滾動軸承應力計算畢業(yè)設計(論文)

1、<p>　　滾動軸承應力計算及其對軸承壽命、失效的影響研究 </p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　滾動軸承是應用極為廣泛的重要機械基礎件。無論是飛機、汽車、船舶、機床，還是家用電器、IT、OA機器等，凡是有旋轉(zhuǎn)的地方，都離不開軸承。所以，有人把軸承稱為工業(yè)的糧食。在實際的軸承應用過程中，有很大一部分軸承的失效是故障失效，即非正常

2、失效。導致軸承失效的原因有很多，其中由不適當?shù)妮S承安裝調(diào)整方法所造成的軸承失效比例占整體失效比例的很大一部分，因此本文對軸承安裝造成的應力進行計算分析。通過分析表明在軸承的過盈配合安裝中，會在軸承的內(nèi)圈與軸的接觸表面、外圈與軸承座的接觸表面和外圈溝道處產(chǎn)生很大的應力，不正確安裝方法的會使這些表面的應力過大或者過小，使軸承在配合過程中發(fā)生蠕動或者脹裂，從而使軸承過早的失效。所以，必須選用正確的安裝方法。在滾動軸承安裝前，必須對軸、軸承和軸

3、承座都進行檢修，對使用過的軸、軸承座，更應該做全面的精度檢驗，不合要求的零件要給予修復和更換。在安裝過程中，要采用正確的安裝方法。一般滾動軸承的安裝方法，根據(jù)軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸大小和與之配合的性質(zhì)可分為圓柱孔軸承的安裝和圓錐孔軸承的安裝。</p><p>　　關 鍵 詞：滾動軸承，安裝，應力，壽命，失效</p><p>　　ROLLING BEARING STRESS CALCULATION

4、</p><p>　　AND THE IMPACT STUDY OF BEARING</p><p>　　LIFE AND FAILURE</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　Rolling bearing is the extremely wide range of importa

5、nt mechanical basis. Whether it is aircraft,Automobiles, ships, machine tools, or household appliances, the IT, OA machine, any rotation of the place can not be separated from the bearing. Therefore, some people think th

6、at the bearings are the industrial food. In the bearing application process, a large part of the bearing failure is the fault failure, that is non-normal failure. Resulting bearing failure for many reasons, among them, a

7、 large</p><p>　　KEY WORDS：Rolling bearing, Installation, Stress, Life, Failure </p><p><b>　　目 錄</b></p><p&

8、gt;<b>　　前 言1</b></p><p><b>　　第1章 緒論2</b></p><p>　　§1.1 研究課題的提出2</p><p>　　§1.2 研究課題的意義2</p><p>　　§1.3 國內(nèi)外同類研究的現(xiàn)狀2</p>

9、<p>　　第2章 軸承安裝引起的應力與變形4</p><p>　　§2.1 內(nèi)外壓力引起的圓環(huán)應力4</p><p>　　§2.1.1 基礎方程式4</p><p>　　§2.1.2 壓力引起的圓環(huán)應力7</p><p>　　§2.1.3 圓環(huán)直徑的位移8</p>

10、<p>　　§2.2 配合壓力8</p><p>　　§2.2.1 配對圓環(huán)的壓力9</p><p>　　§2.2.2 內(nèi)圈的配合壓力10</p><p>　　§2.2.3 外圈的配合壓力12</p><p>　　§2.3 溝底直徑的變化13</p><

11、p>　　§2.3.1 內(nèi)圈溝道的膨脹13</p><p>　　§2.3.2 外圈溝道的膨脹15</p><p>　　§2.4 套圈內(nèi)產(chǎn)生的應力16</p><p>　　§2.4.1 內(nèi)圈應力16</p><p>　　§2.4.2 外圈應力17</p><p&

12、gt;　　§2.5 當量溝底直徑18</p><p>　　§2.5.1 根據(jù)均值法計算當量溝底直徑20</p><p>　　§2.5.2 根據(jù)絕對平均法計算當量溝底直徑22</p><p>　　§2.5.3 當量溝底直徑計算方法的總結(jié)及在軸承中的應用24</p><p>　　§2.6

13、必要的過盈量25</p><p>　　§2.6.1 載荷引起的過盈量減小25</p><p>　　§2.6.2 溫差引起的過盈量減小26</p><p>　　§2.6.3 表面粗糙度引起的過盈量的減小27</p><p>　　§2.6.4 必要的過盈量和極限值27</p><

14、;p>　　§2.7 6206深溝球軸承計算實例 27</p><p>　　第3章 滾動軸承安裝應力對軸承壽命、失效的影響30</p><p>　　§3.1滾動軸承安裝時過盈配合的必要性30</p><p>　　§3.2 安裝應力對軸承壽命、失效的影響30</p><p>　　§3.2.1

15、內(nèi)圈的安裝應力對軸承的壽命、失效的影響30</p><p>　　§3.2.2 外圈的安裝應力對軸承的壽命、失效的影響31</p><p>　　第4章 滾動軸承正確的安裝方法32</p><p>　　§4.1 安裝軸承前的準備工作32</p><p>　　§4.1.1 軸承安裝前的檢修32</p&g

16、t;<p>　　§4.1.2 安裝環(huán)境的準備33</p><p>　　§4.1.3 安裝前的清洗工作33</p><p>　　§4.2 滾動軸承的安裝34</p><p>　　§4.2.1 圓柱孔軸承的安裝35</p><p>　　§4.2.2 圓錐孔軸承的安裝35&l

17、t;/p><p><b>　　結(jié) 論36</b></p><p><b>　　參考文獻37</b></p><p><b>　　致　謝38</b></p><p><b>　　前 言</b></p><p>　　滾動軸承是應用

18、極為廣泛的重要機械基礎件。無論是飛機、汽車、船舶、機床，還是家用電器、IT、OA機器等，凡是有旋轉(zhuǎn)的地方，都離不開軸承。所以，有人把軸承稱為工業(yè)的糧食。然而在實際的軸承應用過程中，有很大一部分軸承的失效是故障失效，即非正常失效。導致軸承失效的原因有很多，其中由不適當?shù)妮S承安裝調(diào)整方法所造成的軸承失效比例占整體失效比例的很大一部分。因此要對軸承的安裝應力進行計算，進而分析其對軸承壽命和失效的影響。</p><p>

19、　　本文通過對軸承安裝造成的應力進行計算分析，表明在軸承的過盈配合安裝中會在軸承的內(nèi)圈與軸的接觸表面、外圈與軸承座的接觸表面和外圈溝道處產(chǎn)生很大的應力，不正確安裝方法的選擇會使這些表面的應力過小或者過大，進而使在配合過程中發(fā)生蠕動或者脹裂軸承，從而使軸承過早的失效。所以，必須選用正確的安裝方法。在滾動軸承安裝前，必須對軸、軸承和軸承座都進行檢修，對使用過的軸、軸承座，更應該做全面的精度檢驗，不合要求的零件要給予修復和更換。在安裝過程中，

20、要采用正確的安裝方法。滾動軸承的安裝方式有機械式、液壓式和加熱式三種。對于小尺寸（<80mm）圓柱孔軸承，當配合不太緊時，用錘子輕輕敲打即可裝入時采用機械式。安裝時最好使用球形表面的軟鋼安裝套筒。安裝緊配合的軸承時應在軸承（內(nèi)或外）圈上使用安裝套筒，要絕對禁止錘子直接擊打于軸承套圈上。液壓式安裝方法可減小安裝或拆卸力，適用于中型和大型圓錐孔軸承的安裝。加熱式安裝方法適用于安裝緊配合的圓柱孔軸承及機械式無法安裝的軸承。</p&

21、gt;<p><b>　　第1章 緒論</b></p><p>　　§1.1 研究課題的提出</p><p>　　隨著科技的發(fā)展，機械行業(yè)也得到迅猛的發(fā)展，機械產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)越來越合理，其性能、精度和效率的要求也越來越高，從而對機械產(chǎn)品重要支撐零件——軸承也相應地提出了高精度、高靈敏度、高可靠性、高壽命等要求。然而在軸承的實際使用過程當中，由于不正

22、當?shù)陌惭b造成的軸承過早的失效或者損壞的比例占整體失效比例的很大一部分。本文通過對滾動軸承的安裝及其引起的應力計算并進行分析，進而研究其對軸承壽命、失效的影響、從而為延長軸承壽命、推遲軸承失效提供措施。</p><p>　　§1.2 研究課題的意義</p><p>　　通過對滾動軸承的安裝及其引起的應力計算并進行分析，進而研究其對軸承壽命、失效的影響、從而為行業(yè)在使用軸承的過程中提

23、供一個參考，進一步為延長軸承壽命、推遲軸承失效提供有效的措施。</p><p>　　§1.3 國內(nèi)外同類研究的現(xiàn)狀</p><p>　　我國軸承的整體設計技術(shù)水平，在近30年來取得了令人矚目的進步。而滾動軸承的應力分析及計算也是軸承設計及應用的重要依據(jù)，因此國內(nèi)外對此進行了不少的研究。</p><p>　　朱長偉、李曉華等對軋機軸承失效的原因進行了分析,

24、結(jié)果表明有40% ~ 50%的軸承失效是由于安裝調(diào)整不當造成的。從使用的角度, 合理選擇及安裝軸承能有效的減少失效，提高軸承使用壽命。</p><p>　　馬素青指出滾動軸承的安裝在機械制造中是重要的一步，安裝是否合理不僅與操作人員有直接的關系，同時和與軸承連接的軸、殼體的結(jié)構(gòu)尺寸的合理性也有重要關系。</p><p>　　日本國滾動軸承界權(quán)威、千葉大學名譽教授岡本純?nèi)┦吭谄渲鳌肚蜉S

25、承的設計計算》中專門有一章詳細滾動軸承在配合和使用過程中的應力、變形的計算，并且明確的指出合適的過盈量能有效的延長軸承的壽命。</p><p>　　軸承接觸應力和變形的計算可以通過現(xiàn)有的仿真軟件進行計算，也可以通過求解非線性方程進行計算。利用現(xiàn)有的仿真軟件建立軸承的三維動態(tài)仿真分析模型，通過加載邊界條件、選擇適當?shù)乃惴?，進行面一面接觸分析，可以給出軸承內(nèi)外圈和滾動體不同部位的應力和變形，這種方法比較直觀，而且計算

26、速度快，便于實現(xiàn)計算過程的參數(shù)化，也便于工程應用。</p><p>　　本課題通過對滾動軸承安裝及其引起的應力計算進行分析，進而研究其對軸承壽命、失效的影響、從而為延長軸承壽命、推遲軸承失效提供措施。</p><p>　　第2章 軸承安裝引起的應力與變形</p><p>　　§2.1 內(nèi)外壓力引起的圓環(huán)應力</p><p>　　&#

27、167;2.1.1 基礎方程式</p><p>　　1、受力平衡 如果圓周上受力不均勻，則當套圈壁厚與直徑相比，壁厚較薄時，便容易變形。但如果壓力均勻地施加于內(nèi)圓周或外圓周，而且壁厚超過直徑的20%，則視之為厚壁圓環(huán)。滾動軸承的套圈壁厚大多為直徑的20%左右，因此我將其視為厚壁圓環(huán)處理。</p><p>　　如圖2-1a所示，內(nèi)徑為,外徑為（圓環(huán)的軸向以單位長度計算）的厚壁圓環(huán)承受內(nèi)

28、壓，外壓時，圓環(huán)內(nèi)產(chǎn)生的應力可通過以下計算求得。</p><p>　　現(xiàn)在讓我們考慮位于半徑處的微小扇形體積單元，將其放大至圖2-1b，假設其厚度為，中心夾角為，各個面上承受的力處于受力平衡狀態(tài)。另外，這里的下角表示半徑方向（以下簡稱徑向），表示圓周方向（以下簡稱周向）。</p><p>　　就該微小體積單元的受力平衡而言，其圓周方向的受力時均勻的，處于力平衡狀態(tài)。而徑向的受力平衡呈以下關

29、系式。</p><p>　　圖2-1 圓環(huán)的壓力與應力</p><p><b>　　(2-1)</b></p><p>　　式中，很小，可近視的認為，，于是，</p><p><b>　　因此</b></p><p><b>　　(2-2)</b>&l

30、t;/p><p>　　如果省略無窮小量，則可得</p><p><b>　　(2-3)</b></p><p>　　以下根據(jù)此式求、以及半徑變化量。</p><p>　　2、位移與應力 如圖2-2所示，現(xiàn)在將微小圓環(huán)體積單元的徑向位移和周向位移分開考慮。</p><p>　　設半徑處的徑向位移為

31、，則半徑處的位移為，徑向的變形量為兩者之差，即。于是，徑向的應變?yōu)?lt;/p><p><b>　　(2-4)</b></p><p>　　另外，半徑發(fā)生變化的話，周向的長度也將發(fā)生變化。周向應變可用下式表示。 圖2-2 微小體積單的位移元</p><p><b>　　(2-5)</b></p&g

32、t;<p>　　與滾動軸承的套圈直徑相比，其寬度較小，可將其應力、應變關系視為平面應力范疇。根據(jù)材料力學理論，純在以下關系式</p><p><b>　　(2-6)</b></p><p>　　式中：——材料的彈性模量；</p><p>　　——泊松常數(shù)，為泊松比。</p><p>　　將式(2-4)及式(

33、2-5)代入上式(2-6)可得</p><p><b>　　(2-7)</b></p><p>　　將上式(2-7)代入式(2-3)可得</p><p><b>　　(2-8)</b></p><p>　　因為、都不等于零，故</p><p><b>　　(2-9)

34、</b></p><p>　　這是一個二階微分方程式，其通解為</p><p><b>　　(2-10)</b></p><p>　　3、確定積分常數(shù) 現(xiàn)在讓我們來確定式(2-10)中的積分常數(shù)和。為此，將(2-10)代入式(2-7)可得</p><p><b>　　(2-11)</b&

35、gt;</p><p>　　代入邊界條件，當時，，時，。于是，式(2-11)中式呈</p><p><b>　　(2-12)</b></p><p><b>　　取兩式之差有</b></p><p><b>　　從而可得為</b></p><p><

36、;b>　　(2-13)</b></p><p>　　其次，在式(2-12)中，上部數(shù)式等號的兩邊同時乘以，下部數(shù)式等號的兩邊同時乘以，并去兩者之差，有</p><p><b>　　從而可求得為</b></p><p><b>　　(2-14)</b></p><p>　　§

37、;2.1.2 壓力引起的圓環(huán)應力</p><p>　　下面讓我們根據(jù)以上計算結(jié)果，求承受內(nèi)外壓力時的圓環(huán)應力。將式(2-13)，(2-14)的和代入式(2-11)，分別求、可得</p><p><b>　　(2-15)</b></p><p>　　可見，承受內(nèi)壓力或外壓力時，圓環(huán)徑向承受壓應力，而周向則根據(jù)與的大小關系，承受拉應力或壓應力。&l

38、t;/p><p>　　§2.1.3 圓環(huán)直徑的位移</p><p>　　1、內(nèi)壓力引起位移量 厚壁圓環(huán)僅承受內(nèi)壓時，求其半徑處的徑向位移量。為此在式(2-13)及式(2-15)中，設時的、分別為、，則</p><p><b>　　(2-16)</b></p><p>　　將上式代入式(2-10)，有</

39、p><p><b>　　(2-17)</b></p><p>　　可見，圓環(huán)將發(fā)生膨脹。</p><p>　　2、外壓力引起的位移量 假設僅承受外壓力時的位移量為，則令并進行與前文同樣的計算可得（設此時的、為、）</p><p><b>　　(2-18)</b></p><p&

40、gt;　　因此，由式(2-10)可得位移量為</p><p><b>　　(2-19)</b></p><p>　　可見圓環(huán)由于外壓力而收縮。</p><p><b>　　§2.2 配合壓力</b></p><p>　　以上內(nèi)容都是單個圓環(huán)承受壓力時的計算方法，滾動軸承內(nèi)圈以過盈配合安裝于

41、軸，或者外圈以過盈配合裝入軸承座時，配合面內(nèi)將產(chǎn)生緊固力，即配合壓力。以下敘述配合壓力的計算方法。</p><p>　　§2.2.1 配對圓環(huán)的壓力</p><p>　　作為過盈配合計算的基礎，一般假定套圈、軸、軸承座都是厚壁圓環(huán)，相互以過盈配合安裝在一起。為了敘述方便，內(nèi)側(cè)圓環(huán)標以符號，外側(cè)圓環(huán)標以符號，各尺寸符號與圖2-3。</p><p>　　1、承

42、受外壓時圓環(huán)配合面的位移 對軸承來說，內(nèi)側(cè)圓環(huán)相當于安裝在內(nèi)圈內(nèi)的軸，對軸承座來說，則相當于與之配合的外圈。設過盈配合引起的外壓力為，則配合面的位移可通過以下計算求得。</p><p>　　式(2-19)中，令，,，。另外，考慮到與內(nèi)側(cè)圓環(huán)相配合之圓環(huán)的材質(zhì)不同，設，（為材料的彈性模量，為泊松常數(shù)，為泊松比）。于是</p><p>　　圖2-3 配對圓環(huán)</p>&l

43、t;p><b>　　(2-20)</b></p><p>　　2、承受內(nèi)壓時圓環(huán)配合面的位移 對軸承來說，外側(cè)圓環(huán)相當于安裝在軸上的內(nèi)圈，或者內(nèi)裝外圈的軸承座。假設過盈配合引起的內(nèi)壓為，則配合面的位移可求得如下。</p><p>　　在式(2-17)中，令，，，，，，與前文進行同樣的計算可得</p><p><b>　　(

44、2-21)</b></p><p>　　3、配合壓力 假設前文中每個相互以過盈配合安裝，其過盈量為，它相當于互相配合之圓環(huán)雙方的外徑與內(nèi)徑之差，與前文中敘述的徑向位移之間有以下關系。</p><p><b>　　(2-22)</b></p><p>　　因此，根據(jù)式(2-20)、式(2-21)可得配合壓力為</p>

45、<p><b>　　(2-23)</b></p><p>　　§2.2.2 內(nèi)圈的配合壓力</p><p>　　滾動軸承與軸或軸承座相配合時，其尺寸大多以直徑表達以下對計算式的符號進行置換。</p><p>　　1、軸與內(nèi)圈的配合壓力 軸與內(nèi)圈以過盈配合安裝時，將2-4a中的符號適用于式(2-23)可得，，，；另外

46、，如以下角表示軸的材質(zhì)，表示內(nèi)圈的材質(zhì)，則，，，。因此（內(nèi)圈溝底直徑將在后面詳細敘述）</p><p>　　圖2-4 軸承安裝部位的尺寸</p><p>　　a）軸與內(nèi)圈 b）外圈與軸承座</p><p><b>　　(2-24)</b></p><p>　　這是計算軸與內(nèi)圈配合壓力的通式。</p>&l

47、t;p>　　2、軸與內(nèi)圈材質(zhì)相同時 如果軸與內(nèi)圈的材質(zhì)相同，則式(2-24)中，，，故</p><p><b>　　(2-25)</b></p><p>　　3、軸與套圈材質(zhì)相同且軸為實心時 如果軸與內(nèi)圈的材質(zhì)相同，且軸為實心軸，則式(2-25)中，，于是</p><p><b>　　(2-26)</b>

48、</p><p>　　§2.2.3 外圈的配合壓力</p><p>　　1、外圈與軸承座的配合壓力 就配合壓力來說，外圈與軸承座（如果壁厚較薄，則可視為環(huán)狀物體）的過盈配合之基礎計算式與式(2-23)相同。在該式中，采用圖3-4的符號，令，，，并以下角表示外圈材質(zhì)，表示軸承座材質(zhì)，則，，，。采用與軸和內(nèi)圈配合相同的計算可得（外圈溝底直徑將在后面詳述）</p>

49、<p><b>　　(2-27)</b></p><p>　　這是計算外圈與軸承座配合壓力的通式。</p><p>　　2、軸承座與外圈材質(zhì)相同時的計算 如果軸承座的材質(zhì)與外圈相同，則在式(2-27)中，令，，并進行與內(nèi)圈相同的計算可得</p><p><b>　　(2-28)</b></p>

50、<p>　　3、軸承座與外圈材質(zhì)相同且為厚壁時 如果軸承座與外圈的材質(zhì)相同，且壁厚較厚，則在式(2-28)中，令，于是</p><p><b>　　(2-29)</b></p><p>　　§2.3 溝底直徑的變化</p><p>　　§2.3.1 內(nèi)圈溝道的膨脹</p><p>　

51、　內(nèi)圈與軸處于過盈配合好似，將發(fā)生膨脹，溝底直徑也將增大。圓環(huán)承受內(nèi)壓時，其半徑處的半徑增加量由式(2-17)決定。設溝底直徑增大量為，則使用圖2-4a中的符號，令，,可得</p><p><b>　　(2-30)</b></p><p>　　因為式中的相當于配合壓力，故可用式(2-24)中的取代之。另外，以下角表示內(nèi)圈材質(zhì)，表示軸的材質(zhì)，可得</p>

52、<p><b>　　(2-31)</b></p><p>　　如果內(nèi)圈與軸的材質(zhì)相同，則，。于是</p><p><b>　　(2-32)</b></p><p>　　此外，如果軸與內(nèi)圈的材質(zhì)相同，且軸為實心軸，則上式中，因此</p><p><b>　　(2-33)</b

53、></p><p>　　§2.3.2 外圈溝道的膨脹</p><p>　　外圈與軸承座以過盈配合安裝時，外圈將收縮。位于圓環(huán)半徑處的半徑減小量由式(2-19)決定。設溝道直徑的減小量為(取絕對值)，并使用圖2-4b中的尺寸符號，即，,且，同時以下角表示外圈材質(zhì)，表示軸承座材質(zhì)，使用式(2-27)的并進行與軸和內(nèi)圈配合相同的計算了、可得</p><p>

54、;<b>　　(2-34)</b></p><p>　　如果外圈與軸承座的材質(zhì)相同，則式中的,。與式(2-32)進行相同的推導，可得</p><p><b>　　(2-35)</b></p><p>　　如果外圈與軸承座不僅材質(zhì)相同，而且軸承座的壁厚較厚，則在式中令可得</p><p><b&

55、gt;　　(2-36)</b></p><p>　　§2.4 套圈內(nèi)產(chǎn)生的應力</p><p>　　套圈以過盈配合安裝時，其內(nèi)部將產(chǎn)生應力。上文敘述了徑向應力和周向應力，下面參照圖3-4所示的軸承尺寸對其進行替換。</p><p>　　§2.4.1 內(nèi)圈應力</p><p>　　1、徑向應力 內(nèi)圈徑向應力

56、計算推導如下。</p><p>　　在式(2-15)中，令，，，，則任意直徑位置的應力可表達為</p><p><b>　　(2-37)</b></p><p>　　式中是根據(jù)式(2-24)、式(2-25)、式(2-25)求得的配合壓力。另外，由該式可知，為壓應力，越大，越小，故最大應力發(fā)生在內(nèi)徑面上，設該值為，并令，則</p>

57、<p><b>　　(2-38)</b></p><p><b>　　它等于配合壓力。</b></p><p>　　2、周向應力 與徑向應力一樣，對式(2-15)的進行同樣的置換，可得位于直徑處的應力為</p><p><b>　　(2-39)</b></p><p

58、>　　為拉應力，越大，越小，因此，最大應力發(fā)生在內(nèi)徑面上。令，則</p><p>　　(2-40)可見，最大周向應力比式(2-38)中的最大應力大。</p><p>　　§2.4.2 外圈應力</p><p>　　1、徑向應力 外圈以過盈配合安裝于軸承座時，其徑向應力計算可推導如下。在式(2-15)的表達式中，令，，，,則位于任意直徑處的應力可

59、表達為</p><p><b>　　(2-41)</b></p><p>　　為壓應力，對外圈來說，越大，的絕對值也越大，最大應力發(fā)生在外徑面，令，則</p><p><b>　　(2-42)</b></p><p><b>　　即與配合壓力相等。</b></p>

60、<p>　　2、周向應力 在式(2-15)的表達式中，令，則可得外圈周向應力為</p><p><b>　　(2-43)</b></p><p>　　為壓應力，越小，越大，故最大應力發(fā)生在外圈溝底上，即時，</p><p><b>　　(2-44)</b></p><p>　　&#

61、167;2.5 當量溝底直徑</p><p>　　在以上計算中，曾假設內(nèi)、外圈的溝底直徑分別為及。對于這種表述，如果套圈不存在溝道，則外徑（對內(nèi)圈來說）或內(nèi)徑（對外圈來說）尺寸可直接使用。但由于溝道是實際存在的，因此，有必要將其轉(zhuǎn)換成具有當量直徑的圓環(huán)。</p><p>　　在以上計算式中，內(nèi)圈溝道呈或，外圈溝道呈或，于是可以認為溝道直徑以二次方或一次方的形式，對各計算值產(chǎn)生影響。以下敘述

62、當量無溝道圓環(huán)直徑的計算方法。</p><p>　　滾動軸承根據(jù)其型式、尺寸系列、尺寸等的不同而變化萬千，種類繁多。在此，僅以圖2-5a所示的深溝球軸承為代表進行計算。</p><p>　　圖2-5 用于計算實例的深溝球軸承</p><p>　　設軸承的內(nèi)徑與外徑之比為</p><p><b>　　(2-45)</b>

63、</p><p>　　并且以套圈剖面徑向尺寸A為該軸承各尺寸之基準。這樣考慮的理由是，同一尺寸系列的滾動軸承，不論軸承的大小如何，溝部剖面的縱橫比例基本不變，但內(nèi)外徑并不一定與A成比例。因此，先考慮剖面，然后再考慮內(nèi)外徑比較方便。</p><p>　　本例軸承套圈剖面各部分的尺寸比率如圖2-5b所示。另外，本例軸承的B=A，這種情況在實際軸承的設計中也是比較普遍的。于是，軸承各尺寸可用m、

64、A表示如下。</p><p><b>　　(2-46)</b></p><p>　　§2.5.1 根據(jù)均值法計算當量溝底直徑</p><p>　　1、內(nèi)圈的 首先求內(nèi)圈溝部直徑的均方值。如圖2-6a所示，距剖面</p><p>　　圖2-6 根據(jù)均值法計算當量直徑</p><p>

65、;　　a）內(nèi)圈 b）外圈</p><p>　　對稱軸上點軸向距離為(為變量)處的溝道直徑可表達為</p><p><b>　　(2-47)</b></p><p><b>　　因此</b></p><p><b>　　(2-48)</b></p><p

66、>　　將的二次方在軸承中心至溝肩位置的范圍內(nèi)對進行積分，并乘以2，作為整個溝道的積分值，即</p><p><b>　　(2-49)</b></p><p>　　這僅僅是溝道部分的積分值，溝肩部分（直徑為）的二次方積分值也必須加進去，即必須加上</p><p><b>　　(2-50)</b></p>

67、<p><b>　　令當量直徑為,則</b></p><p><b>　　(2-51)</b></p><p>　　一般情況下，單列軸承的，現(xiàn)以為例進行計算。使用電子計算機對進行數(shù)值積分，可得。又，,于是可得。令該值與溝肩直徑比為，則</p><p><b>　　(2-52)</b><

68、/p><p>　　也就是說，當量圓環(huán)的外徑是溝肩直徑的95%。</p><p>　　同樣，如假設及3，然后計算，則分別可得0.9343及0.9218。</p><p>　　2、外圈的 外圈的計算方法基本上與內(nèi)圈相同。如圖2-6b所示，距中心軸向距離為處的溝道直徑可表達為</p><p><b>　　(2-53)</b>

69、</p><p>　　因此，令的二次方積分值為，則</p><p><b>　　(2-54)</b></p><p>　　兩側(cè)溝肩直徑的二次方積分值為</p><p><b>　　(2-55)</b></p><p>　　根據(jù)均方值計算當量直徑可得</p>&l

70、t;p><b>　　(2-56)</b></p><p>　　設于溝肩直徑之比為，則</p><p><b>　　(2-57)</b></p><p>　　與內(nèi)圈一樣，假設外圈的、2.5及3，經(jīng)計算可分別得到=1.042、1.052、1.060?？梢?，由于外圈溝道的直徑比溝肩部直徑大，所以大于1。</p>

71、<p>　　§2.5.2 根據(jù)絕對平均法計算當量溝底直徑</p><p>　　1、內(nèi)圈的 將式(2-49)中的二次方改為一次方，便可計算直徑的一次方均值，即絕對平均值。實際上，一次方平均計算的是面積，采用幾何學方法更加簡便的計算出來。它采用的具體算法是，將套圈剖面面積減去溝道面積。</p><p>　　令圖2-7a中的扇形部分之面積為，則</p>

72、<p>　　圖.2-7 根據(jù)絕對平均計算當量直徑</p><p>　　a）內(nèi)圈 b）外圈</p><p><b>　　(2-58)</b></p><p><b>　　的面積為</b></p><p><b>　　(2-59)</b></p>

73、<p><b>　　因此，溝部之面積為</b></p><p>　　如果內(nèi)圈內(nèi)有溝道，則其剖面積為,從中減去溝道剖面面積，便可得到帶有溝道之內(nèi)圈剖面面積，因此，半徑方向的平均高度為</p><p><b>　　(2-60)</b></p><p>　　令絕對平均法所得之內(nèi)圈外徑為，它與溝肩直徑之比為，則</

74、p><p><b>　　(2-61)</b></p><p>　　以內(nèi)外徑之比m=2、2.5及3為例，計算，分別可得0.9488、0.9318及0.9182。</p><p>　　2、外圈的 外圈溝道的絕對平均計算方法與內(nèi)圈一樣。也就是說，無溝道時的外圈剖面面積與內(nèi)圈相同（即），因此，平均高度也相同。如圖3-7b所示，令絕對平均法所得之外圈內(nèi)

75、徑為，它與溝肩直徑之比為，則</p><p><b>　　(2-62)</b></p><p>　　以m=2、2.5及3為例計算，分別可得1.041、1.051、1.059。</p><p>　　§2.5.3 當量溝底直徑計算方法的總結(jié)及在軸承中的應用</p><p>　　總結(jié)以上各計算結(jié)果可得表2-1。可見，

76、均方值法與絕對平均法的計算結(jié)果非常接近，使用哪種方法都可以。當這些數(shù)值根據(jù)圖3-5所示尺寸比例計算得來的，如果尺寸比例發(fā)生變化的話，當然也會發(fā)生變化。例如，如果軸承變寬或溝肩部變薄，內(nèi)圈的將變大，外圈的將變小，并都向1趨近。但一般情況下軸承都不會發(fā)生很大變化。</p><p>　　表2-1 當量溝底直徑與溝肩直徑之比</p><p>　　1、內(nèi)圈 將表3-1中的和，以及和統(tǒng)一起來，

77、分別用和表示。于是由式(2-52)、式(2-61)及式(2-46)可得</p><p><b>　　(2-63)</b></p><p><b>　　因此</b></p><p><b>　　(2-64)</b></p><p>　　將表2-1進行簡化，可得到的實用值，列于表2

78、-2。</p><p>　　表2-2 的實用值</p><p>　　2、外圈 對于外圈，同樣可將及改為，和改為，并由式(2-57)、式(2-62)及式(2-46)得到</p><p><b>　　(2-65)</b></p><p><b>　　因此</b></p><p

79、><b>　　(2-66)</b></p><p>　　的實用值列于表2-2。 </p><p>　　§2.6 必要的過盈量</p><p>　　§2.6.1 載荷引起的過盈量減小</p><p>　　載荷圍繞套圈旋轉(zhuǎn)時，為了防止套圈繞軸或軸承座旋轉(zhuǎn)，必須采用過盈配合。過盈量依載荷大小而定

80、。A.Palmgren認為，對內(nèi)徑（mm），寬度B（mm）的軸承施加徑向載荷（N）時，所需的過盈量(mm)可用下式表示。</p><p><b>　　(2-67)</b></p><p>　　另外，圖2-8所示的實驗結(jié)果，曾田認為，圖中從上往下第2條曲線為蠕變發(fā)生的上限，推導出了</p><p>　　圖2-8 潤滑及間隙的發(fā)生范圍</p

81、><p><b>　　(2-68)</b></p><p>　　相同，由這兩個計算式得到的當然不一樣?，F(xiàn)在一般推薦的選用準則是，載荷較大時，如果使用式(2-67)，怕產(chǎn)生過盈量不足，因此，（為徑向額定靜載荷）時，采用式(2-67)，否則采用式(2-68)。</p><p>　　下面計算選用計算式時的臨界載荷。令兩式的相等，則有</p>

82、<p><b>　　(2-69)</b></p><p>　　以深溝球軸承6206為例進行說明。因d=30mm，B=16mm，故=7680（N），它相當于?？梢娪嬎闶降耐扑]選用在載荷較小的條件下進行的。當載荷處于之范圍時，如果用式(2-68)計算，那么它將比使用式(2-67)計算出的小，過低估算了過盈量。因此，深溝球軸承之載荷不超過0.7時，使用式(2-67)似乎更安全。<

83、/p><p>　　§2.6.2 溫差引起的過盈量減小</p><p>　　滾動軸承旋轉(zhuǎn)時，滾到上發(fā)生的滾動摩擦，保持架與滾動體及套圈發(fā)生的滑動摩擦，以及潤滑劑的攪拌作用，都會發(fā)熱。軸承內(nèi)部產(chǎn)生的熱量，將通過內(nèi)圈向軸傳導，同時通過外圈向軸承座傳導。</p><p>　　于是，軸承零件之間將產(chǎn)生溫差。一般情況下，內(nèi)圈溫度比軸高，其膨脹量也比軸大。旋轉(zhuǎn)后的過盈量將減

84、小。因此必須預先使用過盈量增加(mm)。A.Palmgren認為，如果軸承內(nèi)部與軸承座周圍的溫差為，且軸具有冷卻效果時，配合面的內(nèi)圈溫度將比軸高（10%~15%），并給出了</p><p><b>　　(2-70)</b></p><p>　　式中：d——軸承內(nèi)徑：</p><p>　　a——鋼的線膨脹系數(shù)，大約為.</p>&l

85、t;p><b>　　故</b></p><p><b>　　(2-71)</b></p><p>　　以上關系式表達的是內(nèi)圈溫度高于軸的情況，對外圈與軸承座來說，外圈溫度高于軸承座，因此，過盈量有可能增大。另外，如果軸及軸承座的材質(zhì)不是鋼，還必須考慮材料線膨脹系數(shù)的影響。</p><p>　　§2.6.3

86、表面粗糙度引起的過盈量的減小</p><p>　　以上的討論是在配合表面幾何形貌理想，即不存在粗糙度的假設前提下進行的，其過盈量是理論值。過盈配合使用配合雙方表面的粗糙形貌壓扁壓平，使有效的過盈量減小。精密研磨面與軸承配合時，如果名義過盈量為，則一般認為有效過盈量可用下式推算。</p><p><b>　　(2-72)</b></p><p>

87、　　§2.6.4 必要的過盈量和極限值</p><p>　　考慮到前文討論的過盈量減小的問題，過盈配合所必需的過盈量必須取較大的值，即</p><p><b>　　(2-73)</b></p><p>　　另外，過大的過盈量將使套圈發(fā)生過大的應力（尤其是拉應力），難免會引起套圈破裂，考慮到這個原因，一般認為其上限為d/1000。<

88、;/p><p>　　§2.7 6206深溝球軸承計算實例</p><p>　　以深溝球軸承6206為例，就該軸承與軸的過盈配合問題進行計算。軸承各參數(shù)為</p><p><b>　　內(nèi)徑d：30mm</b></p><p><b>　　外徑D：62mm</b></p><p

89、><b>　　寬度B：16mm</b></p><p>　　基本額定靜載荷：11.3kN</p><p>　　試求承受徑向載荷時，所需要的過盈量以及當軸為實心鋼制造時，該過盈量引起的配合壓力，內(nèi)圈外徑及內(nèi)圈應力。</p><p>　　1、載荷引起的過盈量減小 首先，求載荷引起的過盈量減小量。令式(2-67)的計算值為，式(2-68)

90、的計算值為，則</p><p>　　由于該載荷條件之>0.3，因此，按照通常推薦的方法，應采用，但因為較大，為了安全起見，我們采用0.0074mm。</p><p>　　2、溫差引起的過盈量減小 假設軸承內(nèi)部與軸承座周圍的溫差為 50℃，則過盈量減小量為</p><p>　　3、總過盈量 對以上計算得到的過盈量進行適當修正，即加上表面粗糙度引起的

91、過盈減小量，便可求得總過盈量。由式(2-73)，得</p><p>　　為安全起見，我們?nèi)?1為必須過盈量。</p><p>　　4、溝底的當量 要對配合帶來的影響進行定量的計算，首先要計算溝底當量直徑。由式(2-45)得。根據(jù)表3-2，假設=0.95，因此，由式(2-64)可得溝底當量直徑為</p><p>　　5、配合壓力 在（3）中計算得到的結(jié)果=

92、0.011mm為過盈量，進行過盈配合，求配合壓力。</p><p>　　由式(2-72)得有效過盈量為</p><p>　　將該值作為式(2-26)的，并假設軸與軸承材料的彈性模量相同，則</p><p>　　6、直徑變化 由式(2-33)得內(nèi)圈溝底直徑膨脹量為</p><p>　　內(nèi)圈的膨脹也將使軸承的內(nèi)部游隙減小，需引起注意。<

93、;/p><p>　　7、套圈應力 配合引起的套圈最大應力計算如下。</p><p>　　1）徑向 根據(jù)(2-38)，配合面徑向的最大應力，即</p><p><b>　　呈壓應力。</b></p><p>　　2）周向 由式(2-40)得到內(nèi)徑面周向的最大應力為</p><p>&l

94、t;b>　　呈拉應力。</b></p><p>　　3）極限過盈量下的應力 在上文中提到，過盈量必須控制在d/1000以下，即本例軸承的過盈量上限為0.030mm，此時，軸承中會產(chǎn)生多大的應力呢？</p><p>　　由式(2-24)、式(2-26)可知，配合壓力與過盈量成比例關系。因此，就本例軸承，對前文求得的按比例計算，得</p><p>

95、;　　于是，徑向最大應力為</p><p>　　該應力是壓應力，一般不會產(chǎn)生多大問題。同樣，由式(2-39)、式(2-44)及式(2-24)、式(2-25)、式(2-26)可知，周向應力也與成比例關系。因此</p><p>　　第3章 滾動軸承安裝應力對軸承壽命、失效的影響</p><p>　　§3.1滾動軸承安裝時過盈配合的必要性</p>

96、<p>　　一般情況下，軸承與軸以及軸承座相配合才能使用。載荷相對于套圈發(fā)生相對旋轉(zhuǎn)，也就是說，當徑向載荷的方向不變，但套圈旋轉(zhuǎn)時；或者套圈靜止，但載荷繞套圈旋轉(zhuǎn)時，配合面上承受載荷的位置將發(fā)生接觸變形；同時在其相反位置將產(chǎn)生間隙。于是配合面的內(nèi)側(cè)零件與外側(cè)零件的圓周長將不一致，內(nèi)側(cè)零件將在外側(cè)零件的內(nèi)徑面內(nèi)滑移。這種滑移式緩慢的，一般稱為蠕變。發(fā)生蠕變后，由于配合面的潤滑較差，在加上磨粒的梨耕作用，配合面將產(chǎn)生嚴重的磨損，使

97、軸承旋轉(zhuǎn)不良、發(fā)熱或引起軸承內(nèi)部磨損，最終導致套圈損壞。為了防止這種現(xiàn)象，需采用過盈配合，使配合面不產(chǎn)生間隙。除此之外，需要使套圈嚴格定位時，也要采用過盈配合。</p><p>　　§3.2 安裝應力對軸承壽命、失效的影響</p><p>　　§3.2.1 內(nèi)圈的安裝應力對軸承的壽命、失效的影響</p><p>　　在§2.2.2內(nèi)圈的

98、配合壓力中論述了軸與內(nèi)圈以過盈配合安裝時，軸與內(nèi)圈的配合壓力的計算通式，由式(2-24)可知，配合壓力與軸好內(nèi)圈的過盈量成正比，過盈量的大小直接影響配合壓力的大小。</p><p>　　在§2.4.1內(nèi)圈應力中論述了內(nèi)圈的徑向應力的計算通式，由式(2-38)可知，為壓應力，越大，越小，故最大應力發(fā)生在內(nèi)徑面上，設該值為，則，即與配合壓力相等。同時，內(nèi)圈的周向應力，由式(2-39)知為拉應力，越大，越小，

99、因此，最大應力發(fā)生在內(nèi)徑面上。由式(2-40)知，最大周向應力比最大徑向應力大。</p><p>　　當軸與內(nèi)圈的過盈量過大時，在內(nèi)圈與軸的接觸面上產(chǎn)生過大的應力，特別是周向的拉應力，在這樣大的拉應力狀態(tài)，難免會使軸承的壽命減少，甚至會使軸承內(nèi)圈破裂，造成軸承損壞。</p><p>　　當軸與內(nèi)圈的過盈量較小時，軸與內(nèi)圈接觸面處的最大壓力，也不足以彌補載荷帶來的變形量，使軸與內(nèi)圈產(chǎn)生相對的

100、蠕動使軸承旋轉(zhuǎn)不良、發(fā)熱或引起軸承內(nèi)部磨損，最終導致套圈損壞。</p><p>　　§3.2.2 外圈的安裝應力對軸承的壽命、失效的影響</p><p>　　在§2.2.3外圈的配合壓力中論述了外圈與軸承座的過盈配合安裝時，外圈與軸承座配合壓力的計算通式，由式(2-27)可知，配合壓力與軸好內(nèi)圈的過盈量成正比，過盈量的大小直接影響配合壓力的大小。</p>

101、<p>　　在§2.4.1外圈應力中論述了外圈的徑向應力的計算通式，由式(2-41)可知，為壓應力，對外圈來說，越大，的絕對值也越大，最大應力發(fā)生在外徑面，則，與配合壓力相等。同時，外圈的周向應力的計算通式，由式(2-43)可知，為壓應力，越小，越大，故最大應力發(fā)生在外圈溝底上，，與配合壓力成比例關系。</p><p>　　當外圈與軸承座的配合過盈量過大時，外圈溝底上壓應力過大，使鋼球與溝道之

102、間接觸變形過大，加速滾動體與溝道的磨損，減少軸承使用壽命。</p><p>　　當軸承外圈與軸承座配合的過盈量較小時，軸承外圈與軸承座接觸面處的最大壓力，也不足以彌補載荷帶來的變形量，使軸與內(nèi)圈產(chǎn)生相對的蠕動使軸承旋轉(zhuǎn)不良、發(fā)熱或引起軸承內(nèi)部磨損，最終導致套圈損壞。同時溝底的壓力較小，鋼球易發(fā)生陀螺旋轉(zhuǎn)，使鋼球和滾道之間發(fā)生相對滑動加劇摩擦發(fā)熱，減小軸承壽命。</p><p>　　第4章

103、滾動軸承正確的安裝方法</p><p>　　軸承安裝的質(zhì)量將影響到軸承的精度、壽命和性能。實際應用中，很多滾動軸承發(fā)生的早期意外失效都與錯誤的安裝有關。因此，在安裝軸承前，需要仔細研究該軸承的安裝方法。</p><p>　　§4.1 安裝軸承前的準備工作</p><p>　　§4.1.1 軸承安裝前的檢修</p><p>

104、　　滾動軸承在安裝之前，應對與之配合的軸、殼體孔、端蓋等零件進行嚴格檢驗。對使用過的軸、殼體孔、更應該全面精度檢驗，不合要求的零件應予以修復或更換。</p><p><b>　　1、軸的檢修</b></p><p>　?。?）檢驗軸頸的偏心，彎曲與直徑變動量（圓度）。將軸頂在車床兩頂尖上，或置于用V形鐵支承的鑄鐵平板上，用千分表指針接觸與軸承配合的軸頸，然后緩慢轉(zhuǎn)動軸

105、，觀察千分表指針在軸頸上的擺動。</p><p>　　（2）檢查軸頸的表面粗糙度。軸頸有毛刺、碰痕時，應先用西搓搓掉，再用細紗布打磨拋光。</p><p>　　（3）檢查軸頸的軸肩垂直度和軸肩根部的圓角半徑。軸肩的垂直度用90°角尺緊靠軸肩處，使其密合，然后借燈光或陽光檢驗，如漏光均勻或者不漏光，說明軸肩垂直。軸肩根部的圓角半徑可以用圓角樣板來檢驗。</p><

106、;p>　?。?）檢驗軸頸尺寸?？梢杂们Х殖呋蚯Х直頇z驗，當軸頸磨損嚴重、尺寸小于規(guī)定的配合要求，與軸承內(nèi)徑配合松動時，應該對軸頸進行修復。一般修復的方法有鑲套、焊補、鍍鉻和低溫鍍鐵、滾花四種方法。</p><p><b>　　2、殼體孔的檢修</b></p><p>　?。?）檢驗殼體孔的圓度和圓柱度（錐度）。對整體式殼體孔，用內(nèi)徑千分尺或游標卡尺檢驗；對于開式

107、殼體孔，必須將兩部分和在一起，并用螺栓擰緊，待接合緊貼后進行檢驗。</p><p>　?。?）檢驗殼體孔與軸擋肩的垂直度。軸擋肩與旋轉(zhuǎn)中心線不垂直時，載荷易集中在軸承局部的滾動體上，使其受力不均勻，產(chǎn)生蠕動，并使?jié)L道受壓過大導致變形影響壽命。</p><p>　　（3）檢驗殼體孔的磨損量及同軸度。軸承座的殼體孔由于磨損變形或鏜孔加工誤差，往往會出現(xiàn)兩邊孔不同心。若不同心，安裝后就會使軸上的

108、齒輪軸線傾斜，破壞主動齒輪與從從動齒輪的中心距，損毀機件，卡死軸承，彎裂軸承殼體孔。</p><p>　　§4.1.2 安裝環(huán)境的準備</p><p>　　安裝場地應與車床、磨床和其他機械設備相距一段距離。場地要求干燥清潔，嚴防鐵屑、砂粒、灰塵、水分進入軸承；應有足夠的空間，能安全轉(zhuǎn)移軸承、軸、安裝部件、工具，配備必須的工作臺、清晰槽。</p><p>　

109、　檢驗軸承型號、尺寸是否符合安裝要求，并根據(jù)軸承的結(jié)構(gòu)特點和與之配合的各個零件部件，選擇好適當?shù)难b配方法，準備好安裝時用的工具和量具。常使用的安裝工具有錘子、銅棒、套筒、專用墊板、螺紋夾具、壓力機等，量具有游標卡尺、千分尺、千分表等。</p><p>　　§4.1.3 安裝前的清洗工作</p><p><b>　　1、軸承的裝前清洗</b></p>

110、;<p>　　新買的軸承上面，絕大多數(shù)都涂有油脂。這些油脂主要用于防止軸承生銹，并不起潤滑作用，因此，徹底的清洗才能安裝使用。清洗的方法是：凡是用防銹油封存的軸承，可用汽油或煤油清洗。凡用厚油和防銹油脂如工業(yè)凡士林防銹的軸承，可先用10號損耗系統(tǒng)用油或變壓器油加熱溶解清洗（油溫不得超過100℃），把軸承侵入油中，待防銹油脂融化后取出冷卻后，再用汽油或煤油清洗。凡用氣相劑、防銹水和其他水溶性防銹材料防銹的軸承，可用皂類基清洗

111、劑，諸如664、平平加（脂肪醇聚氧乙烯醚）、6503、6501等清洗劑清洗。</p><p>　　軸承的清洗質(zhì)量靠手感檢驗。軸承清洗完畢后，仔細觀察，在其內(nèi)外滾道里、滾動體上及保持架的縫隙里總會有一些剩余的油。檢查時，可先用干凈的塞尺將剩余的油刮出，涂與拇指上，用食指慢慢來回搓研，手指間如有沙沙響聲，說明軸承未清洗干凈，應在清洗一遍。最后將軸承拿在手上，捏住內(nèi)圈，撥動外圈水平旋轉(zhuǎn)（大型軸承可放在裝配臺上，內(nèi)圈固定

112、。外圈懸空，壓緊內(nèi)圈，轉(zhuǎn)動外圈），以旋轉(zhuǎn)靈活、無阻滯、無跳動為合格。</p><p>　　對清洗好的軸承，添加潤滑劑后，應放在裝配臺上，下面墊以凈布或紙墊，上面蓋上塑料布，以待裝配，不允許放在地面或箱子上。挪動軸承時，不允許用手直接拿，應帶帆布手套或用凈布將軸承包起后再拿，否則，由于手上有汗氣、潮氣，接觸后易使軸承產(chǎn)生指紋銹。</p><p>　　對兩面帶防塵蓋或密封圈的軸承，以及涂有防銹

113、、潤滑兩用油脂的軸承，因為在制造時就已注入了潤滑脂，故安裝前不用進行清洗。</p><p>　　2、軸和軸承座殼體孔及其他零件的清洗</p><p>　　先用汽油或煤油清洗，干布擦凈，然后涂以少量油以便安裝。這些零件清洗后，應注意凡鑄件上有型砂的要徹底清除；凡與軸承配合的零件上有毛刺尖角時，必須去掉，以免殘砂和金屬碎屑在安裝時落入軸承內(nèi)部，影響裝配質(zhì)量。</p><p&

114、gt;　　§4.2 滾動軸承的安裝</p><p>　　滾動軸承是一種精密的機械零件，品種繁多，軸承的選擇十分重要。但是為了確保使用好的軸承，還有一個十分重要的問題，俺就是軸承的安裝。軸承安裝的質(zhì)量（包括環(huán)境和方法）對軸承和主機的工作性能和使用壽命有著直接影響。</p><p>　　滾動軸承的安裝方式有機械式、液壓式和加熱式三種。對于小尺寸（<80mm）圓柱孔軸承，當配合不

115、太緊時，用錘子輕輕敲打即可裝入時采用機械式。安裝時最好使用球形表面的軟鋼安裝套筒。緊配合時應在軸承（內(nèi)或外）圈上使用安裝套筒，要絕對禁止錘子直接擊打于軸承套圈上。液壓式安裝方法可減小安裝或拆卸力，適用于中型和大型圓錐孔軸承的安裝。加熱式安裝方法適用于安裝緊配合的圓柱孔軸承及機械式無法使用時。</p><p>　　軸承安裝時，安裝時的壓力應直接加在緊配合的擋圈端面上，不能通過滾動體傳遞壓力，因為這樣工作表面造成壓痕

116、，影響軸承正常工作，甚至會使軸承損壞。軸承的保持架、密封圈、防塵蓋等零件很容易變形，安裝軸承的壓力不能加在這些零件端面；必須在套圈端面的圓周上施加均等的壓力，將套圈壓入，不等用錘子等工具直接敲擊軸承端面，以免損傷軸承。在過盈量較小的情況下，可在常溫下用套筒壓住軸承套圈端面，用錘子敲打套筒，通過套筒將套圈均衡的壓入。大批量安裝時，可采用液壓機。壓入時，應保證外圈端面與外殼臺肩端面、內(nèi)圈端面與軸臺肩端面壓緊，不允許有間隙。</p>

117、;<p>　　當過盈量較大時，可采用由油浴加熱胡感應加熱器加熱軸承的方法來安裝，加熱溫度范圍為80～100℃，最高不能超過120℃。同時，應用螺母或其他適當?shù)姆椒ňo固軸承，以防止軸承冷去后寬度方向收縮而使套圈于軸肩之間產(chǎn)生間隙。</p><p>　　軸承的安裝方法應根據(jù)軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸大小和與軸承部件的配合性質(zhì)而定，由此又可以分為圓柱孔軸承的安裝和圓錐孔軸承的安裝兩類。</p><

118、;p>　　§4.2.1 圓柱孔軸承的安裝</p><p>　　圓柱孔軸承是常見的軸承類型，一下為圓柱孔軸承安裝方法及注意事項：</p><p>　?。?）軸承內(nèi)圈與軸是緊配合，外圈于殼體為較松配合，可用壓力機將軸承先壓入軸上，然后將軸連同軸承一起裝入殼體中，壓裝時在軸承端面上墊一軟金屬材料的裝配套管（鋼管或軟鋼管）。裝配套管的內(nèi)徑應比軸頸直徑略大，外徑應小于軸承內(nèi)徑的擋邊直

119、徑，以免壓在保持架上。</p><p>　　（2）軸承外圈與殼體孔為緊配合，內(nèi)圈與軸為較松配合，可將軸承先壓入殼體中，這時裝配套管的外徑應略小于殼體孔的直徑。</p><p>　?。?）軸承內(nèi)圈與軸、外圈與殼體孔都是緊配合，裝配套管端面應做成能同時壓緊軸承內(nèi)外套圈端面的圓環(huán)，或用以圓盤和裝配套管，時壓力同時傳到內(nèi)外圈上，把軸承壓入軸上和殼體中，此種安裝方法特別適用于自動調(diào)心的向心球面軸承的

120、安裝。</p><p>　　（4）加熱安裝軸承所需要的力與軸承尺寸和配合過盈量的大小有關，對于過盈量較大的中、大型軸承常用熱裝的方法。常見的加熱方法有油池加熱和感應加熱兩種。</p><p>　　§4.2.2 圓錐孔軸承的安裝</p><p>　　內(nèi)孔為圓錐孔的軸承總是以過盈配合安裝。安裝時，過盈量不會死如圓柱形內(nèi)孔軸承那樣，由所選取軸的公差決定，而取決于

121、軸承在錐形軸頸或錐形緊定套上推入距離的長短。軸承的起始徑向游隙在推入過程中減小，而推入量的大小決定配合程度，因此，安裝之前必須首先測量軸承的徑向游隙。</p><p>　　在壓力安裝過程中，不斷測量徑向游隙，直至到達要求的徑向游隙減小量及理想的配合為止。一般有用緊定螺母直接安裝和用推卸套安裝兩種方法。</p><p><b>　　結(jié) 論</b></p>