2.2　滾動軸承結構設計技巧與禁忌

常用的滾動軸承絕大多數已經標準化,其結構類型和尺寸均是標準的,因此滾動軸承設計時,除了正確選擇軸承類型和確定型號尺寸外,還需合理設計軸承的組合結構,要考慮軸承的配置和裝卸、軸承的定位和固定、軸承與相關零件的配合、軸承的潤滑與密封和提高軸承系統的剛度等。正確的類型選擇和尺寸的確定以及合理的支承結構設計,都將對軸承的受力、運轉精度、提高軸承壽命和可靠性、保證軸系性能等起著重要的作用。下面就這些方面應注意的問題加以分析。

2.2.1　滾動軸承的主要結構類型及選用原則

(1)滾動軸承的主要結構類型及特性

滾動軸承的結構類型很多,常用滾動軸承的類型及特性見表2?3。

(2)滾動軸承結構選用原則

選用滾動軸承結構時,必須了解軸承的工作載荷(大小、方向、性質)、轉速及其它使用要求,正確選擇軸承結構應考慮以下主要因素。

① 軸承載荷

軸承所受載荷的大小、方向和性質是選擇軸承結構的主要依據。以下選用原則可供考慮。

a.相同外形尺寸下,滾子軸承一般較球軸承承載能力大,應優先考慮。

b.軸承承受純的徑向載荷,一般可選用向心類軸承。

c.軸承承受純的軸向載荷,一般可選用推力類軸承。

d.承受徑向載荷的同時,還有不大的軸向載荷時,可選用深溝球軸承、接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。

e.承受軸向力較徑向力大時,可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承,或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構,以分別承擔徑向載荷和軸向載荷。

f.載荷有沖擊振動時,優先考慮滾子軸承。

② 軸承的轉速

a.球軸承與滾子軸承相比,有較高的極限轉速,故在高速時應優先選用球軸承。

b.高速時,宜選用同一直徑系列中外徑較小的軸承,外徑較大的軸承,宜用于低速重載的場合。

c.實體保持架較沖壓保持架允許高一些的轉速,青銅實體保持架允許更高的轉速。

d.推力軸承的極限轉速均很低。當工作轉速高時,若軸向載荷不十分大,可考慮采用角接觸球軸承承受純軸向力。

e.若工作轉速超過樣本中規定的極限轉速,可考慮提高軸承公差等級,或適當加大軸承的徑向游隙等措施。

③ 軸承的剛性與調心性能

a.滾子軸承的剛性比球軸承高,故對軸承剛性要求高的場合宜優先選用滾子軸承。

b.支點跨距大、軸的彎曲變形大或多支點軸,宜選用調心型軸承。

c.圓柱滾子軸承用于剛性大,且能嚴格保證同軸度的場合,一般只用來承受徑向載荷。當需要承受一定軸向載荷時,可選擇內、外圈都有擋邊的類型。

④ 軸承的安裝和拆卸

a.在軸承座不剖分而且必須沿軸向安裝和拆卸軸承時,應優先選用內、外圈可分離的軸承,如圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承等。

b.在光軸上安裝軸承時,為便于定位和拆卸,可選用內圈孔為圓錐孔(用以安裝在錐形的緊定套上)的軸承。

⑤ 經濟性

a.與滾子軸承相比,球軸承因制造容易,價格較低,條件相同時可考慮優先選用。

b.同型號尺寸公差等級為P0、P6、P5、P4、P2的滾動軸承價格比為1∶1.8∶2.3∶7∶10。在滿足使用要求情況下,應優先選用0級(普通級)公差軸承。

2.2.2　滾動軸承類型的選擇

(1)滾動軸承類型選擇應考慮受力合理

滾動軸承由于結構的不同,各類軸承的承載性能也不同,選擇類型時,必須根據載荷情況和軸承自身的承載特點,使軸承在工作中受力合理,否則將嚴重影響軸承以及整個軸系的工作性能,乃至影響整機的正常工作。下面僅就一些選型受力不合理情況進行分析。

① 一對圓錐滾子軸承不能承受較大的軸向載荷和徑向載荷　軸同時受到較大的軸向載荷和徑向載荷時,不能采用只有兩個圓錐滾子軸承的結構,如圖2?45(a)所示。因為在大軸向載荷作用下,圓錐滾子、滾道發生彈性變形,使得軸的軸向竄動量超過預定值,徑向間隙增大,因此在徑向載荷作用下,發生沖擊振動,軸承將很快損壞。

可考慮改為圖2?45(b)所示形式,在左端改用軸向可以滑動的圓柱滾子軸承,這樣,左端的圓柱滾子軸承即使在右端承受較大軸向載荷時產生微小軸向位移,也不會引起左端的徑向間隙,從而避免了因徑向力作用而造成的振動和軸承損壞。

② 軸承組合要有利于載荷均勻分擔　采用兩種不同類型的軸承組合來承受大的載荷時要注意受力是否均勻,否則不宜使用。例如,圖2?46(a)所示銑床主軸前支承采用深溝球軸承和圓錐滾子軸承的組合,這種結構是很不合適的,因為圓錐滾子軸承在裝配時必須調整,以得到較小的間隙,而深溝球軸承的間隙是不可調整的,因此有可能由于徑向間隙大而沒有受到徑向載荷的作用,兩軸承受載很不均勻。合理設計可將兩個圓錐滾子軸承組合為一個支承,而另一支承可采用深溝球軸承或圓柱滾子軸承,如圖2?46(b)所示。

③ 避免軸承承受附加載荷

a.角接觸軸承不宜與非調整間隙軸承成對組合　如果角接觸球軸承或圓錐滾子軸承與深溝球軸承等非調整間隙軸承成對使用[圖2?47(a)、(c)],則在調整軸向間隙時會迫使球軸承也形成角接觸狀態,使球軸承增加較大的附加軸向載荷而降低軸承壽命。成對使用的角接觸軸承[圖2?47(b)、(d)]的應用是為了通過調整軸承內部的軸向和徑向間隙,以獲得最好的支承剛性和旋轉精度。

b.滾動軸承不宜和滑動軸承聯合使用　一根軸上既采用滾動軸承又采用滑動軸承的聯合結構[圖2?48(a)、(c)]不宜使用,因為滑動軸承的徑向間隙和磨損均比滾動軸承大許多,因而會導致滾動軸承歪斜,承受過大的附加載荷,而滑動軸承卻負載不足。圖2?48(a)可改成圖2?48(b)所示結構。如因結構需要不得不采用滾動軸承與滑動軸承聯合的結構,則滑動軸承應設計得盡可能距滾動軸承遠一些,直徑盡可能小一些,或采用具有調心性能的滾動軸承[圖2?48(d)]。

④ 推力球軸承不能承受徑向載荷　推力球軸承只能承受軸向載荷,工作中存在徑向載荷時不宜使用。例如圖2?49的鑄錠堆垛裝置升降臺支承軸承,選用推力球軸承就屬于這種不合理情況,現分析如下。鑄錠機堆垛裝置的升降臺是將鑄錠機排出的金屬錠進行自動碼垛的配套機構,碼垛操作要求升降臺每升降一次,必須同時順時針或逆時針方向轉過90°。

升降臺為立式圓筒形,通過推力球軸承支承在柱塞式液壓缸的頂部,臺面裝有輥道以承接排列好的金屬錠(每層五錠,共碼四層),堆完一垛金屬錠后,由另設的液壓缸推入輥道輸送機。升降臺利用柱塞式液壓缸控制其上升或下降,利用水平液壓缸、齒條、齒圈傳動來控制正、反轉(90°),按照規定的程序操作以達到預期的運行目標。

本例中,在液壓缸的頂部采用推力球軸承,受力不合理,因為推力球軸承只能承受軸向力,不能承受徑向力,而此裝置在工作過程中卻有徑向力存在。徑向力產生的原因有二,一是漸開線齒形工作時存在徑向力;二是當沿輥道滾動方向推出升降臺上的錠垛時,也有水平方向力作用于升降臺上。另外,軸承座孔尺寸過大,與軸承之間有1mm的間隙,在徑向力作用下,升降臺工作時產生水平偏移,影響齒條同齒輪的正常嚙合,嚴重時有可能將軸承從軸承座推出,若將推力球軸承改為推力角接觸球軸承,并在它下面加一個深溝球軸承(為更可靠),同時將軸承座與軸承外圈的配合改為過渡配合,這樣推力角接觸軸承可以承受以軸向載荷為主的徑向、軸向聯合載荷,從而解決了升降臺工作時的水平移動問題,也改善了齒條、齒輪的嚙合狀態。

R—徑向軸承半徑;R1—推力軸承半徑

⑤ 兩調心軸承組合時調心中心應重合　調心球軸承與推力調心滾子軸承組合時,兩軸承調心中心要重合。如圖2?50(a)所示為某磁選機轉環體通過主軸支承在上、下兩個軸承箱的軸承上,上軸承為調心球軸承,下軸承為推力調心滾子軸承。這種組合支承兩軸承的調心中心必須重合,如若不然將使兩軸承的滾動體和滾道受力情況惡化,致使軸承過早損壞。其原因分析如下。

調心球軸承調心中心為O,推力調心滾子軸承調心中心為O1,設計時兩者應同心,即O與O1在一點。若由于設計不周或軸承底座不平以及安裝調試等誤差,O與O1不重合,如圖2?50(b)所示,造成偏心,這種偏心將迫使滾動體在滾道內運行軌跡發生變化,中心在O1點時,軌跡為Ⅰ,若因上述偏心等原因使中心移至O2,則軌跡為Ⅱ,滾動體在滾道內運動軌跡的這種變化,使滾動體與滾道受到附加載荷,當軸受力變形后,兩調心軸承的運動互相干涉,這種結構原則上很難達到自動調心的目的。所以對此類軸承組合設計時,應特別注意較全面的計算負荷,選用合適的尺寸系列軸承,一般可考慮選用直徑系列和寬度系列大些的軸承類型,應注意使O與O1點重合,如圖2?50(c)所示,同時還要注意安裝精度和軸承座底面的加工精度等。也可考慮改用其它類型的支承。

在圖2?51(a)重載托輪支承中,若采用調心滾子軸承與推力調心滾子軸承,則也屬于調心中心不重合,受力不合理情況,可考慮采用圓錐滾子軸承,如圖2?51(b)所示。

⑥ 調心軸承不宜用于減速器和齒輪傳動機構的支承　在減速箱和其它齒輪傳動機構中,不宜采用自動定心軸承[圖2?52(a)],因調心作用會影響齒輪的正確嚙合,使齒輪磨損嚴重,可采用圖2?52(b)所示形式,用短圓柱滾子軸承(或其它類型軸承)代替自動調心軸承。

(2)軸系剛性與軸承類型選擇禁忌

① 兩座孔對中性差或軸撓曲大應選用調心軸承　當兩軸承座孔軸線不對中或由于加工、安裝誤差和軸撓曲變形大等原因,使軸承內、外圈傾斜角較大時,若采用不具有調心性能的滾動軸承,由于其不具調心性,在內、外圈軸線發生相對偏斜狀態下工作時,滾動體將楔住而產生附加載荷,從而使軸承壽命降低[圖2?53(a)、(b)、(c)],所以這種情況下應選用調心軸承[圖2?53(d)、(e)]。

② 多支點剛性差的光軸應選用有緊定套的調心軸承　多支點的光軸(等徑軸),在一般情況下軸比較長,剛性不好,易發生撓曲。如果采用普通深溝球軸承[圖2?54(a)],不但安裝拆卸困難,而且不能自動調心,使軸承受力不均而過早損壞,應采用裝在緊定套上的調心軸承[圖2?54(b)],不但可自動調心,且裝卸方便。

(3)高轉速條件下滾動軸承類型選擇禁忌

下列軸承類型(圖2?55)不適用于高速旋轉場合。

① 滾針軸承不適用于高速　滾針軸承[圖2?55(a)]的滾動體是直徑小的長圓柱滾子,相對于軸的轉速滾子本身的轉速高,這就限制了它的速度能力。無保持架的軸承滾子相互接觸,摩擦大,且長而不受約束的滾子具有歪斜的傾向,因而也限制了它的極限轉速。一般這類軸承只適用于低速、徑向力大而且要求徑向結構緊湊的場合。

② 調心滾子軸承不適用于高速　調心滾子軸承[圖2?55(b)]由于結構復雜,精度不高,滾子和滾道的接觸帶有角接觸性質,使接觸區的滑動比圓柱滾子軸承大,所以這類軸承也不適用于高速旋轉。

③ 圓錐滾子軸承不適用于高速　圓錐滾子軸承[圖2?55(c)]由于滾子端面和內圈擋邊之間呈滑動接觸狀態,且在高速運轉條件下,因離心力的影響要施加充足的潤滑油變得困難,因此這類軸承的極限轉速較低,一般只能達到中等水平。

④ 推力球軸承不適用于高速　推力球軸承[圖2?55(d)]在高速下工作時,因離心力大,鋼球與滾道、保持架之間有滑動,摩擦和發熱比較嚴重。因此推力球軸承不適用于高速。

⑤ 推力滾子軸承不適用于高速　推力滾子軸承[圖2?55(e)]在滾動過程中,滾子內、外尾端會出現滑動,滾子愈長,滑動愈烈。因此,推力滾子軸承也不適用于高速旋轉的場合。

為保證滾動軸承正常工作,除正確選擇軸承類型和確定型號外,還需合理設計軸承的組合結構。下面各節就軸承組合結構設計的技巧與禁忌進行闡述。

2.2.3　滾動軸承軸系支承固定形式

(1)軸系結構設計應滿足靜定原則

滾動軸承軸系支承結構設計必須使軸在軸線方向處于靜定狀態,即軸系在軸線方向既不能有位移(靜不定),也不能有阻礙軸系自由伸縮的多余約束(超靜定),軸向靜定準則是滾動軸承支承結構設計最基本的重要原則。

若軸在軸向約束不夠(靜不定),則表示軸系定位不確定,這種情況必須避免。如圖2?56(a)、(b)所示軸系,兩個軸承在軸線方向均沒有固定,軸系相對機座沒有固定位置,在軸向力作用下,就會發生竄動而不能正常工作。所以必須將軸承加以軸向固定以避免靜不定問題,但每個軸系上也不能有多余的約束,否則軸系在軸向將無法自由伸縮(超靜定),一般由于制造、裝配等誤差,特別是熱變形等因素,將引起附加軸向力,如果軸系不能自由伸縮,將使軸承超載而損壞,嚴重時甚至卡死,所以軸系支承結構設計也應特別注意防止超靜定問題出現。在軸系支承結構中,理想的靜定狀態不是總能實現的,一定范圍內的軸向移動(準靜定)或少量的附加軸向力(擬靜定)是不可避免的,也是允許的,在工程實際中準靜定和擬靜定支承方式是常見的,它們基本上可看作是靜定狀態,重要的是這些少量的軸系軸向移動和附加軸向力的值的范圍必須是在工程設計允許之中。如圖2?56(c)、(d)所示即屬這種情況。

按照上述靜定設計準則,常見的軸系支承固定方式有三種:兩端單向固定;一端雙向固定、一端游動;兩端游動。前兩種應用較多,下面分別進行闡述。

(2)兩端單向固定

普通工作溫度下的短軸(跨距l≤350mm),支承常采用兩端單向固定形式,每個軸承分別承受一個方向的軸向力,為允許軸工作時有少量熱膨脹,軸承安裝時,應留有0.25~0.4mm的軸向間隙(間隙很小,通常不必畫出),間隙量常用墊片或調整螺釘調節。軸向力不太大時可采用一對深溝球軸承,如圖2?57所示;若軸向力較大時,可選用一對角接觸球軸承或一對圓錐滾子軸承,如圖2?58所示。

在使用圓錐滾子軸承兩端固定的場合,一定要保證軸承適當的游隙,才能使軸系有正確的軸向定位。如果僅僅采用軸承蓋壓緊定位,如圖2?59所示軸系,軸承蓋無調整墊片,則不能調整軸承間隙;壓得太緊,造成游隙消失,潤滑不良,運轉中軸承發熱,燒毀軸承,嚴重時甚至卡死;間隙過大,軸系軸向竄動大,軸向定位不良,產生噪聲,影響傳動質量。所以使用圓錐滾子軸承兩端固定時,一定要設置間隙調整墊片,如圖2?60(a)所示,也可以采用調整螺釘,如圖2?60(b)所示。

(3)一端雙向固定,一端游動

對于跨距較大(l>350mm)且工作溫度較高的軸系,軸熱脹后伸縮量大,宜采用一端雙向固定,一端游動的支承結構,這種支承是較理想的靜定狀態,既能保證軸系無軸向移動,又可避免因制造安裝等誤差和熱變形等因素引起的附加軸向力。常見的一端固定、一端游動的支承結構如圖2?61、圖2?62所示。當軸向載荷不大時,固定端可采用深溝球軸承(圖2?61),軸向載荷較大時,可采用兩個角接觸軸承“面對面”或“背對背”組合在一起的結構,如圖2?62所示(右端兩軸承“面對面”安裝)。

為保證支承性能,使軸系正常工作,固定端與游動端必須考慮固定可靠、定位準確,這里說明幾項值得注意的設計原則。

① 固定端軸承必須能雙向受力　在一端固定、一端游動支承形式中,由于游動端軸承在軸向完全自由,即不能承受任何軸向力,所以固定端軸承必須要能承受軸向正反雙向力。也就是說,能作為固定端的軸承的一個先決條件是:它必須能承受正反雙向軸向力,按此原則,深溝球軸承、內外圈有擋邊的圓柱滾子軸承和一對角接觸軸承的組合等可用作固定端軸承[圖2?63(a)],而滾針軸承、內外圈無擋邊的圓柱滾子軸承、單只角接觸球軸承和單只圓錐滾子軸承等不可用作固定端軸承[圖2?63(b)]。

圖2?64所示為一蝸桿?蝸輪減速器,蝸桿軸支承采用了一端固定、一端游動的支承方式,圖2?64(a)采用了單只角接觸球軸承作為固定端是錯誤的,因為角接觸球軸承只能承受單方向軸向力,不能滿足雙向受力要求,軸系工作中軸向固定不可靠。圖2?64(b)所示采用了一對角接觸球軸承,可以承受雙向軸向力,軸系工作時軸向固定可靠,所以是正確的。

② 游動端軸承的定位　在一端固定、一端游動支承形式中,游動端軸承的功能是保證軸在軸向能安全自由伸縮,不允許承擔任何軸向力。為此,游動端軸承的軸向定位必須準確,其設計原則是:在滿足軸承不承擔軸向力的前提下,盡量多加軸向定位。如采用有一圈無擋邊的圓柱滾子軸承作游動端,則軸承內外圈四個面都需要軸向定位,圖2?65(a)所示是錯誤的,圖2?65(b)所示是正確的。

③ 游動端軸承圈的固定　游動端軸承的軸向“游動”(移動),可由內圈與軸或外圈與殼體間的相對移動來實現,究竟讓內圈與軸還是外圈與殼體之間有軸向相對運動,這應取決于內圈或外圈的受力情況,原則上是受變載荷軸承圈周向與軸向全部固定,而僅在一點受靜載作用的軸承圈可與其外圍有軸向的相對運動。一般情況下,內圈和軸頸同時旋轉,受力點在整個圓周上不停地變化,而外圈與殼體一樣靜止不動,只在一處受靜載,比如齒輪軸系、帶輪軸系,此時,游動端的軸承應將外圈用于軸向移動,而不應使內圈與軸之間移動。圖2?66所示為圓盤鋸軸系支承結構,圖2?66(a)中使軸與內圈間相對移動是不合理的,圖2?66(b)所示使外圈與殼體間軸向移動是合理的。

(4)兩端游動

要求能左右雙向游動的軸,可采用兩端游動的軸系結構。例如人字齒輪由于在加工中,很難做到齒輪的左右螺旋角絕對相等,為了自動補償兩側螺旋角的這一制造誤差,使人字齒輪在工作中不產生干涉和沖擊作用,齒輪受力均勻,應將人字齒輪的高速主動軸的支承做成兩端游動,而與其相嚙合的低速從動軸系則必須兩端固定,以便兩軸都得到軸向定位。通常采用圓柱滾子軸承作為兩游動端,如圖2?67(a)所示。圖2?67(b)采用角接觸球軸承則無法實現兩端游動,屬不合理結構。圖2?67(a)的具體結構見圖2?68。

2.2.4　滾動軸承的配置

(1)角接觸軸承正裝與反裝的基本原則

一對角接觸軸承并列組合為一個支點時,正裝時[圖2?69(a)]兩軸承支反力在軸上的作用點距離B1較小,支點的剛性較小;反裝時[圖2?69(b)]兩軸承支反力在軸上的作用點距離B2較大,支承有較高的剛性和對軸的彎曲力矩有較高的抵抗能力。如果軸系彎曲較大或軸承對中較差,應選擇剛性較小的正裝,而反裝則多用于有力矩載荷作用的場合。

一對角接觸軸承分別處于兩個支點時,應根據具體受力情況分析其剛度,當受力零件在兩軸承之間時,正裝方案剛性好,當受力零件在懸伸端時,反裝方案剛性好,兩方案的對比見表2?4。

為說明角接觸軸承正裝和反裝對軸承受力和軸系剛度的影響,現以圖2?69(c)、(d)的錐齒輪軸系為例進行具體分析。設錐齒輪受圓周力FT=2087N,徑向力FR=537N,軸向力FA=537N,兩軸承中點距離100mm,錐齒輪距較近軸承中點距離40mm,軸轉速1450r/min,載荷有中等沖擊,取載荷系數fd=1.6。軸系采用一對30207型軸承,分別正裝和反裝。由設計手冊查得軸承的基本額定動載荷Cr=51500N,尺寸a=16mm(支點距外圈外端面距離),c=15mm(外圈寬)。現按兩種安裝方案進行計算,其結果列于表2?5。由表可知:正裝由于跨距l小,懸臂b較大,因而軸承受力大,軸承1所受徑向力正裝時約為反裝時的2.2倍,錐齒輪處的撓度,正裝時約為反裝時的2.1倍,所以正裝時軸承壽命低,軸系剛性差。但正裝時軸承間隙可由端蓋墊片直接調整,比較方便,而反裝時軸承間隙由軸上圓螺母進行調整,操作不便。

(2)游輪、中間輪不宜用一個滾動軸承支承

游輪、中間輪等承載零件,尤其當其為懸臂裝置時,如果采用一個滾動軸承支承[圖2?70(a)],則球軸承內外圈的傾斜會引起零件的歪斜,在彎曲力矩的作用下,會使形成角接觸的球體產生很大的附加載荷,使軸承工作條件惡化,并導致過早失效。欲改變這種不良工作狀況,應采用兩個滾動軸承的支承[圖2?70(b)]。

(3)合理配置軸承可提高軸系旋轉精度

① 軸承精度對主軸旋轉精度影響較大　圖2?71所示為主軸軸承精度的配置與主軸端部徑向振擺的關系。軸系有兩個軸承,一個精度較高,假設其徑向振擺為零,另一個精度較低,假設其徑向振擺為δ,若將高精度軸承作為后軸承,如圖2?71(a)所示,則主軸端部徑向振擺為δ1=(L+a)δ/L,若將精度高的軸承作為前軸承,如圖2?71(b)所示,則主軸端部徑向振擺為δ2=(a/L)δ,顯然δ1>δ2,由此可見,前軸承精度對主軸旋轉精度影響很大,一般應選前軸承的精度比后軸承高一級。兩種方案對比分析見表2?6。

　　② 兩個軸承的最大徑向振擺應在同一方向　圖2?72中前后軸承的最大徑向振擺為δA和δB,按圖2?72(a)所示,將兩者的最大振擺裝在互為180°的位置,主軸端部的徑向振擺為δ1,按圖2?72(b)所示將兩者的最大振擺裝在同一方向,主軸端部的徑向振擺為δ2,則δ1>δ2,可見,圖2?72(b)結構較為合理。所以同樣的兩軸承,如能合理配置,可以取得比較好的結果。

③ 傳動端滾動軸承的配置　為了保證傳動齒輪的正確嚙合,在滾動軸承結構為一端固定、一端游動時,不宜將游動支承端靠近齒輪[圖2?73(a)],而應將游動支承遠離傳動齒輪[圖2?73(b)]。

又例如,滾動軸承支承為一端固定、一端游動時,若如圖2?74(a)所示主軸前端靠近游動端,則對軸向定位精度影響很大。所以,固定端軸承應裝在靠近主軸前端[圖2?74(b)],另一端為游動端,熱膨脹后軸向右伸長,對軸向定位精度影響小,較為合理。

2.2.5　滾動軸承游隙及軸上零件位置的調整

(1)角接觸軸承游隙的調整

角接觸軸承,例如圓錐滾子軸承、角接觸球軸承,間隙不確定,必須在安裝或工作時通過調整確定合適的間隙,否則軸承不能正常運行,因此使用這類軸承時,支承結構設計必須保證調隙的可調。例如,一齒輪傳動軸系,兩端采用一對圓錐滾子軸承的支承結構,其結構如圖2?75(a)所示,這是一種常用的以軸承內圈定位的結構。這種結構工作時,軸系升溫后發熱伸長,由于圓錐滾子軸承的間隙不能調整,所以軸承壓蓋將與軸承外圈壓緊,使軸承產生附加軸向力,阻力增大,軸系無法正常工作,嚴重時甚至卡死。圖2?75(b)所示結構將軸承內圈定位改為軸承外圈定位,在軸端用圓螺母將軸承內圈壓緊,當軸受熱伸長時,軸承內圈位置可以自由調整,軸承不會產生附加載荷,軸系可正常工作。

(2)軸上零件位置的調整

某些傳動零件,如圖2?76(a)所示的圓錐齒輪,要求安裝時兩個節圓錐頂點必須重合;蝸桿傳動[圖2?76(b)]要求蝸桿軸線位于蝸輪中心平面內,才能正確嚙合。因此,設計軸承組合時,應當保證軸的位置能進行軸向調整,以達到調整錐齒輪或蝸桿的最佳傳動位置的目的。

圖2?77(a)結構沒有軸向調整裝置,該圖設計中有兩個原則錯誤:一是使用圓錐滾子軸承而無軸承游隙調整裝置,游隙過小,軸承易產生附加載荷,損壞軸承,游隙過大,軸向定位差,兩種情況均影響軸承使用壽命;二是沒有獨立的錐齒輪錐頂位置調整裝置,在有適當軸承游隙的情況下,應能調整圓錐齒輪錐頂位置,以確保圓錐齒輪的正確嚙合。為此,可將確定其軸向位置的軸承裝在一個套杯中[圖2?77(b)],套杯則裝在外殼孔中,通過增減套杯端面與外殼間墊片厚度,即可調整錐齒輪或蝸桿的軸向位置。圖2?77(b)中調整墊片1用來調整軸承游隙,調整墊片2用來調整錐頂位置。

2.2.6　滾動軸承的配合

(1)滾動軸承配合制及配合種類的選擇

滾動軸承的配合主要是指軸承內孔與軸頸的配合及外圈與機座孔的配合。滾動軸承是標準件,為使軸承便于互換和大量生產,軸承內孔與軸的配合采用基孔制,即以軸承內孔為基準孔,軸承外徑與外殼孔的配合采用基軸制,即以軸承的外徑為基準軸,在配合中均不必標注。與內圈相配合的軸的公差帶,以及與外圈相配合的外殼孔的公差帶,均按圓柱公差與配合的國家標準選取,這里值得一提的是滾動軸承內孔的公差帶在零線之下,而圓柱公差標準中基準孔的公差帶在零線之上,所以軸承內圈與軸的配合比圓柱公差標準中規定的基孔制同類配合要緊得多。圖2?78表示了與滾動軸承配合的回轉軸和機座孔常用公差及其配合情況,從圖中可以看出,對于軸承內孔與軸的配合而言,圓柱公差標準中的許多過渡配合在這里實際成為過盈配合,而有的間隙配合,在這里實際變為過渡配合。軸承外圈與外殼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,配合性質類別基本一致,但由于軸承外徑公差值較小,因而配合也較緊。

滾動軸承配合種類的選取,應根據軸承的類型和尺寸、載荷的大小和方向以及載荷的性質等來決定。滾動軸承的回轉套圈受旋轉載荷(徑向載荷由套圈滾道各部分承受),應選緊一些的配合;不回轉套圈受局部載荷(徑向載荷由套圈滾道的局部承受),選間隙配合,可使承載部位在工作中略有變化,對提高壽命有利。常見的配合可參考表2?7。一般來說,尺寸大、載荷大、振動大、轉速高或溫度高等情況下應選緊一些的配合,而經常拆卸或游動套圈則采用較松的配合。

依據上述原則,圖2?75中圓錐滾子軸承內圈與軸頸的配合選用間隙配合顯然是不合適的,應選用圓柱公差標準中的過渡配合而實質上是過盈配合的k6(見圖2?78公差帶關系圖)。如果只是從表面上選取圓柱公差標準中的過盈配合,如p6、r6等也是不合適的,因為這樣會造成軸承內孔與軸頸過緊,過緊的配合是不利的,會因內圈的彈性膨脹使軸承內部的游隙減小,甚至完全消失,從而影響軸承的正常工作。以上幾種配合方案對比見表2?8。

(2)采用過盈配合避免軸承配合表面蠕動

承受旋轉載荷的軸承套圈應選過盈配合,如果承受旋轉載荷的內圈與軸選用間隙配合[圖2?79(a)],那么載荷將迫使內圈繞軸蠕動,原因如下:因為配合處有間隙存在,內圈的周長略比軸頸的周長大一些,因此,內圈的轉速將比軸的轉速略低一些,這就造成了內圈相對軸緩慢轉動,這種現象稱為蠕動。

由于配合表面間缺乏潤滑劑,呈干摩擦或邊界摩擦狀態,當在重載荷作用下發生蠕動現象時,軸和內圈急劇磨損,引起發熱,配合表面間還可能引起相對滑動,使溫度急劇升高,最后導致燒傷。

避免配合表面間發生蠕動現象的唯一方法是采用過盈配合[圖2?79(b)]。采用圓螺母將內圈端面壓緊或其它軸向緊固方法不能防止蠕動現象,這是因為這些緊固方法并不能消除配合表面的間隙,它們只是用來防止軸承脫落的。

2.2.7　滾動軸承的裝拆

(1)滾動軸承的裝配

① 滾動軸承安裝要定位可靠　

滾動軸承的內圈與軸的配合,除根據軸承的工作條件選擇正確的尺寸和公差外,還需注意軸承的圓角半徑r和軸的圓角半徑R的選取。如果軸承圓角半徑r小于軸的圓角半徑R[圖2?80(a)],則軸承無法安裝到位,定位不可靠。所以,必須使軸承的圓角半徑r大于軸的圓角半徑R[圖2?80(b)],以保證軸承的安裝精度和工作質量。如果考慮到軸的圓角太小應力集中較大因素的影響和熱處理的需要,需加大R,從而難于滿足r>R時,可考慮軸上安裝間隔環,如圖2?80(c)所示。另外軸肩的高度也不可太淺[圖2?80(d)],否則軸承定位不好,影響軸系正常工作。

② 避免外小內大的軸承座孔　如圖2?81(a)所示的軸承座,由于外側孔小于內側孔,需采用剖分式軸承座,結構復雜。若采用圖2?81(b)所示形式,可不用剖分式,對于低速、輕載小型軸承較為適宜。

③ 軸承部件裝配時要考慮便于分組裝配　在設計軸承裝配部件時,要考慮到它們分組裝配的可能性。圖2?82(a)所示結構,由于軸承座孔直徑D選得比齒輪外徑d小,所以必須在箱體內裝配齒輪,然后再裝右軸承。又因為帶輪輪輻是整體無孔的,需要先裝左邊端蓋然后才能安裝帶輪。而圖2?82(b)的結構則比較便于裝配,因為軸承座孔D比齒頂外徑d大,可以把預先裝在一起的軸和軸承作為整體安裝上去。并且為了扭緊左邊軸承蓋的螺釘,在帶輪輪輻上開了一些孔,更便于操作。

④ 在輕合金或非金屬機座上裝配滾動軸承禁忌　不宜在輕合金或非金屬箱體的軸承孔上直接安裝滾動軸承[圖2?83(a)],因為箱體材料強度低,軸承在工作過程中容易產生松動,所以應如圖2?83(b)所示,加鋼制襯套與軸承配合,不但增強了軸承處的強度,也增加了軸承處的剛性。

⑤ 避免兩軸承同時裝入機座孔　一根軸上如果都使用兩個內、外圈不可分離的軸承,并且采用整體式機座時,應注意裝拆簡易、方便。圖2?84(a)所示因為在安裝時兩個軸承要同時裝入機座孔中,所以很不方便,如果依次裝入機座孔[圖2?84(b)]則比較合理。

⑥ 機座上安裝軸承的各孔應力求簡化鏜孔　對于一根軸上的軸承機座孔需精確加工,并保證同軸度,以避免軸承內、外圈軸線的傾斜角過大而影響軸承壽命。

同一根軸的軸承孔直徑最好相同,如果直徑不同時[圖2?85(a)],可采用帶襯套的結構[圖2?85(b)],以便于機座孔一次鏜出。機座孔中有止推凸肩時[圖2?85(c)],不僅增加成本,而且加工精度也低,要盡可能用其它結構代替,例如用帶有止推凸肩的套筒。當承受的軸向力不大時,也可用孔用彈性擋圈代替止推凸肩[圖2?85(d)]。

⑦ 軸承座受力方向宜指向支承底面　安裝于機座上的軸承座,軸承受力方向應指向與機座連接的接合面,使支承牢固可靠,如果受力方向相反,如圖2?86(a)所示,則軸承座支承的強度和剛度會大大減弱。合理結構如圖2?86(b)所示。在不得已用于受力方向相反的場合,要考慮即使萬一損壞軸也不會飛出的保護措施。

⑧ 軸承的內、外圈要用面支承　滾動軸承是考慮內、外圈都在面支承狀態下使用而制造的,如果是圖2?87(a)的使用方式,外圈承受彎曲載荷,則外圈有破壞的危險,采用這種使用方式的場合,外圈要裝上環箍,使其在不承受彎曲載荷的狀態下工作,如圖2?87(b)所示。

(2)滾動軸承的拆卸

對于裝配滾動軸承的孔和軸肩的結構,必須考慮便于滾動軸承的拆卸。

圖2?88(a)中軸的凸肩太高,不便軸承從軸上拆卸下來。合理的凸肩高度應如圖2?88(b)所示,約為軸承內圈厚度的2/3~3/4,凸肩過高將不利于軸承的拆卸。為拆卸,也可在軸上銑槽[圖2?88(c)]。

圖2?89(a)中?A<?B,不便于用工具敲擊軸承外圈,將整個軸承拆出。而圖2?89(b)中,因?A>?B,所以便于拆卸。

又如圖2?90(a)所示,圓錐滾子軸承可分離的外圈較難拆卸,而圖2?90(b)所示結構,外圈則很容易拆卸。

2.2.8　滾動軸承的潤滑與密封

(1)滾動軸承的潤滑及其密封

① 滾動軸承的潤滑　滾動軸承一般高速時采用油潤滑,低速時采用脂潤滑,某些特殊環境如高溫和真空條件下采用固體潤滑。滾動軸承的潤滑方式可根據速度因數dn(d為滾動軸承的內徑,mm;n為軸承轉速,r/min)值選擇(表2?9)。dn值間接地反映了軸頸的圓周速度。

② 滾動軸承的密封　滾動軸承的密封按照其原理不同可分為接觸式密封和非接觸式密封兩大類。非接觸式密封不受速度的限制。接觸式密封只能用于線速度較低的場合,為保證密封的壽命及減少軸的磨損,軸接觸部分的硬度應在40HRC以上,表面粗糙度宜小于Ra1.6~0.8μm。

各種密封裝置的結構和特點見表2?10。

(2)滾動軸承潤滑禁忌

① 高速脂潤滑的滾子軸承易發熱　由于滾子軸承在運轉時攪動潤滑脂的阻力大,如果高速連續長時間運轉,則溫度升高,發熱大,潤滑脂會很快變質惡化而喪失作用。因此滾子軸承(圖2?91)不適于高速連續運轉脂潤滑條件下工作,只限于低速或不連續場合。高速時宜選用油潤滑。

② 避免填入過量的潤滑脂　在低速、輕載或間歇工作的場合,在軸承箱和軸承空腔中一次性加入潤滑脂后就可以連續工作很長時間,而不需要補充或更換新脂。若裝脂過多[圖2?92(a)],易引起攪拌摩擦發熱,使脂變質惡化而喪失潤滑作用,影響軸承正常工作。潤滑脂填入量一般不超過軸承空間的1/3~1/2[圖2?92(b)]。

③ 不要形成潤滑脂流動盡頭　在較高速度和載荷的情況下使用脂潤滑,需要有脂的輸入和排出通道,以便能定期補充新的潤滑脂,并排出舊脂。若軸承箱蓋是密封的,則進入這一部分的潤滑脂就沒有出口,新補充的脂就不能流到這一頭,持續滯留的舊脂惡化變質而喪失潤滑性質[圖2?93(a)],所以一定要設置潤滑脂的出口。在定期補充潤滑脂時,應先打開下部的放油塞,然后從上部打進新的潤滑脂[圖2?93(b)]。

④ 立軸上脂潤滑的角接觸軸承要防止潤滑脂從下部脫離軸承　安裝在立軸上的角接觸軸承,由于離心力和重力的作用,會發生脂從下部脫離軸承的危險[圖2?94(a)],對于這種情況,可安裝一個與軸承的配合件構成一道窄隙的滯流圈來避免[圖2?94(b)]。

⑤ 浸油潤滑油面不應高于最下方滾動體的中心　浸油潤滑和飛濺潤滑一般適用于低、中速的場合。油面過高[圖2?95(a)]攪油能量損失較大,溫度上升,使軸承過熱,是不合理的。一般要求浸油潤滑時油面不應高于最下方滾動體中心[圖2?95(b)]。

⑥ 軸承座與軸承蓋上的油孔應暢通　如圖2?96(a)所示,軸承座與軸承蓋上的油孔直徑比較小,油孔很難對正,因此不能保證油孔的暢通,應采用圖2?96(b)所示的結構,其軸承蓋如圖2?96(c)所示,這樣油便可暢通無阻。軸承蓋上一般應開四個油孔,如果軸承蓋上沒有開油孔,則潤滑油無法流入軸承進行潤滑。

(3)滾動軸承密封禁忌

① 脂潤滑軸承要防止稀油飛濺到軸承腔內使潤滑脂流失　當軸承需要采用脂潤滑,而軸上傳動件又采用油潤滑時,如果油池中的熱油進入軸承中,會造成油脂的稀釋而流走,或油脂熔化變質,導致軸承潤滑失效。

為防止油進入軸承及潤滑脂流出,可在軸承靠油池一側加擋油盤,擋油盤隨軸一起旋轉,可將流入的油甩掉,擋油盤外徑與軸承孔之間應留有間隙,若不留間隙[圖2?97(a)],擋油盤旋轉時與機座軸承孔將產生摩擦,軸系將不能正常工作。一般擋油盤外徑與軸承孔間隙約為0.2~0.6mm[圖2?97(b)、(c)]。常用的擋油盤結構如圖2?97(d)所示。

② 氈圈密封處軸頸與密封槽孔間應留有間隙　氈圈密封是通過將矩形截面的氈圈壓入軸承蓋的梯形槽中,使之產生對軸的壓緊作用實現密封的,軸承蓋的梯形槽與軸之間應留有一定間隙,若軸與梯形槽內徑間無間隙[圖2?98(a)],則軸旋轉時將與軸承蓋孔產生摩擦,軸系無法正常工作。正確結構如圖2?98(b)所示。氈圈油封形式和尺寸如圖2?98(c)所示。

③ 正確使用密封圈密封　密封圈用耐油橡膠或皮革制成,起密封作用的是與軸接觸的唇部,有一圈螺旋彈簧把唇部壓在軸上,以增加密封效果。使用時要注意密封唇的方向,密封唇應朝向要密封的方向。密封唇朝向箱外是為了防止塵土進入[圖2?99(a)],密封唇朝向箱內是為了避免箱內的油漏出[圖2?99(b)]。如防塵采用圖2?99(b)或防箱內油漏出采用圖2?99(a)則是錯誤的。如果既要防止塵土進入,又要防止潤滑油漏出,則可采用兩個密封圈,但要注意密封圈的安裝方向,使唇口相對的結構是錯誤的[圖2?99(c)],正確結構應使兩密封圈唇口方向相反,如圖2?99(d)所示。

④ 避免油封與孔槽相碰　安裝油封的孔,盡可能不設徑向孔或槽,圖2?100(a)所示的結構是不合理的,對壁上必須開設徑向孔或槽時,應使內壁直徑大于油封外徑,在裝配過程中可避免接觸油封外圓面,如圖2?100(b)所示。

⑤ 彎曲的旋轉軸不宜采用接觸式密封　如果軸系剛性較差,而且外伸端作用著變動的載荷,不宜在彎曲狀態旋轉的軸上采用接觸式密封[圖2?101(a)],因為由于載荷的變化,接觸部分的單邊接觸程度也發生變化,密封效果較差,同時由于這種單邊接觸促進接觸部分的損壞,起不到油封的作用,所以這種情況宜采用非接觸式密封[圖2?101(b)]。

⑥ 多塵、高溫、大功率輸出(入)端密封不宜采用氈圈密封　氈圈密封結構簡單、價廉、安裝方便,但摩擦較大,尤其不適于在多塵、溫度高的條件下使用[圖2?102(a)],容易漏油,這種條件下可采用圖2?102(b)所示的結構,增加一有彈簧圈的密封圈,或采用非接觸式密封結構形式。