角接触球轴承 (5)若工作转速超过了轴承样本，可以提高公差等级、适当增大游隙、循环冷却第19页/共115页3.轴承的调心行性能 轴承由于安装误差或轴的变形等都会引起内外圈中心线发生相对倾斜。倾斜角称为角偏差。滚针轴承对轴线倾斜最敏感

6、，应紧可能避免在轴线有倾斜的情况下使用。可采用调心轴承第20页/共115页(四)轴承的安装和拆卸 轴承座没有剖分面、沿轴向安装拆卸内外圈可分离轴承 当轴承在长轴上安装时，为了便于装拆，可以选用内圈孔为1:12的圆锥孔的轴承，用以安装在紧定衬套上。第21页/共115页13-4滚动轴承的工作情况(一)轴承工作时轴承元件上的载荷分布径向载荷Fr通过轴颈作用于内圈上半圈的滚动体不承载下半圈的滚动体承载Fr作用线上的接触点接触载荷最大两侧载荷逐渐变小第22页/共115页(二)轴承工作时轴承元件上的载荷及应力的变化 当滚动体进入承载区后，载荷由0逐渐增加到FN2、FN1、直到最大值FN0，然后再逐渐降低到

7、FN1、FN2而至0。第23页/共115页 固定套圈，对于每一个位置的点，每当一个滚动体滚过时，便承受一次载荷，大小是不变的，也就是承受稳定的脉动循环载荷的作用转动套圈上各点的受载情况，类似于滚动体的受载情况。第24页/共115页(三)轴向载荷对载荷分布的影响 以圆锥滚子轴承为例，假设承受径向载荷Fr 滚动体反力分解为径向分力FNi和轴向分力Fdi 径向分力FNi的矢量和=径向载荷Fr 轴向分力Fdi的代数和派生轴向力Fd=轴向力Fa第25页/共115页 当只有最下面一个滚动体受载时 当受载的滚动体数目增多时，虽然在同样的径向载荷Fr的作用下，但派生的轴向力Fd将增大，即 上式表明n个FNi的

8、代数和大于向量和径向力为Fr时，轴向力为Frtan，一个滚动体受载径向力为Fr时，轴向力大于Frtan，多个滚动体受载第26页/共115页轴向力Fa=Frtan时单个滚动体受载轴向力Fa受载滚动体数目Fa1.25Frtan约半数的滚动体同时受载Fa1.7Frtan全部的滚动体同时受载 为了可靠工作，应使轴承至少达到下半圈的滚动体全部受载。在安装这类轴承时，不能有较大的轴向窜动量。第27页/共115页13-5滚动轴承尺寸的选择(一)滚动轴承的失效形式及基本额定寿命疲劳点蚀最基本和常见的失效形式寿命计算依据胶合断裂 常见的失效形式：磨损点蚀滚动轴承的寿命：轴承的滚动体或套圈首次出现点蚀之 前，轴承

9、的转数。点蚀的后果：出现较强烈的振动、噪声和发热第28页/共115页生产批次、尺寸、材料、工作条件完全相同 制造精度、材料的均质程度差异寿命差异很大第29页/共115页以同一批试验轴承中的最长寿命作为标准过于不安全以同一批试验轴承中的最短寿命作为标准过于保守基本额定寿命：一组在相同条件下运转的近于相同的轴 承，将可靠度为90%时的寿命，记为L105年17年第30页/共115页其他形式的失效：润滑油不足使轴承烧伤 润滑油不清洁而使滚动体和滚道磨损 装配不当而使轴承卡死 胀破内圈 挤碎内外圈和保持架失效计算：目前尚不能根据这些失效形式来建立轴承的计 算理论和公式解决办法：一般的轴承装配质量控制和完

10、善使用条件 重要用途轴承线监测及故障诊断发现故障并更换第31页/共115页(二)滚动轴承的基本额定动载荷 工作载荷接触应力在发生点蚀破坏前所能经受的应力变化次数轴承的寿命 基本额定动载荷：轴承的基本额定寿命恰好为l06(转)时 承受的载荷，用字母C代表。基本额定动载荷承载特性 基本额定动载荷的获得：大量的试验+理论分析第32页/共115页(三)滚动轴承寿命的计算公式第33页/共115页 实际计算时用小时数表示寿命比较方便，将上式改写 如果载荷P和转速n为已知，预期计算寿命Lh又已取定，则所需轴承应具有的基本额定动载荷C可计算得出 高于120温度下工作的轴承需乘以温度系数ft，即第34页/共11

11、5页 考虑温度系数后的计算公式第35页/共115页(四)滚动轴承的当量动载荷基本额定动载荷测定时的假设：向心轴承仅承受径向载荷 推力轴承仅承受轴向载荷轴承寿命计算时的转换 当量动载荷=折算公式（径向力，轴向力）X、Y为径向动载荷系数与轴向动载荷系数，见表13-5 f d为载荷系数，见表13-6第36页/共115页第37页/共115页第38页/共115页(五)角接触球轴承和圆锥滚子轴承的径向载荷与轴向载荷 角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受径向载荷时，要产生派生的轴向力，为保证正常工作，通常是成对使用的。根据平衡条件，由径向力Fre的位置和大小可计算出两个轴承上的径向载荷Fr1、Fr2。第39页/共

12、115页派生的轴向力Fd1、Fd2的大小可按照表13-7中的公式计算 计算所得的Fd值，相当于正常的安装情况，即大致相当于下半圈的滚动体全部受载(轴承实际的工作情况不允许比这样更坏)。第40页/共115页派生轴向力：轴承对轴的力 轴向力：轴对轴承的力 把派生轴向力的方向与外加轴向载荷Fae的方向一致的轴承标为轴承2，另一端标为轴承1。当FaeFd2Fd1，相当于轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”Fa1FaeFd2 Fa2Fd2当FaeFd2Fd1，相当于轴承1被“放松”，轴承2被“压紧”Fa1Fd1 Fa2Fd1Fae第41页/共115页(六)不稳定载荷和不稳定转速时轴承的寿命计算 对于金属切

13、削机床、起重机等机械中的轴承工作载荷和转速频繁改变以疲劳损伤累积理论求轴承寿命 设轴承顺次地在当量动载荷P1、P2、.Ps，相应的转速为n1、n2、.ns，轴承在每种工作状态下的运转时间与总运转时间之比为q1、q2、.qs。在Pi作用下实际的载荷循环次数在Pi作用下极限的载荷循环次数 根据疲劳损伤累积理论，在寿命达到极限状态时，有第42页/共115页 假定轴承在P1、P2、.Ps作用下总共工作了H时间后，元件寿命达到了极限状态，则轴承失效前在Pi作用下实际载荷循环次数可按下式计算 将所有载荷作用次数的总和记为zm 假定作用一个相当的载荷Pm来代替所有的载荷的作用，并在作用Zm次后，轴承达到极限

14、状态，满足第43页/共115页寿命计算公式为再有第44页/共115页滚 动 轴 承 尺 寸 的 选 择滚 动 轴 承 尺 寸 的 选 择 7 7(七)滚动轴承的静承载能力对于在工作载荷下基本不旋转或缓慢旋转或缓慢摆动的轴承，其失效形式不是疲劳点蚀，而是因滚动接触面上的接触应力过大而产生的过大的塑性变形。在国家标准中，对每一种规格的滚动轴承规定了一个不应超过得载荷界限基本额定静载荷，用C0表示。轴承上作用的径向载荷Fr与轴向载荷Fa应折合成一个当量静载荷P0P0=X0Fr+Y0Fa X0、Y0分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数，可由轴承手册查取。第45页/共115页 S0为静强度安全系

15、数，可由设计手册查取。按轴承静承载能力选择轴承的公式为：第46页/共115页(八)不同可靠度时滚动轴承寿命的计算一般的工程问题，以轴承的基本额定动载荷和基本额定寿命来衡量承载能力，对应的可靠度为90%。对于航空航天产品、国防装备等，对于轴承的可靠度有更高的要求。引入可靠性系数a1，修正寿命为：可靠度可靠度%909596979899LnL10L5L4L3L2L1a11.00.640.540.470.370.25可靠度不为90%时的额定寿命修正系数a1(GB/T6391-2010)第47页/共115页滚 动 轴 承 尺 寸 的 选 择滚 动 轴 承 尺 寸 的 选 择 8 8滚动轴承选择的过程由力

16、分析确定轴承所承受的Fr与Fa计算当量动载荷P=fP(XFr+YFa)明确轴承的工作转速n与预计寿命L10计算轴承应满足的基本额定动载荷由轴承样本（手册）查取合适的轴承 第48页/共115页轴 承 装 置 的 设 计轴 承 装 置 的 设 计 1 113-6轴承装置的设计 轴承装置的设计主要是正确解决轴承的安装、配置、紧固、调节、润滑、密封等问题。下面提出一些设计中的注意要点以供参考。(一)支承部分的刚性和同心度 轴和安装轴承的外壳或轴承座，轴承装置中的其他受力零件必须有足够的刚性。外壳及轴承座孔壁足够的厚度第49页/共115页 外壳上轴承座的悬臂应尽可能地缩短，并用肋板来增强支承部位的刚性。

17、第50页/共115页 外壳是用轻合金或非金属制成的，安装轴承处应采用钢或铸铁制的套杯第51页/共115页 一根轴上两个支承的座孔，必须尽可能地保持同心 整体结构的外壳，并把安装轴承的两个孔一次镗出。当两个轴承孔分在两个外壳上时，则应把两个外壳组合在一起进行镗孔。第52页/共115页(二)轴承的配置1.双支点各单向固定 左边的悬臂较长，支承刚性较差，轴向和径向热膨胀时易卡死。第53页/共115页采用深沟球轴承的双支点各单向固定轴向间隙轴向间隙适当补偿轴受热伸长轴向间隙存在不能做精确的轴向定位轴向间隙不能过大避免窜动轴向间隙不能过大不能用于工作温度较高时第54页/共115页2.一支点双向固定，另一

18、端支点游动(跨距大、温度高)固定游动第55页/共115页用可分离型的圆柱滚子轴承或滚针轴承时，内外圈都固定。第56页/共115页 轴向载荷较大固定的支点：向心轴承+推力轴承 第57页/共115页 采用两个角接触球轴承(或圆锥滚子轴承)“背对背”或“面对面”组合的结构。第58页/共115页3.两端游动支承两端游动轴向固定第59页/共115页(三)滚动轴承的轴向紧固内圈紧固的常用方法有：1)弹性挡圈轴向力不大及转速不高时2)螺钉固定的轴端挡圈高转速、大的轴向力钢丝串联防松第60页/共115页3)圆螺母和止动垫圈转速高、较大的轴向力第61页/共115页4)紧定衬套、止动垫圈和圆螺母 用于光轴、轴向力

19、和转速不大、内圈为圆锥孔第62页/共115页 内圈的另一端，常以轴肩作为定位面。为了便于轴承拆卸，轴肩的高度应低于轴承内圈的厚度。第63页/共115页潘存云教授研制拆卸轴承第64页/共115页外圈轴向紧固的常用方法有:1)弹性挡圈轴向力不大及转速不高时第65页/共115页2)弹性挡圈嵌入轴承外圈的止动槽内第66页/共115页3)轴承盖紧固用于高转速及很大轴向力时的各类轴承第67页/共115页4)用螺纹环紧转速高、轴向载荷大，不便使用轴承盖紧固螺钉第68页/共115页(四)轴承游隙及轴上零件位置的调整垫片调整(操作简单)圆螺母调整(操作复杂)1)锥齿轮装配，要调整轴向位置；2)轴承装在套杯中，套

20、杯装在外壳孔中；3)通过增减垫片，可调整锥齿轮轴向位置。第69页/共115页(六)滚动轴承的预紧定义：安装时产生并保持一轴向力，消除轴向游隙意义：内外圈径向及轴向相对移动量要比未预紧大大减少1)夹紧一对圆锥滚子轴承的外圈而预紧第70页/共115页2)用弹簧预紧，可以得到稳定的预紧力3)轴承中间装入长度不等的套筒而预紧，预紧力可由两套筒的长度差控制长短第71页/共115页4)磨窄外圈并夹紧第72页/共115页(七)滚动轴承的润滑d滚动轴承内径，mmn轴承转速，r/min第73页/共115页1.脂润滑适用：不便经常添加润滑剂、不允许润滑油流失而致污 染产品限制：较低的dn值所占容积：1/32/3内

21、部空间锥入度：dn值大、载荷小选锥入度较大粘度小 反之，选锥入度较大滴点：工作温度6105 mmr/min时优点：避免其他润滑方法由于供油过多，油的内摩擦增大 而增高轴承的工作温度。第79页/共115页压强图流速图第80页/共115页3.固体润滑用途：高温中使用的轴承、真空环境中工作的轴承方法：1)用粘结剂将固体润滑剂粘结在滚道和保持架上 2)固体润滑剂加入工程塑料和粉末冶金材料中，制成有自润滑性能的轴承零件 3)电镀、高频溅射、离子镀层、化学沉积薄膜第81页/共115页(八)滚动轴承的密封装置毡圈油封(滑动速度45m/s，抛光轴78m/s)第82页/共115页毛毡：工业常用工具，采用羊毛制成

22、，加工粘合而成。第83页/共115页唇形密封圈(精车轴10m/s，磨光轴15m/s)如果主要是为了封油，密封唇应对着轴承；如果主要是为了防止外物浸入，则密封唇应背着轴承(a)；如果两个作用都要有，使用密封唇反向放置的两个唇形密封圈(b)。第84页/共115页第85页/共115页密封环(含铬的耐磨铸铁100 m/s，锡青铜6080 m/s)密封环靠缺口被压拢后所具有的弹性而抵紧在静止件的内孔壁上第86页/共115页隙缝密封 在轴和轴承盖的通孔壁之间留一个极窄的隙缝，半径间隙通常为0.l0.3 mm。这对使用脂润滑的轴承来说，已具有一定的密封效果。如果在轴承盖上车出环槽，在槽中填以润滑脂，可以提高

23、密封效果。第87页/共115页甩油密封开出沟槽甩油环螺旋式送油槽第88页/共115页曲路密封径向轴向第89页/共115页例题13-1 设某支承根据工作条件决定选用深沟球轴承。轴承径向载荷Fr=5500 N，轴向载荷Fa=2700 N，轴承转速n=1250 r/min，装轴承处的轴颈直径可在5060mm范围内选择，运转时有轻微冲击，预期计算寿命Lh=5000 h。试选择其轴承型号。根据表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时按照表13-6，fd=1.01.2，取fd=1.2，见下页第90页/共115页第91页/共115页 按照表13-5，X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C

24、0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则 根据式(13-6)，求轴承应有的基本额定动载荷值 按照轴承样本或设计手册选择C=61.8 kN的6310轴承 此轴承的基本额定静载荷C0=38 kN。验算如下:相对轴向载荷为第92页/共115页第93页/共115页第94页/共115页 低于预期计算寿命。因题中的轴径尺寸允许取为5060 mm，故可改用6311 按照轴承样本或设计手册选择C=71.5 kN，C0=44.8 kN第95页/共115页第96页/共115页 6311可用 第97页/共115页深沟球轴承的设计步骤1.计算轴向力与径向力的比值Fa/Fr Fa/Fr大于0.22，初取X=0

25、.56，Y=1.5 Fa/Fr小于0.22，初取X=1，Y=02.根据载荷情况取fd，计算当量动载荷P3.计算基本额定动载荷值C第98页/共115页4.选择轴承型号，然后确定C和C05.校核所选型号，先计算相对轴向载荷第99页/共115页6.根据相对轴向载荷，确定e，再确定X和Y，最后算P7.计算使用寿命，看是否够用，若不够用重选型号，再校核第100页/共115页例题13-2 设根据工作条件决定在轴的两端正装两个角接触球轴承，如图13-34a所示。已知轴上齿轮受切向力Fte=2200N，径向力Fre=900N，轴向力Fae=400N，齿轮分度圆直径d=314 mm，齿轮转速n=1440r/mi

26、n，运转中有中等冲击载荷，轴承预期寿命Lh=15000 h。设初选两个轴承型号均为7207C，试验算轴承是否可达到预期寿命的要求。第101页/共115页1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面(图13-34b)和水平面(图13-34c)两个平面力系。Fre的平衡Fae的平衡第102页/共115页铅垂面内径向力计算水平面内径向力计算第103页/共115页铅垂面和水平面内径向力合成2.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2第104页/共115页7207C的C=30500，C0=20000第105页/共115页先初取e=0.4=400N第106页/共115页第107

27、页/共115页3.求轴承当量动载荷P1和P2第108页/共115页第109页/共115页第110页/共115页4.验算轴承寿命 因为P1P2，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求第111页/共115页角接触球轴承的校核步骤1.确定轴向力、径向力、切向力，在铅垂面和水平面内计算轴承的反力，然后以平方和开根号做合成。2.先初取e=0.4，计算派生轴向力Fd1和Fd2，结合轴向力，判定轴的运动方向，确定哪个轴承放松，哪个轴承压紧，再计算实际的轴向力Fa1和Fa2。3.根据轴承型号，确定C0，计算相对轴向载荷，再确定实际的e值，若与初取0.4相差不大，则以实际的e值进行下面的计算，否则再取e重算。4.查表13-5的得到X和Y值，再确定fd，计算两个轴承的当量动载荷，取较大P值计算实际寿命，看是否大于设计寿命。第112页/共115页13-3某深沟球轴承需在径向载荷Fr=7150 N作用下，以n=1 800 r/min的转速工作3800 h。试求此轴承应有的基本额定动载荷C。第113页/共115页第114页/共115页感谢您的观看。第115页/共115页