由于青年工人将一对圆锥滚子轴承装成同向，造成几次试 车都使轴承烧掉。他们认为轴承破坏是设计的问题，后来 才发现是轴承安装不正确所致。
滚动轴承的结构、类型和代号
1.基本代号
前置代号 基本代号 后置代号
1) 类型代号
前述（右起4或5位）
2）内径代号
右起1-2位
d=代号数字×5 ,适用范围20~495mm ,
当轴承在高速、重载且润滑不良时工作，摩擦加剧，发热过 多，可能会发生胶合失效。严重时，甚至轴承与轴颈焊死。
二、设计计算
非液体摩擦滑动轴承
1.径向滑动轴承 条件性计算。一般已知：轴颈直径d(mm)、转速
n(r/min)、和轴承承受的径向载荷FR（N） 设计步骤：
（1）根据轴承的工作条件和使用要求，确定轴承及相应 的轴瓦的结构型式，并选定轴瓦材料。
dB
非液体摩擦滑动轴承
2)胶合——校核pv值 限制pv值是为了防止轴承过热而发生胶合，因pv值大，轴承 单位面积上的摩擦功也大。
pv FR dn [ pv]
d B 601000
3)校核v值 对于比压小的轴承，即使p和pv值验算合格，如果滑动速 度过高，也会发生加速磨损而使轴承报废。
v dn [v]
二、材料
1）青铜 2）轴承合金 3）其它材料 灰铸铁、粉末冶金
§13-4 非液体摩擦滑动轴承
一、主要失效形式
1、磨损
2、胶合
非液体磨擦滑动轴承的工作表面，在工作时有局部的金属接 触，会产生不同程度的摩擦和磨损，使配合间隙增大，当间 隙超过某一允许值时，机器正常运行受到破坏，噪声增大， 旋转精度变低。
例 6305，D=62，B=17，C=17.2KN； 6205，D=52，B=15，C=10.8KN
P1 L1 P1 L2
当L=1（106转）基本额定动负荷C
LP
1C
L
C
(106转）
化成小时数：Lh
106 60n
C P
P(h)
验算公式求寿命
当温度 120降低承载能力，引入温度系数ft , Lh
106
60n
ftC P
改写：C需
P
ft
60nLh 106
C 已知规定寿命选轴承尺寸型号
（2）确定轴承的宽度B。一般由宽径比B/d及d值确定。
B/d↑ 承载↑ 但油不易从两端流出，散热性差。
一般取 B/d=0.5~1.5。 （3）验算轴承的工作能力
1）磨损——校核压强p
限制压强p是为了保证摩擦表面之间保留一定的润滑剂，
（p大，润滑剂易被挤出），避免轴承过度磨损而缩短寿
命。
p FR [ p]
第十三章 滑动轴承设计
第十三章 滑动轴承
§13-1 滑动轴承的类型
1、按工作表面摩擦状态分 （1）液体摩擦滑动轴承 工作时，轴颈和轴承工作表面被一层润滑油膜隔开。由于 两零件工作表面没有直接接触，轴承的阻力只是润滑油分 子间的内摩擦力，所以摩擦系数小（0.001~0.008）， 寿命长，效率高，但是制造精度要求也高，并需在一定条 件下才能实现液体摩擦。 （2）非液体摩擦滑动轴承 工作时，轴颈和轴承工作表面间虽有润滑油存在，但从微 观上看，工作表面局部凸起部分仍发生金属的直接接触， 因此，工作条件要求不高，故在机械中应用仍然较广泛。
3、自位式（自动调心式）
当轴颈较长（宽径比B/d>1.5~1.75），轴的刚度小，或由于 两轴承不是安装在同一刚性机架上，同心度较难保证时，都会 造成轴瓦端部的局部接触，使轴瓦局部磨损严重，此时可采用 自位式滑动轴承。这种轴承将轴瓦外表面做成凸形，与轴承盖 2及轴承座3上的凹形球面相配合。因此，轴瓦可随轴的弯曲或 倾斜而自动调心，从而保证轴颈与轴瓦的均匀接触。
K 0.90 ~ 0.95
pvm [ pv]
vm
d m n
60 1000
dm
1 2
(d1
d2)
[p]和[pv] 值见表13-3
三、实例分析（见P235）
§13-5 滑动轴承的润滑
润滑的目的主要是降低摩擦和减少磨损，提高轴承的效率， 同时还可起到冷却、吸振、防锈的作用。
一、润滑剂 润滑油
润滑剂 油滑脂 固体润滑剂
滑动轴承的结构型式
2、剖分式
该结构由轴承盖、轴承座、剖分瓦和双头螺柱组成。轴承盖和轴 承座剖分面常做成阶梯形，以便定位和防止工作时错动。安装时 上下瓦分面间放有垫片，当轴瓦工作面磨损后，可抽去一些垫片， 以此来调整轴承的间隙。这种结构可调整间隙，且轴承盖可打开 安装轴，便于装拆维修，但结构复杂，价格较贵。
润滑装置 lubricating device
润滑方式 lubricating type
润滑油 lubricating oil
润滑脂 grease (grease lubricant)
内容归纳
本章小结
本章小结
重点学习内容
1.会选用滑动轴承的结构和材料。 2.重点掌握非液体摩擦滑动轴承的设计计算。
α大轴向载荷承受能力大
滚动轴承的结构、类型和代号
1.双列角接触球轴承
0型
外圈厚度不一，接触角0<α≤45°承受径向力和较大轴向力
2.调心球轴承
1型
主要承受径向力，不大的轴向力，外圈内表面为球面，可调心
3.调心滚子轴承
2型
主要承受径向力，一定的双向轴向力，承载能力大，可调心
4.推力调心滚子轴承 2型
主要承受轴向力，不大的径向力，可调心
滚动轴承的结构、类型和代号
5.圆锥滚子轴承
3型
承受较大的联合载荷，安装、调整间隙方便，成对使用
6. 双列深沟球轴承
4型
主要承受径向力
7.推力球轴承
5型
只受轴向力，紧圈与轴紧配合，松圈与机架固定
滚动轴承的结构、类型和代号
8.深沟球轴承
6型
最常见的一种，极限转速高，主要承受径向力，不大的轴向力
60 1000
[p]、[pv]和[v]值见表13-1
4）选择轴承的配合 参考手册 转速高，Δ越大。载荷大， Δ越小。
2.止推滑动轴承
非液体摩擦滑动轴承
止推滑动轴承的计算与径向滑动轴承的相同
1）磨损——校核压强p
p
4
FA
(d
2 2
d12 )K
[ p]
2) 胶合——校核vm值
d1 (0.4 ~ 0.6)d2
基本额定动负荷：轴承受某一载荷，基本额定寿命L=106转， 可靠度为90%，此载荷称为基本额定动负荷，用C表示，C值 可查手册。
一、滚动轴承寿命计算基本公式 轴承寿命与载荷有关，由负荷一寿命曲线（P-L曲线） 试验表明：
P L 常数
ε——寿命指数，球轴承ε=3， 滚子轴承ε=10/3
滚动轴承的寿命计算
液体摩擦实例一：
滑动轴承实例
1976年，广洲渔轮厂拆修渔轮上的柴油机，发现主 轴上的轴承(巴氏合金) 在加工时刮刀留下的刀痕还仍然存 在。该柴油机已使用了l0多年，未更换过主轴承，这说明 轴承已形成液体摩擦，否则会磨损，就看不到刀痕了。
液体摩擦实例二：
原“东方红”轮现为“江峡轮”的齿轮减速器，在 1975 年检查时，发现齿面上在滚齿时滚刀留下的刀痕还存在。 该减速器已使用了几十年，采用喷油润滑，这说明齿轮间 也液形 体成 摩了擦液实体 例摩 三擦 ：，大大降低了磨损。
但00，01，02，03例外，其他为 ：/内径
3）尺寸系列代号 右起3或3-4位
内径d相同，D和B不同的组合
2. 前、后置代号 轴承在结构形状、尺寸、公差、技术要求有改变时在基 本代号左右添加的补充代号。如公差 /P0（省略）， /P6等，分别表示0级和6级公差
滚动轴承的结构、类型和代号
例：试说明轴承代号6206、33215E、7312C及52412/P6的含义 6 2 06 ：深沟球轴承，尺寸系列02 ， 为(窄)轻系列， 轴承内径d = 30mm，公差等级为0级
9.角接触球轴承
7型
α = 15°、25° 40°成对使用
10.推力圆柱滚子轴承 8型
只受轴向力，极限转速低，用于低速重载
11.圆柱滚子轴承
N型
只受径向力，承载能力大，允许角偏移很小
12.滚针轴承
NA型
径向尺寸小，无保持架，只受径向力
滚动轴承实例
轴承安装实例： 我校原港机系设计的5吨轮胎吊，在港机厂制造试车，
承，由于载荷大，跨距大，因此就采用调心滚子轴承(2类)。 现在新设计的齿轮箱(中硬齿面或硬齿面)也采用2类 轴承，这样就可以使齿轮在相互啮合过程中，自动调整接 触线的位置。
§14-3 滚动轴承的主要失效形式和设计准则
一、主要失效形式
1、疲劳点蚀（一般转速）（轴承受变载荷） 2、塑性变形（低速、不回转、摆动） 3、磨损、胶合 各类失效形式 二、设计准则
§14-2 滚动轴承类型的选择（阅读） 主要根据载荷性质、大小、转速高低、调心性能、空间位 置的要求选择。 轴承选择实例一：
1975年我校教师在哈尔滨船厂进行柴油机的组合机 床加工生产线设计中，箱体与缸头多头钻设计最头痛的是 挑选轴承，由于钻杆之间位置紧张，不能采用一般轴承(3 类、6类、7类)，而只能用NA类(滚针轴承)，位置问题解 决了，但有时又不能承受大的轴向力，这就要对整个箱体 与传动进行全面规划。
3 32 15 E ：圆锥滚子轴承 ，尺寸系列32 ， 为特宽轻系列 ， 轴承内径d = 75mm ，加强型 ，公差等级为0级
7 3 12 C ：角接触球轴承 ，尺寸系列03 ， 为(窄)中系列 ， 轴承内径d = 60mm ，公称接触角α=15o ，公差等级为0级 。
5 24 12 /P6 ：双向推力球轴承 ，尺寸系列24 ， 为正常高、 重系列， 轴承内径d = 60mm，公差等级为6级 。