第十二章滑動軸承

一、分析與思考題

12-20在滑動軸承上開設油孔和油槽時應注意哪些問題？

答：1、應開設在非承載區；

2、油槽沿軸向不能開通。

12-21一般軸承的寬徑比在什么范圍內？為什么寬徑比不宜過大或過小？

答：一般B/d為0.3—1.5；

B/d過小，承載面積小，油易流失，導至承載能力下降。但溫升低;

B/d過大，承載面積大，油易不流失，承載能力高。但溫升高。

12-22滑動軸承常見的失效形式有哪些？

答：磨粒磨損，刮傷，咬粘（膠合），疲勞剝落和腐蝕。

12-23對滑動軸承材料的性能有哪幾方面的要求？

答：1、良好的減摩性，耐磨性和抗咬粘性。

2、良好的摩擦順應性，嵌入性和磨合性。

3、足夠的強度和抗腐蝕能力。

4、良好的導熱性、工藝性、經濟性。

12-24在設計滑動軸承時，相對間隙中的選取與速度和載荷的大小有何關系？

答：速度愈高，力值應愈大；

載荷愈大，巾值應愈小。

12-25驗算滑動軸承的壓力p、速度/和壓力與速度的乘積pv,是不完全液體潤滑滑軸承設

計的內容，對液體動力潤滑滑動軸承是否需要進行此項驗算？為什么？

答：也應進行此項驗算。因在起動和停車階段，滑動軸承仍處在不完全液體潤滑狀態。另

外，液體動力潤滑滑動軸承材料的選取也是根據［p］、［pv］、［v］值選取。

12-26試說明液體動壓油膜形成的必要條件。

答：相對滑動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙；有相對速度，其運動方向必須使油由

大端流進，小端流出；潤滑油必須有一定的粘度，且充分供油；

12-27對已設計好的液體動力潤滑徑向滑動軸承，試分析在僅改變下列參數之一時，將如何

影響該軸承的承載能力。

⑴轉速n=500r/min改為n=700r/min；

(2)寬徑比B/d由1.0改為0.8;

⑶潤滑油由采用46號全損耗系統用油改為68號全損耗系統用油

(4)軸承孔表面粗糙度由R,=6.3Pm改為Rz=3.2um?

答：(1)承載能力t

(2)承載能力I

(3)nt,承載能力t

(4)RzI,允許卜府1,偏心率f,承載能力fo

12-28在設計液體潤滑軸承時,當出現下列情況之一后,可考慮采取什么措施(對每種情況提

出兩種改進措施)？

(1)當hmi?<［hmin］時；

⑵當條件P〈［p］、V<［v］、pv<［pv］不滿足時；

⑶當計算入口溫度3偏低時。

答：(1)說明承載能力不夠。可：dt；Bt；nt；小(等。

(2)可改選材料；Bfo

(3)說明軸承的溫升過高，承載量過大。可：dt,Bt；巾fnt等。

12-29液體動力潤滑軸承承載能力驗算合格的基本依據是什么？

答；pW［p］；pv<［pv］；v<［v］；hmin>［hmin］；ti>35°一40°C。

12-30就液體動力潤滑的一維雷諾方程迦=6利”勾，說明形成液體動壓潤滑的必要條

dxh3

件。

答：能承載，電應大于0,所以：

dx

n>0,潤滑油應有一定的粘度；

v>o,有相對速度；

h#ho,有楔形間隙，油由大端流進小端流出。

12-31圖所示為兩個尺寸相同的液體摩擦滑動軸承，其工作條件和結構參數(相對間隙以

動力粘度〃、速度外軸徑A軸承寬度⑻完全相同。試問哪個軸承的相對偏心率x較大

些？哪個軸承承受徑向載荷尸較大？哪個軸承的耗油量。較大些？

答：偏心率：x=e/6半徑間隙：8=R-r

(1)Xa>Xb

Cpt承載能力Ft；xfcPt,所以,Fa>Fb；

題12—31圖

(3)令耗油量(或流量)系數為CqC,

”Bd

則：潤滑油流量q=Cq巾vBd,由書中圖12—16可知：品隨著x的增大先增

???X值不詳qa、qb誰大無法判斷

或當x在頂點左側時，qa>qb

x在頂點有側時，qa<qb

二、設計計算題

12-32起重機卷筒軸采用兩個不完全液體摩擦徑向滑動軸承支承，已知每個軸承上的徑向載

荷F=100KN,軸頸直徑d=90mm,轉速n=90r/min。擬采用整體式軸瓦，試設計此軸承，并選

擇潤滑劑牌號。

解：1、選寬徑比B/d=l,B=90mm

pv=5.137Mpa./s

由表12—2ZCuZnl6Si4（16-4硅黃銅）[p]=12Mpa[pv]=10Mpam/s[v]=2m/s

或：ZCuA110Fe3（10-3鋁青銅）[p]=15Mpa[pv]=12Mpam/s[v]=4m/s

表12—31號鈣鈉基脂。沒有合適的潤滑油。

12-33有一不完全液體潤滑徑向滑動軸承，軸頸直徑d=200mm,軸承寬度B=250mm,軸承材

料選用ZCuAllOFes,當軸轉速為60r/min、100r/min>500r/min時，軸承允許的最大徑向載

荷各為多少？

解：由表12—2ZCuA110Fe3(10-3鋁青銅)

[p]=15Mpa[pv]=12Mpam/s[v]=4m/s

FWB.d[p]=250X200X15=750KN

irdn

v-%=0.628%

60x1000

匕=1.047%匕=5.236%

V3>[v]材料不合適。

FW[PV]Bd/vFi^955.414KN二取F=750KN

F2W573.065KN取F=573.065KN

n=500r/min時，v>[v]不滿足。

12-34一液體動力潤滑徑向滑動軸承,承受徑向載荷F=70kN,轉速n=1500r/min軸徑直徑

d=200mm,寬徑比B/d=O.8,相對間隙巾=0.0015,包角a=180°,采用32號全損耗系統用油

（無壓供油），假設軸承中平均油溫550°3油的粘度n=0.018Pa.s,求最小油膜厚度臉”。

r/codB八,Fyr

解：由F=-!—^C=

PprjcoBd

0=^^0=157.081/sd=0.2mB=0.8d=0.16m

H=0.0182=0.0015Cp=l.74

表12—7B/d.—0.8插值可得：x—0.7237

hmin=rit>(1-x)=0.041445mm=41.4um

12-35某轉子的徑向滑動軸承，軸承的徑向載荷F=10000N,軸承寬徑比B/d=l.0,軸徑的轉

速n=1000r/min,載荷方向一定，工作情況穩定，軸承相對間隙”=0.84?xl（）—'（v為軸

頸圓周速度，m/s）,軸頸和軸瓦的表面粗糙度Rzi=3.2kim,Rz2=6.3um,軸瓦材料的[p]=20MPa,

[v]=15m/s,[pv]=15MPa.m/s,油的粘度n=0.028Pa.s。

⑴求按混合摩擦潤滑（不完全液體潤滑）狀態設計時，軸頸的直徑曲？。

⑵將由⑴求出的軸頸直徑進行圓整，（尾數為0或5）,試問在題中給定條件下此軸承

能否達到液體潤滑狀態？

解：（1）按不完全液體潤滑狀態，設計軸頸直徑：

由F/（dB）W[P],B/d=l得

,F7idn」「,、Fmi..,

由pv=---.---------<\pv}得d>-----------=34.907mm

Bd60x100060000[/7V]

應取d=35mm驗算v=ndn/60000=l.8326m/s<[v]=15m/s

（2）按液體潤滑狀態計算

計算軸承相對間隙：〃=0.8折xIO'=o.ooo93O8

FU_10000x000093082

計算承載量系數:Cp=2.4155

2r/vB-2x0.028x1.8326x0.035

再由品和B/b=l,查表12—7得：偏心率x^0.75

計算最小油膜厚度：hmin=rW(1-x)=17.5X

0.0009308(1-0.75)=0.00407225mm

計算許用最小油膜厚度，取S=2

[hrtn]=S(Rzl+RZ2)=2(3.2+6.3)=0.019mm

因為hmin＜必觀],故該軸承在題中給定的條件下不能達到液體潤滑狀態。

第十三章滾動軸承

三、分析與思考題

13-26滾動軸承共分幾大類型？寫出它們的類型代號及名稱，并說明各類軸承受何種載荷

(徑向或軸向)。

答：

13—27為什么30000型和70000型軸承常成對使用？成對使用時，什么叫正裝及反裝？什

么叫“面對面”及“背靠背”安裝？試比較正裝及反裝的特點。

答：30000型和70000型軸承只能承受單方向的軸向力，成對安裝時才能承受雙向軸向力。

同時這兩類軸承的公稱接觸角a大于零，承受徑向載荷時會產生內部軸向力，為避免軸在內

部軸向力作用下產生軸向移動，30000型和70000型軸承通常應成對使用。

正裝和反裝是對軸的兩個支承而言，兩個支承上的軸承外套圈薄邊相對(大口徑)安裝叫正

裝，外套圈厚邊相對(小口徑)安裝叫反裝。“面對面”和“背靠背”安裝是對軸的一個支

承而言，一個支承上的兩個軸承大口徑相對為“面對面”

安裝，小口徑相對為“背靠背”安裝。

正裝：軸熱伸長可能會使軸承卡死；

反裝：軸熱伸長會使受載滾動體個數減少。

13-28滾動軸承的壽命與基本額定壽命有何區別？按公式L=(CZP廠計算出的L是什么含

義？

答：軸承的壽命是指出現點蝕前的壽命(轉速)，是一般概念的壽命。在一批軸承中，各個

軸承的壽命離散性很大。而基本額定壽命是指對于點蝕失效具有90%可靠度的壽命。是一

個特定意義的壽命。L=(C/P/中的L為軸承的基本額定壽命，單位為1()6轉。

13-29滾動軸承基本額定動載荷C的含義是什么？當滾動軸承上作用的當量動載荷不超過

C值時，軸承是否就不會發生點蝕破壞？為什么？

答：C的含義見教材。

當PWC時，軸承是否發生點蝕要具體分析。當說要求的工作壽命等于(CZP)'時，出現點蝕的

概率為10%；大于(CZP)'對，概率大于10%；小于(CZP)'對，概率小于10%。總有點蝕出現

的可能性，僅概率大小不同。

13-30對同一型號的滾動軸承，在某一工作狀況下的基本額定壽命為心若其它條件不變,

僅將軸承所受的當量動載荷增加一倍，軸承的基本額定壽命將為多少？

答：對于球軸承，當P-2P,L'=(￡)3=』(C)3

2P8P8

「io

對于滾子軸承，當p-2P,r=(―)y

2P

13—31滾動軸承常見的失效形式有哪些？公式是針對哪種失效形式建立起來

的？

答：滾動軸承常見的失效形式有：疲勞點蝕、塑性變形、磨粒磨損、粘著磨損(膠合)等。

公式L=(C/P)‘是針對疲勞點蝕失效形式建立起來的。

13—32你所學的滾動軸承中，哪幾類滾動軸承是內、外圈可分離的？

答：29000、30000、N0000>NU0000、NJ0000、NA0000型軸承的內外圈是可以分離的。推

力軸承51000和52000型軸承的軸圈和座圈是可以分離的。

13-33什么類型的滾動軸承在安裝時要調整軸承游隙？常用哪些方法調整軸承游隙？

答：29000>30000>70000,51000、52000型軸承的游隙大小是可變的，安裝時應根據使用

要求進行調整。其它軸承都有規定的游隙系列，使用時通常不調整游隙。游隙的大小可通過

墊片、調整螺母等方法進項調整。

13—34滾動軸承支承的軸系，其軸向固定的典型結構形式有三類：

(.1)兩支點各單向固定：

(2)一支點雙向固定，另一支點游動：

(3)兩支點游動。試問這三種類型各適用什么場合？

答：兩支點各單向固定的支承方式用于工作溫度變化較小且支承跨度不大的短軸；

一支點雙向固定，另一支點游動的支承方式用于工作溫度變化較大且支承跨度較大的長軸；

兩支點游動的支承方式用于人字齒輪的游動齒輪軸。

13-35一高速旋轉、傳遞較大功率且支承跨距較大的蝸桿軸，采用一對正裝的圓錐滾子軸

承作為支承。是否合適？為什么？

答：因為蝸桿傳動效率低。若傳遞功率大，轉速高，則溫升大。蝸桿采用正裝結構時，蝸桿

軸熱伸長會使軸承卡死。如果采用反裝結構，軸伸長不會使軸承卡死，但會使受載滾動體個

數減少。因此，對這種蝸桿傳動應采用一端雙向固定，一端游動的支承方案。

13-36滾動軸承的回轉套圈和不回轉套圈與軸頸或機座裝配時所采用的配合性質有何不

同？常選用什么配合？其配合的松緊程度與圓柱公差標準中相同配合有何不同？

答：滾動軸承回轉套圈與軸頸或機座的配合應緊一些，常選用過盈配合；不回轉套圈與軸頸

或機座的配合應松一些，常選用間隙或過渡配合，目的在于允許其略有轉動，工作中可適當

改變套圈的受力位置，對提高壽命有利。

滾動軸承是標準件，配合應以它為基準。滾動軸承內孔的尺寸公差帶采用上偏差為零、下偏

差為負的分布，這與通常的基孔制配合中基準孔的尺寸公差帶不同，因而滾動軸承內圈配合

在采用同樣的配合符號時，比通常圓柱公差標準中的基孔制配合略緊。滾動軸承外圈與機座

孔的配合與圓柱公差標準中規定的基軸制同類配合相比較，配合性質的類別基本一致，但由

于軸承外徑的公差值較小，因而配合也較緊。

13-37在圓錐齒輪傳動中，小圓錐齒輪的軸常支承在套杯里，采用這種結構形式有何優點？

答：采用這種結構形式有利于調整小圓錐齒輪軸的位置，目的在于保證錐頂重合，保證全齒

寬嚙合。同時通過調整軸承外圈或內圈的軸向位置，可使軸承達到理想的游隙或所要求的預

緊程度。

13-38滾動軸承常用的潤滑方式有哪些？具體選用時應如何考慮？

答：滾動軸承常用的潤滑方式有油潤滑、潤滑脂及固體潤滑劑潤滑。

具體選用時主要根據滾動軸承的dn值選取適當的潤滑方式，參見教材p324

13-39接觸式密封有哪幾種常用的結構形式？分別適用于什么速度范圍？

答：接觸式密封有：

1.氈圈密封：這種密封主要用于潤滑脂的場合，用于滑動速度小于4?5m/s的地方；

2.唇形密封圈：用于滑動速度小于10?15m/s的地方；

3.密封環：用于滑動速度小于60?100m/s的地方。

13—40在唇形密封圈密封結構中，密封唇的方向與密封要求有何關系？

答：在唇形密封圈密封結構中，密封唇的方向要朝向密封的部位，即如果主要是為了封油,

密封唇應對著軸承（朝內）；如果主要是為了防止外物侵入，則密封唇應背著軸承（朝外）;

如果兩個作用都要有，最好使用密封唇反向放置的兩個唇形密封圈。

四、設計計算題

13—41某轉軸由一對代號為3。3/2的圓錐滾子軸承支承，軸上斜齒輪的軸向分力凡=5〃。3

方向如圖。已知兩軸承的徑向支反力用例及老刃。四軸的轉速片907加力，運轉中

有中等沖擊，軸承工作溫度小于120°C,試計算軸承的壽命。

題13—41圖

由《機設課程設計》查得303/2圓錐滾子軸承：e=\.5tga,y=QActga,Cr=162KN

a=12°57'10"=12.95278°,/.e=0.345,y=1.74

工i_13600券=6351N,方向如圖示,

=3908N,弓2

2-y~2x1.74

：用1+/=3908+5000=8908N＞工2,軸承2壓緊，軸承1放松

???Fai=Fdi=3908N,%=%+Fa=89082V

F_3908

al0.287<e,

二一13600

二4=fpFrl=(1.2-1.8)x13600=(16320-24480)7V

加

;89080.40>e,

Fr2~22100

??.p2=fp(xFr2+陽2)=(L2T.8)(0.4X22100+1.74X8908)=(29208-43812)N

ioio

66

io(cry10(162000V

：P?>P\*,,院=(6987-1809)/?

60〃h60x720129208^43812J

13—42如圖所示，安裝有兩個斜齒圓柱齒輪的轉軸由一對代號為窗/如C的軸承支承。已知

兩齒輪上的軸向分力分別為Fml=3000N,Fse2=5000N,方向如圖。軸承所受徑向載荷Frl=8600N,

Fr2=12500N.

求兩軸承的軸向力修八%；當量動載荷只八只2。

解：由《機設》表13-7知：Fd=0.68FrFaei

由《機設課程設計》查得9/的。軸承：1

x=0.41,y=0.87,e=0.68Fd2

C,=31.5KN,C=25.2KN

Or?xX

FM=0.68x8600=5848^,

Fd2=0.68x12500=8500?/,Fae2

方向如圖示,題13—42圖

?/Fdi+Faei=88482V<Fd2+Fae2=135OO7V,軸承1“壓緊”,軸承2“放松”,

■-Fal=Fd2+Fae2-Fael=10500N,Fa2=Fd2=8500N,

_10500

-----=---------->

Fri8600

PrX=fP(xFrl+yFal)=(1.0?1.2)(0.41x8600+0.87x10500)=(12661?15193)N

Fs=85000.68=e,

Fr2—12500

Pr2=fPFrl=(1.0-1.2)x12500=(12500?15OOO)2V

13—43一對笈7A4C軸承分別受徑向力用=80。6MFr2=52OON,軸上作用FA力(方向如圖)。

試求下列情況下各軸承的內部軸向力用及軸向力F4>FA=22OON；⑦FA=900N；6FC904N；

(4)FFON。

用FdiFAFd2冏

不?-

八八

FriFr2

解：由《機設》表13-7知：Fd=0.68Fr

題13—43圖

Fdl=0.68工1=0.68x8000=5440N,

Fd2=0.68工2=0.68x5200=3536^,

(1)FA=22OON時:

FF

di+A=3536+2200=5736>FdX軸承1“壓緊”，軸承2“放松”，

???Fal=Fd2+FA=57362V,Fa2=Fd2=35362V

(2)FA=900N時:

2+%=3536+900=4436〈用i軸承1“放松”，軸承2“壓緊”，

???%=Fdl=54402V,Fa2=Fdl-FA=45402V

(3)FA=1904N時:

FF

di+A=3536+1904=5440=Fdl軸承1和2的軸向力等于各自的內部軸向

力，

Fal=Fdl=5440N,工2=Fd2=35362V

(4)FA=ON時:軸承1和2的軸向力相等且等于兩內部軸向力中的大值，

F

???/1=a2=max(工1，工2)=Fdl=54402V

13—44圓錐齒輪減速器輸入軸由一對代號為30206的圓錐滾子軸承支承，已知兩軸承外圈

間距為72mm,錐齒輪平均分度圓直徑4=56.25mm,齒面上的圓周力Ft=1240N,徑向力Fr=400N,

軸向力￡=以或各力方向如圖所示。求軸承的當量動載荷月八%