第二节
滚动轴承通用特性

一、轴承的温度

（一）轴承内部的摩擦与发热

轴承的温度是表征轴承热量的参数。轴承在运转时其温度变化来源于自身的发热以及外部传导来的热量。其中轴承自身的发热是由于轴承运转时内部存在摩擦而引起的。

对于滚动轴承而言，轴承在运转时其内部的摩擦主要由四大部分组成：滚动摩擦、滑动摩擦、流动摩擦（流体阻力） 、密封摩擦。

滚动摩擦主要发生在滚动体与滚道之间，与轴承所承受的载荷、轴承滚道以及滚动体表面精度、润滑有关。

滚动轴承内部的滑动摩擦在滚动轴承内部也会发生。比如滚动体与保持架之间的摩擦，带挡边的圆柱滚子轴承的挡边与滚动体端面的摩擦，圆锥滚子轴承的挡边与滚动体端面之间的摩擦等。这部分摩擦的大小与轴承所承受的载荷、轴承的转速、轴承润滑的情况以及轴承磨合的情况有关。

一般轴承内部都会使用润滑剂，不论是润滑脂还是润滑油，当轴承滚动时搅动润滑剂都会产生一定的流体阻力，称之为流动摩擦。这部分摩擦带来的热量也是轴承温度升高的组成部分。流动摩擦与润滑剂的类型、工作黏度、润滑流量以及轴承类型、转速相关。

密封摩擦主要是轴承附带密封件中密封唇口和被密封面之间的摩擦。这个摩擦属于滑动摩擦，它的大小与密封类型、密封唇口与被密封面之间接触力的大小、密封面粗糙度等因素相关。

轴承行业对轴承内部产生摩擦的研究已经比较完善。对轴承温度的估算是基于轴承内部摩擦产生的能量经过换算得到的。

1.轴承摩擦转矩的粗略估算

关于轴承内部摩擦的计算，其中最简单的估算方法就是按照轴承载荷与轴承摩擦系数之间的关系公式进行计算，即

式中 M ——摩擦转矩（N·mm）；

μ ——摩擦系数；

P ——当量动载荷（N）；

d ——轴承内径（mm）。

对于一般工况，可以按照表3-16选取轴承摩擦系数。

对于轴承载荷 P ≈0.1 C （ C 为额定动载荷），且润滑良好的一般工作条件，可以从表3-17中选取确定值。

轴承摩擦转矩的粗略估算是将轴承摩擦的四大组成部分等效成一个粗略的摩擦系数进行估算。事实上，SKF集团在2003年推出的《轴承综合型录》中针对轴承摩擦转矩的四大组成部分已给出相对准确的计算方法。由于其计算相对比较复杂，并且在计算中各个参数在不同品牌之间也存在一定的差异，因此本书不罗列具体的计算方法，有兴趣的读者可以自行查阅。

随着技术的进步和计算机应用的普及，目前也出现了很多针对轴承摩擦转矩以及摩擦热量计算的仿真工具，可以更准确全面地对轴承内部摩擦产生的热量值及分布情况进行计算。

2.轴承温升的计算

根据式（3-1）可以得到轴承运行时的摩擦转矩，由轴承摩擦造成的功率损失可以通过式（3-2）计算，即

式中 Q ——摩擦产生的热量（W）；

M ——轴承的总摩擦转矩（N·mm）；

n ——轴承转速（r/min）。

如果知道轴承与环境之间每1℃温差带走的热量（冷却系数），就可以估计此时轴承的温升，即

式中 Δ T ——轴承温升（℃）；

Q ——摩擦产生的热量（W）；

W _s ——冷却系数（W/℃）。

（二）轴承许用温度范围

轴承能够运行的温度是一个很宽泛的概念。轴承通常由轴承内圈、外圈，以及滚动体、保持架、润滑和密封等零部件构成，如果轴承在某个温度下稳定运行，这些零部件不仅需要能够承受该温度，并且还要在该温度下承载、运转。通常选择轴承时，就已经选定了轴承的这些零部件，因此某个轴承能稳定运行的最高温度就已经被选定了。

轴承运行时在其内圈、外圈等部位存在一定的温度差异，一般用轴承的静止圈温度作为测量的基准。也就是说，实际工况中应该采取轴承静止圈温度作为轴承温度值，如果无法直接测量轴承静止圈温度，则应该尽量贴近轴承静止圈以采取温度值。

齿轮箱工程师在轴承选型时对轴承温度进行考量之前需要明确一点：齿轮箱轴承的温度与周围零部件温度相对比大致是怎样一个状态。

滚动轴承本身使用滚动替代滑动从而减小摩擦、减少阻力，也就减少了功率损失，从而也减少了发热。从表3-16及表3-17也不难看出，滚动轴承自身的摩擦很小，发热量也很低。换言之，滚动轴承自身的温度受到外界影响比较大。对于齿轮箱而言，润滑油温度、齿轮啮合发热、密封发热等对轴承温度的影响所占比例更大。

当齿轮箱运行时，一旦出现轴承成为整个机构中的主要发热体或者是热量的主要来源的情况，工程师应足够重视，及时关注与检查，以排除隐患。

轴承选型更多地考虑是外界环境温度对轴承的要求以及轴承自身各个零部件是否能够在这个温度下稳定地运行。具体到齿轮箱轴承选型时，齿轮箱工程师需要考虑轴承圈（内圈、外圈）、滚动体、保持架、密封件以及润滑剂（自带润滑的轴承）所能承受的温度范围。

1.轴承钢热处理稳定温度

轴承内圈、外圈和滚动体一般都是由轴承钢制造而成，因此轴承这些零部件的承受温度范围就是考量所选轴承的轴承钢能够承受的温度范围。这个温度范围不是泛指轴承钢熔点等物理状态改变的温度，而是考虑轴承钢能够保持其力学性能的温度范围，其中最重要的就是轴承钢的热处理稳定温度。

轴承钢经过一定的热处理其尺寸、强度等可以保持一定的稳定性。

轴承钢的热尺寸稳定性是指轴承钢在受热作用下其外形尺寸保持一定程度的稳定性能。当然，在受热时，钢材内部金属组织结构和成分也会发生变化，而对于外观最重要的变化就是尺寸和硬度的变化。

普通轴承钢都有一个热处理稳定温度，在这个温度以下轴承可以保持尺寸稳定，同时轴承钢的硬度等也满足使用要求。轴承的热处理稳定温度一般为150℃，在轴承上通常用后缀SN标记，或者省略标记。除此之外，根据DIN 623-1:2020-06，轴承的热处理稳定温度及其相应后缀见表3-18。

相应地，各个厂家对不同类型轴承的热处理稳定温度有不同的要求，因此具体热处理稳定温度需要咨询相应厂家。举例如下。

FAG轴承：外径<240mm的轴承热处理稳定温度为150℃；外径>240mm的轴承热处理稳定温度为200℃。其他热处理稳定温度用后缀标出。

SKF轴承：深沟球轴承热处理稳定温度为120℃；圆柱滚子轴承热处理稳定温度为150℃，调心滚子轴承热处理稳定温度为200℃。其他热处理稳定温度用后缀标出。

NTN轴承：默认轴承热处理稳定温度为120℃，其他热处理稳定温度用后缀标出。

对于齿轮箱工程师而言，在选用轴承时，工况温度应该在其热处理稳定温度范围之内，一旦超出这个范围，轴承在工况温度下的尺寸以及硬度等性能就不能保持稳定，需要选用其他热处理稳定温度等级的轴承。

2.轴承保持架使用温度范围

不同材质的轴承保持架能够承受的温度范围不同。钢或者黄铜保持架能够承受的温度范围比较大，与轴承钢相近。但是尼龙保持架能够承受的温度一般只有-40～120℃，不建议使用者超出这个温度范围。但是对于某些短时超出温度范围（尤其是高温）的情况，可能还能使用。因为尼龙保持架随温度上升，其硬度变软是一个连续过程，不是到120℃突然失效，所以在略微超过120℃的温度下依然有使用的可能性。

尼龙保持架的使用寿命、轴承静止圈的长时间工作温度和润滑剂之间的关系如图3-9所示。

图3-9中三条曲线自上而下为：

①滚动轴承润滑脂K，依据DIN 51825:2004《润滑剂 润滑脂K分类和要求》。

②齿轮油。

③准双曲面齿轮润滑油。

3.轴承密封件温度范围

对于闭式轴承，在某工作温度下选择合适的轴承就需要考虑密封件可以承受的温度范围。一般地，闭式轴承的防护方式多为金属材料防尘盖以及橡胶材料密封件。

对于金属材料防尘盖，通常温度范围不需要特殊考虑。

对于橡胶材料密封件，需要根据密封件所采用橡胶材料的不同，来获知密封件的工作温度范围。常用的密封轴承密封件材料是丁腈橡胶（NBR）以及氟橡胶（FKM）。丁腈橡胶工作温度范围是-40~100℃，同时也可以短时工作于120℃；氟橡胶工作温度范围是-30~200℃，同时可以短时工作于230℃以内。

其他密封材质的密封件允许工作温度需要咨询相应的厂家。

4.轴承润滑的温度

温度是影响润滑的一个最重要的关键因素。随着温度的升高，油脂基础油黏度降低。轴承如果在高温或者低温下运行，就需要非常特殊的油脂。并且，基于70℃计算的油脂寿命，其运行温度每升高15℃，寿命降低一半。因此，轴承能否运行于高温环境，轴承本身的材质并不是最大的障碍，而油脂的选择成为最大的瓶颈。

关于温度和轴承润滑之间的关系，属于润滑选择和设计的范畴，具体内容请参考润滑部分的内容，本节不重复。

二、轴承的转速能力

齿轮箱工程师在轴承选型时需要考虑轴承的转速能力。轴承运转速度在很高的情况下其内部会产生很大的离心力，这对轴承自身的强度是一个考验。同时，高速旋转的轴承内部摩擦产生和热量更高，由此带来的发热变化以及产生的一系列影响，对轴承运转形成限制。

（一）轴承的转速额定

轴承制造厂家的产品目录都会列出轴承的转速额定值。轴承的转速额定是轴承诸多额定值中重要的组成部分。但是，不同的厂家对额定值的界定有所不同。

读者翻阅不同品牌的轴承型录时，会发现一般轴承的转速额定值分为两类：有的分为油润滑额定转速和脂润滑额定转速；有的分为机械极限转速和热参考转速。

这些转速中，有的转速作为额定值，在实际工况中如果经过一些调整是可以被超越的；有些转速额定值无论如何不能被超越。但是总体而言，轴承在不超越转速额定的情况下运行才是安全的。

对于轴承转速额定值的不同标定，本节将分别介绍其定义，梳理这些转速额定值之间的关系，这样齿轮箱工程师就可以明确在选型时如何参照。

（二）轴承热参考转速

轴承旋转时会发热，并且随着转速的升高发热会越来越严重。因此，国际上制定了一个轴承热平衡条件，在这个条件下达到热平衡的最高转速就定义为轴承热参考转速。

根据ISO 15312:2018《滚动轴承 热速率 计算》，给定轴承的参考条件如下。

（1）轴承温度及载荷 外圈固定，内圈旋转；环境温度20℃，轴承外圈温度70℃；对于向心轴承，轴承径向载荷0.05 C ₀ ，对于推力轴承，轴承轴向载荷0.02 C ₀ ；普通游隙，开式轴承。

（2）润滑

1）油润滑：润滑剂为矿物油，无极压添加剂；向心轴承采用ISO VG32，40℃基础油黏度为12mm ² /s，推力轴承采用ISO VG68，40℃基础油黏度为24mm ² /s；润滑方法为油浴润滑；润滑量以最低滚子中心线位置作为油位。

2）脂润滑：润滑剂为锂基矿物油，40℃基础油黏度为100～200mm ² /s。

从以上转速的试验条件定义不难发现，如果轴承在这样的工况条件下转速高于此值，则轴承的发热将更加剧烈，轴承温度会进一步升高（高于试验条件中的70℃）。

在实际运行中，轴承的使用工况往往与上述试验工况条件不同，而工程师如果通过改善润滑、散热等方式对轴承进行降温，则轴承有可能运转于更高转速（前提是轴承具有足够的机械强度）。

对于上述热参考转速的定义，如果要转换成实际工况下轴承的温度，就需要进行一些调整计算，也就是要将它折算成热安全运转速度。热安全运转速度的计算基于DIN 732:2010《滚动轴承 热安全运行速度 计算和校正值》。这个计算中主要是依据轴承热平衡的原则，也就是以速度为参数的摩擦热与以温度为参数的散热相互平衡。当轴承温度保持不变时，许用温度决定了轴承的热安全转速。

这个计算的前提是轴承安装正确，工作游隙正常，同时工况稳定。但下面一些情况不适用这个计算。

1）带接触式密封的轴承。这样形式的轴承最大转速主要来源于轴线与密封部分的摩擦。

2）支撑性和螺栓型滚轮。

3）调心滚针轴承。

4）推力深沟球轴承和推力角接触球轴承。

轴承的热安全运转速度可以按式（3-4）计算，即

式中 n _per ——轴承热安全转速（r/min）；

n _B ——轴承热参考转速（r/min），从轴承型录数据表中查取；

f _n ——速度比。

轴承的速度比 f _n 可以由图3-10查取。

图3-10中的 k _L 、 k _P 可由式（3-5）、式（3-6）进行计算，即

式中 k _L ——润滑油膜系数；

n _B ——轴承热参考转速（r/min）；

v ——工作温度下润滑剂的运动黏度（mm ² /s）；

d _m ——轴承平均直径（内径、外径的算术平均值，mm）；

Q ——散出的总热量（kW），见式（3-7）；

P ₁ ——对于向心轴承为径向载荷，对于推力轴承为轴向载荷（N）；

f ₁ ——以载荷为参数的摩擦转矩轴承参数，见表3-19；

f ₀ ——以速度为参数的摩擦转矩轴承参数，见表3-19。

上述公式中散出的总热量 Q 可以由式（3-7）求得，即

式中 Q _S ——通过配合表面散热（kW）；

Q _L ——通过润滑散热（kW）；

Q _E ——外界热源传递来的热量（kW）。

其中， Q _S 由式（3-8）、（3-9）计算，即

式中 k _q ——热传递系数，可以从图3-11中查取（kW/mm ^-2 ·K ^-1 ）；

A _r ——轴承配合面面积（mm ² ）；

Δ θ _A ——轴承平均温度与环境温度差（K）；

Δ θ _L ——进出油口温度差（K）；

V _L ——润滑油流量（L/min）。

如图3-11所示，曲线①为向心轴承参考工况，曲线②为推力轴承参考工况。由此可知，轴承的热参考转速不是一个不可以超越的转速限定，更多情况下这是一个热平衡的转速参考。

当轴承的润滑使用油润滑和脂润滑时，尤其是在运转初期，轴承相同转速的轴承温度不同。换言之，相同温度标定下的轴承最高转速也不同，因此就出现了油润滑热参考转速和脂润滑热参考转速的标定，这就是一些厂家采用油润滑和脂润滑标定轴承额定转速的原因。

（三）轴承机械极限转速

从轴承热参考转速的介绍中可以知道，如果改善散热，就可以超越此值，但是到底能够超越多少，轴承转速极限是多少，是需要思考的问题，因此有了轴承机械极限转速的概念。

轴承的机械极限转速是指在轴承运行于理想状态下，轴承可以达到的机械和动力学极限转速值。这个值是假定理想状态，轴承自身旋转在高速下，由于离心力作用，其内部结构的机械强度达到极限时的转速值。

轴承的机械极限转速与轴承类型、轴承内部设计等诸多因素相关，因此不同类型的轴承，其机械极限转速不同；相同型号，但由不同厂家设计生产的轴承机械极限转速也不同。

由于轴承的机械极限转速是一个极限的定义，因此在任何情况下轴承运行都不应该超过这个转速。尤其是保持架，作为轴承设计中普遍的薄弱点，在超越机械极限转速的情况下，会经常出现断裂、失效等情况。

（四）轴承热参考转速与机械极限转速之间的关系

在各个轴承厂家的轴承型录中，会发现一个问题：有的轴承机械极限转速高于热参考转速；有的轴承热参考转速高于机械极限转速。因此，机械工程师会发出这样的疑问：如果轴承的热参考转速高于轴承机械极限转速，也就意味着轴承还没有过热时，其机械强度已经达到极限，轴承已经失效。如此一来，热参考转速如何得出？

事实上，轴承的热参考转速是一个热平衡结果。当然轴承厂家可以根据ISO 15312:2018《滚动轴承 热速率 计算》进行一些轴承转速试验，但是更多的情况下，该值是一个热量平衡计算值。而轴承型录上的这个额定值大多数也是一个计算值。

相应地，不同类型轴承的热参考转速和机械极限转速揭示了限制其运行转速的主要矛盾。比如，深沟球轴承的热参考转速高于机械极限转速，而圆柱滚子轴承则正相反。这说明，当转速提高时，机械强度（保持架强度）是限制深沟球轴承转速的主要瓶颈；由于圆柱滚子轴承是线接触，提高转速时散热不利，发热成为限制圆柱滚子轴承转速的主要瓶颈。

因此，一方面，了解轴承结构可以更好地理解轴承热参考转速和机械极限转速之间的关系；另一方面，热参考转速从发热的角度给出了轴承转速的参考，机械极限转速从轴承机械强度的角度给出了轴承转速能力的极限，从发热和强度两个角度定义的轴承转速边界共同构成了轴承的转速额定。

通过改善散热条件，轴承转速可以适度超越热参考转速，但不允许超越其机械极限转速。

（五）影响轴承转速能力的因素及其注意事项

不同的轴承转速能力也不同。轴承高转速运行时，轴承各个零部件的离心力、轴承各个部件的相互摩擦发热等因素是影响轴承转速能力的重要因素。这些因素对应到轴承的选型就是轴承的大小、类型以及不同的内部设计之间带来的差异。

1.轴承大小与转速能力之间的关系

从离心力的角度来看，轴承直径越大，其零部件质量也越大，因此轴承高速旋转时离心力也就越大，相应地，轴承的转速能力就会越低。由此可以得到第一个基本的规律：轴承越大，转速能力越低。

如果轴承内孔直径相同，对于同一种轴承（比如深沟球轴承），重系列的轴承零部件体积和质量（主要是滚动体）大于轻系列的轴承零部件体积和质量；对于不同类型的轴承，滚子轴承的滚动体大于球轴承滚动体的质量。而滚动体质量越大，高速转动时离心力也就越大，因此其转速能力也就越低。由此可以得到第二个基本规律：相同内径轴承，重系列轴承的转速能力低于轻系列轴承；滚子轴承的转速能力低于球轴承。

通过以上两个规律，在高转速设备选择轴承时，如果想选择转速能力高的轴承就需要尽量减小轴径；尽量选择轻系列轴承；尽量优先选择球轴承，其次是单列滚子轴承，再次是双列滚子轴承。

上述原则为一个通用的定性原则，不可以教条使用。具体选用时可以根据这个原则进行选择，最后还以校核轴承的热参考转速和机械极限转速值为准。

2.轴承类型与转速能力之间的关系

不同类型的轴承（考虑相同内径）由于其内部设计结构等的不同，具有不同的转速能力。图3-12就某一个尺寸的轴承进行了对比，可以从中得到一些定性的结论。

1）轴承内部的接触形式不同带来了热参考转速能力的不同。点接触的轴承发热量低，线接触的轴承发热量高。

2）滚动体质量小的轴承机械极限转速高。这是因为滚动体质量小，高速旋转时的离心力小，对保持架造成的压力小。

①单列滚子轴承比同内径的单列球轴承机械极限转速低。

②双列滚子（球）轴承比同内径单列滚子（球）轴承的机械极限转速低。

3）保持架强度高的轴承机械极限转速能力高。

3.轴承内部设计与转速能力之间的关系

对于相同轴承，有时候根据不同需要会使用不同的内部设计，这些不同的内部设计也带来了轴承转速能力的不同，其中最重要的就是密封件和保持架的设计带来的不同。

（1）不同保持架设计的轴承转速能力 保持架作为轴承的重要零部件，对轴承转速能力有着重要的影响。保持架相关具体内容将在后续相关部分详述，本节仅就其转速能力做简介。

1）保持架材质。轴承保持架质量越小，其自身离心力越小，轴承转速能力越高。因此通常而言，尼龙保持架转速能力最高，其次是钢保持架，再次是铜保持架。

2）保持架设计。保持架有引导和保持滚动体的功能，且其自身的运动也需要一些引导。通常轴承的保持架有外圈引导、内圈引导、滚动体引导等方式（具体可以参见保持架部分）。从质量大小看，外圈引导＞滚动体引导＞内圈引导。除了质量以外，不同类型的保持架结构也有不同，因此导致其机械极限转速能力不同。由于各个品牌设计不同，因此这方面的折算方法也不尽相同，以SKF集团生产的圆柱滚子轴承为例，其圆柱滚子轴承不同保持架的机械极限转速折算系数见表3-20。

保持架除了影响极限转速以外，其内部设计也影响保持架和周边的润滑。对于内圈、外圈引导的保持架类型，在轴承运转时，保持架和内圈或外圈会发生碰撞摩擦，而保持架和引导的轴承圈之间的距离十分小，因此在不同润滑方式下，表现出的轴承转速能力不同。

脂润滑：保持架边缘和引导的轴承圈之间的距离无法被油脂良好地润滑，因此在一定转速下会出现保持架和轴承圈之间的干摩擦（对于铜保持架经常出现的掉铜粉现象，就是这种摩擦产生的）。此时内圈、外圈引导的轴承转速能力低于滚动体引导的轴承。

油润滑：由于内圈或外圈引导的轴承，保持架和引导的轴承圈之间有一个狭缝，这个狭缝对润滑油来说会有一个虹吸作用，因此可以良好地将润滑油吸附到保持架端部与轴承圈之间。在轴承高速运转时，润滑油可减少保持架和轴承圈之间的相对碰撞或者摩擦。因此，这种情况下，内圈、外圈引导的轴承转速能力高于滚动体引导的轴承。

上述保持架设计因素带来的转速能力不同在圆柱滚子轴承上十分常见。机械工程师可以从相应品牌的轴承技术人员处拿到具体的技术资料。因为不同品牌的计算方法和折算系数各不相同，所以此处不逐一列举。

（2）不同密封设计的轴承转速能力 齿轮箱中常用的闭式轴承主要都是深沟球轴承。通常深沟球轴承的防护方式主要有两大类：一类是防尘盖，一类是密封。

深沟球轴承防尘盖多为金属材料，且防尘盖固定于轴承外圈，与轴承内圈有一个非常小的狭缝，不与内圈接触。当轴承旋转时，狭缝可能会分布一些油脂。由于防尘盖和轴承内圈是非接触形式，防尘盖通常不会影响轴承的转速能力，因此带防尘盖的深沟球轴承转速能力与开式轴承相当。另外，带防尘盖的深沟球轴承仅仅具备基本的防尘能力，并不具备密封能力，不能防护细微尘埃以及液体污染。

密封深沟球轴承的密封件多为橡胶材质（丁腈橡胶或者氟橡胶居多）。主流品牌提供两种防护能力的密封深沟球轴承，且其转速能力不同：轻接触式密封（或者非接触式密封）和接触式密封。对于轻（非）接触式密封轴承，有的厂家设计的密封件与内圈轻微接触；有的并不接触，但是具有一个类似迷宫的结构。接触式密封轴承密封件与内圈有接触，因此在轴承旋转时，接触的密封唇口与内圈之间的摩擦会发热。两者相比，接触式密封的深沟球轴承转速能力低于轻接触式密封的深沟球轴承。

对比图3-13所示的三种轴承防护方式，得到一个结论：密封效果好的轴承其转速能力弱，旋转阻转矩大，高速运转时发热更剧烈，产生的热量更高（由密封唇口与内圈之间的摩擦引起）。

各个品牌密封件的设计不同，因此密封件对转速的影响程度各不相同，机械工程师需要从各个品牌的产品目录中找到对应值。

对于开式轴承，机械工程师有时需要进行密封设计以保护轴承。密封件的密封作用就是靠密封唇口与轴之间的压紧而产生的，因此密封效果好，其正压力越大，摩擦发热量也会越高。这与密封的唇口形状设计、密封材质、轴的表面加工精度等相关。但是总体上，使用一般橡胶材料的密封件，密封唇口与轴之间的相对线速度建议不超过14m/s。

（六）齿轮箱轴承选型时转速选择的基本原则

齿轮箱工程师对轴承选型时，转速选择遵循的基本原则是：

1）所选择的轴承尽量在该轴承转速额定范围内运行。

2）如果由于工况要求的原因，需要超越轴承的热参考转速，则需要进行相应的折算。

3）无论何种情况，轴承的运行都不应超越其机械极限转速。

如果上述原则在已选定的轴承上无法实现，则必须重新选择轴承。可以按照本节介绍的与轴承转速相关的一些考虑因素选择转速能力更高的轴承，以适应工况需求。

三、轴承的承载能力

轴承的承载能力是轴承重要的特性之一。轴承的不同设计导致轴承可以承受的载荷方向与大小的不同。

（一）轴承承载方向

1.轴承接触角的概念

轴承接触角（ α ）通常是指轴承承载接触点连线与垂直方向的夹角，如图3-14所示。轴承的载荷是从一个圈通过滚动体传递到另一个圈，那么接触角的连线也是轴承内部承载力传递的方向。由此可知，轴承接触角越大，轴承的轴向承载能力越大，反之亦然。

如果轴承的接触角是0°，也就意味着轴承承载方向没有轴向分量，轴承承受纯径向载荷，这种轴承叫作径向接触轴承，属于向心轴承。

相应地，如果轴承的接触角是90°，也就是轴承的承载方向没有径向分量，轴承承受纯轴向载荷，这种轴承叫作轴向接触轴承，属于推力轴承。

接触角介于0°~90°的轴承，统称为角接触轴承。这类轴承既具有轴向承载能力，也具有径向承载能力。

2.根据接触角不同的轴承分类

以45°为界，根据接触角 α 的不同，可以对轴承进行分类。

接触角为0°的，称之为径向接触轴承：如果滚动体是球，称为径向接触球轴承（深沟球轴承）；如果滚动体为滚子，称为径向接触滚子轴承。其中径长比1:3以上的，称之为圆柱滚子轴承；反之为滚针轴承。

0°< α ≤45°的，称之为角接触向心轴承。

45°< α <90°的，称之为角接触推力轴承。

角接触向心轴承和角接触推力轴承统称为角接触轴承。如果滚动体是球，就是角接触球轴承。

接触角为90°的，称之为轴向接触轴承：根据滚动体不同形式，分为推力球轴承和推力滚子轴承（同样，根据径长比有推力圆柱滚子轴承和推力滚针轴承之分）。

对于圆锥滚子轴承，由于其两个滚道之间并非平行，因此可以针对某一个滚道法线与垂直方向夹角来计入接触角。

需要说明的是，由于深沟球轴承内部滚道为一个圆形沟槽，因此当轴承承受轴向载荷时，滚动体在两个滚道上的接触点会相应地出现偏移。宏观上，深沟球轴承具有一定的轴向承载能力；微观上，此时深沟球轴承接触点连线已经与垂直方向出现夹角，处于角接触球轴承的工作状态，此时已经不是作为一个纯向心轴承承载。这就是深沟球轴承作为向心轴承却能够承载轴向载荷的原因。

（二）轴承载荷大小

轴承的承载是通过滚动体和滚道之间的接触实现的，在相同压强下，接触面积越大，其整体承载能力就会越大。

影响滚动轴承接触面积的因素包括轴承接触形式、轴承大小、轴承宽度系列等。

从轴承接触形式角度看，对于球轴承而言，滚动体和滚道之间的接触是点接触（宏观观点）；对于圆柱滚子轴承而言，滚动体和滚道之间的接触是线接触（宏观观点）；对于调心滚子轴承，每次都是一对滚子和滚道接触，不仅是线接触，并且线接触的总长度大于单列轴承。

因此，相同直径的轴承中，球轴承的承载能力低于滚子轴承；单列轴承的承载能力低于双列轴承。仅就轴承类型不同而产生的承载能力不同的对比可以参照图3-15（此图仅为对某一尺寸内径尺寸轴承的承载能力的对比）。

相同类型的轴承尺寸越大，内部滚道、滚动体的尺寸就越大，相应的接触面积也越大，因此载荷承载能力也越大。

相同内径尺寸的轴承，其宽度系列越大，内部的滚动体与滚道的接触面积就越大，因此轴承的载荷承载能力也越大。

（三）轴承的载荷额定

一般轴承型录上都会对轴承承受载荷的能力做出额定值的标定。通常都会标定出额定动载荷、额定静载荷。同时前面阐述的轴承承载能力大小的趋势可以在轴承型录中的产品数据表格中发现。

1.额定动载荷

轴承的额定动载荷适用于描述轴承动态承载能力的额定值，其依据是DIN ISO 281:2010《滚动轴承 额定动载荷和额定寿命》相应的规定。在大小相同、方向恒定的载荷状态下，一大批轴承运行所能够达到的基本额定寿命为100万转时，这个载荷为额定动载荷。

需要注意的是，轴承的寿命与转速、载荷、第一次出现失效的统计概率相关。关于这些概念的详细阐述将在本书轴承寿命校核相关部分详细介绍。

另一个十分关键的地方是，轴承额定动载荷的前提条件是“载荷大小和方向恒定”。事实上，实际工况中轴承承受的载荷很少是恒定的，因此，如果用轴承承受的实际某一个载荷与轴承额定动载荷作比较从而得出承载能力是否足够的判断是不准确的。

判断轴承动态承载能力是否满足工况的真正方法是进行轴承基本疲劳寿命的计算，其本质含义是将实际载荷等效成一个“大小和方向恒定”的当量载荷，然后与额定动载荷进行比较。相应的概念在本书轴承寿命计算部分详细阐述。

2.额定静载荷

滚动轴承在冲击载荷以及很高的静载荷作用下有可能在滚道和滚动体表面产生塑性变形，从而影响轴承的噪声水平、寿命以及运行性能。

轴承在极低转速运行或者静止不旋转时，塑性变形的程度取决于基本额定静载荷 C ₀ 。根据DIN ISO 76:2018《滚动轴承 静态载荷额定值》规定： C ₀ 对于向心轴承就是一个径向载荷 C _0r ，对于推力轴承就是一个轴向载荷 C _0a 。

基本额定静载荷的定义是当在滚动体和滚道之间的最高赫兹应力使接触点处产生滚动体直径1/10000的永久变形时的载荷。

对于滚子轴承， C ₀ =4000MPa；对于球轴承， C ₀ =4200MPa；对于调心球轴承， C ₀ =4600MPa。

额定静载荷是在对轴承静态承载以及振动情况下选型计算的一个基准。后续轴承寿命校核计算中将详细阐述。

四、轴承的保持架

保持架是滚动轴承中重要的组成部分，其主要作用是分隔和引导滚动体运动。保持架在滚动体之间防止了滚动体的相互接触和摩擦发热，同时为润滑提供了空间；在分离式轴承中，保持架也起到了固定作用，使得轴承的安装和拆卸变得方便；同时滚动体在滚道内的运行轨迹也依靠运动体和保持架之间的相互碰撞实现修正。

齿轮箱中也会用到一些没有保持架的轴承，例如满装滚子轴承。一方面，与具有保持架的轴承相比，满装滚子轴承在内圈、外圈有限的空间内可以安置更多的滚动体，其承载能力相对更大。但是另一方面，满滚子轴承运行时，滚动体之间的相对运动摩擦发热量较高，滚子修正运动轨迹的碰撞也会发生在滚子之间，因此这类轴承不适合用于高转速场合。同时由于这个原因，这类轴承的润滑选择也需要进行特殊考虑。

（一）保持架的材质

轴承常用的保持架材质主要有三种：钢、尼龙和铜。

钢保持架具有强度高、使用温度范围宽、质量相对较小的特点，是最常用的轴承保持架。由于钢保持架的这些特点，钢保持架可以运行于宽泛的温度范围和宽广的速度范围。

尼龙保持架具有质量小、弹性强以及良好的边界润滑性能的特点。尼龙保持架的强度在所有保持架材质中是最低的，因此在振动场合，频繁起停的工况下容易出现断裂。但是，尼龙保持架是所有常用保持架材质中最轻的，因此尼龙保持架经常被使用于高转速场合，是转速能力最高的保持架。尼龙保持架的应用有其温度限制，通常是-40～120℃。

黄铜保持架具有强度高、防振抗加速性能优良、油润滑下转速能力卓越的特点。通常黄铜保持架应用于振动、频繁起停和油润滑等场合，以发挥其特性。但是，黄铜保持架价格相对较高，同时不能在有氨的环境下工作，有时也会与一些油脂发生化学反应，因此在选用时要考虑这些因素。

（二）保持架的加工、组装方式

保持架的加工方式有冲压、车削等加工方式。每种轴承保持架具体的加工方式是不同厂家自己设计的选择，此处不逐一展开。

保持架也有不同的组装方式。以深沟球轴承为例，其中包括冲压钢搭扣式保持架、冲压钢铆钉式保持架、尼龙铸模保持架、黄铜铆钉式保持架等，如图3-16所示。

（三）保持架的不同引导方式

在轴承运转时，保持架的运动轨迹受到滚动体运动和自身重力的影响，会被不断修正，从而实现其运动轨迹绕轴心的旋转。这种运动轨迹的修正就是通过保持架和滚动体或者轴承圈的碰撞完成的。通常保持架引导方式分为滚动体引导、外圈引导和内圈引导，如图3-17所示。

从图3-17中可以看到，在内圈、外圈的引导方式中，保持架距离内圈或外圈比较近，靠和内圈、外圈的碰撞修正其运行轨迹。这两种保持架和轴承圈之间的狭缝非常不利于脂润滑；而对于油润滑，由于狭缝的虹吸作用，则非常容易保持润滑效果。因此，在使用脂润滑且 nd _m （转速与轴承内、外径的算术平均值之积）值＞250000时，不建议使用内圈或者外圈引导的轴承。

常见的轴承磨铜粉现象就是由于使用了内圈或外圈引导保持架的轴承工作在过高的转速下，保持架和套圈之间无法良好润滑而产生的。如果无法更换轴承，而又无法改成油润滑，那么使用黏度低的油脂会有一些帮助，但仍然不能解决根本问题。

当轴承处于高转速时，内圈或外圈引导的轴承保持架运动轨迹的修正更多地依赖于轴承圈，因此这两种引导方式的轴承更加适用于高转速场合。

另外，相对于滚动体引导保持架的轴承，内圈或外圈引导保持架的轴承更加适用于振动工况。

（四）齿轮箱轴承的保持架选择

轴承的保持架选择与轴承本身的设计、加工工艺等相关，但也与轴承厂商相关。这是因为，齿轮箱工程师在轴承选型过程中只能根据轴承厂商可以提供的保持架类型进行选择。不过总体而言，保持架选择有一定的规律可以参考。

1）保持架自重越轻，高速下离心力越小，保持架可以工作的转速就越高。

2）保持架自身强度越高，在离心力作用下其失效的可能性就越小，可以适应的转速就越高。

3）保持架组装时的连接处往往是强度弱点。一体式保持架相对分体式保持架其强度有优势。

4）尼龙保持架有其运行温度限制，选型时需要注意工作温度。

5）轴承选型时需要注意保持架的引导方式以及齿轮箱的转速与润滑方式之间的匹配。

五、轴承的游隙

（一）游隙的概念

轴承的游隙是指轴承内部一个圈固定，另一个圈相对于固定圈的最大移动距离。如果这个移动是径向的，则是径向游隙；如果这个移动是轴向的，则是轴向游隙。

轴承游隙实际上是轴承完成组装之后的剩余空间，虽然不是轴承的一个实体零部件，但是对于轴承运行的性能至关重要。

根据ISO 5753-1:2009《滚动轴承 游隙 第1部分：向心轴承径向游隙》，DIN 620-4:2004《滚动轴承 滚动轴承公差 第4部分：径向内间隙》，轴承内部径向游隙的分组见表3-21。

对于主要承受径向载荷的向心轴承（深沟球轴承、圆柱滚子轴承、调心滚子轴承等）而言，各个厂家轴承型录里使用的游隙值都是径向游隙；对于角接触球轴承、圆锥滚子轴承、推力轴承而言，各个厂家轴承型录里使用的都是轴向游隙。

上述标准中所列出的都是轴承的初始游隙，当轴承被安装到轴上并且运行至稳定工况时，轴承内部游隙会发生变动，此时的游隙就是轴承的工作游隙。

（二）工作游隙及其计算

一般而言，轴承圈和轴以及轴承室之间有一定的公差配合。通常一个圈过盈配合，另一个圈过渡配合。轴承安装之后，一方面，由于过盈配合的原因，轴承圈会出现一些变形，从而尺寸发生变化，引起游隙的减少；另一方面，当齿轮箱从冷态运行到稳定工况时，齿轮箱轴承内外圈的温度将发生变化，此时温度的变化会带来轴承内外圈的径向膨胀。当轴承内外圈存在温度差时，热膨胀量的差别将带来轴承内部游隙的变化。上述的变化通常带来的游隙变化都是游隙量的减少。

轴承在未经过安装和使用时的内部游隙叫作轴承的初始游隙；轴承经过安装，并且处于工作状态下的内部游隙叫作轴承的工作游隙（见图3-18）。

显然，轴承的工作游隙是由初始游隙减去由于公差配合带来的游隙减少量，再减去由于温度变化带来的游隙减小量而得到的，即

式中 C _工作 ——工作游隙（μm）；

C _初始 ——初始游隙（μm）；

Δ C _配合 ——由配合引起的游隙减小量（μm）；

Δ C _温度 ——由温度差带来的游隙减小量（μm）。

对于向心轴承由配合引起的径向游隙减小量为

式中 Δ d ——由配合引起的轴承内圈膨胀量（μm）；

Δ D ——由配合引起的轴承外圈压缩量（μm）。

其中，由配合引起的轴承内圈膨胀量为

式中 d ——轴承内径（mm）；

F ——轴承内圈滚道直径（mm）；

U ——过盈配合面的理论过盈量（μm）。

通常，考虑装配时接触面间相互挤压的影响，过盈配合面理论过盈量等于配合面最大实体偏差减去公差带的1/3之后所得的差值。

此计算不适用于薄壁轴承和轻金属轴承座，这些情况下的配合影响应通过实测获得。

由配合引起的轴承外圈压缩量为

式中 E ——外圈滚道直径（mm）；

D ——轴承外径（mm）。

由温度差引起的径向游隙减小量为

式中 α _o ——钢的热膨胀系数，通常为0.000011K ^-1 ；

d _m ——轴承平均直径（mm）： d _m =0.5（ d + D ）；

θ _i ——轴承内圈温度（℃）；

θ _o ——轴承外圈温度（℃）。

对于轴向游隙的计算，需要将式（3-11）与式（3-14）的计算结果乘以cot α （ α 为接触角），其他计算公式不变。

（三）游隙选择的一般原则

轴承工作性能与其工作游隙有一定的关系，选择合适的工作游隙是保证轴承正常运行的重要因素。轴承的工作游隙与轴承工作性能之间的关系如图3-19所示。图中展示了轴承摩擦转矩、轴承寿命以及轴承载荷区与轴承游隙之间的关系。其中，游隙如果为负值，则表示轴承内圈、外圈压紧，轴承内部存在预紧。

当轴承承受径向载荷时，在载荷方向同侧滚动体和滚道承受载荷；在径向载荷相反的方向上则不承受载荷。通常把轴承内部承受径向载荷的区域称为载荷区，其余部分称为非载荷区，如图3-20所示。

图3-19中的载荷区曲线显示，在径向载荷作用下，随着工作游隙的减小，轴承载荷区比例逐步增加，到达一定值之后，载荷区分布到整个轴承圈上。

从图3-19中的轴承摩擦转矩曲线可以看到，随着轴承游隙的增大，轴承的摩擦转矩减小；反之增大。实际运行中，在2号区域内，轴承预紧（负游隙）达到一定值的时候，轴承滚动摩擦转矩将出现不稳定的情况。

从图3-19中轴承寿命曲线可以看到，轴承寿命将在一个小的负游隙下达到最优。当游隙进一步增加或者减少时，轴承的寿命均会减少，但是减少的速度不同。当游隙增大时，轴承寿命减小的速度较慢，反之减小的速度较快。当轴承内部工作游隙小于最佳游隙到图中2区的时候，轴承运行状态出现不稳定。实际工况中经常出现的轴承卡死往往就是运行的轴承内部游隙过小所致。因此，为安全起见，通常都会建议轴承工作在一个正的小游隙范畴内。这样一旦外界因素影响使游隙进一步减小或增大都会保证轴承不至于出现极端的状态突变。

基于上述考虑，一般轴承工作时应使工作游隙处于1号区域内，此时轴承寿命可靠，而摩擦转矩也较小。不难发现，此时轴承内部的载荷区应该在整个轴承圈的1/3左右。由此，很多资料推荐轴承工作的载荷区应该在载荷方向的120°~150°（见图3-20）。

（四）齿轮箱轴承游隙/预载荷的选择

对于齿轮箱轴承而言，如果使用的是径向接触轴承（深沟球轴承、圆柱滚子轴承等），其工作游隙和预载荷选择可以按照上述原则通过计算的方式使工作游隙处于推荐区域之内。

需要指出的是，当使用轴向载荷的轴承（角接触球轴承、圆锥滚子轴承等）时，一般这类轴承不允许在正游隙的条件下运行，需要对轴承施加预紧。从图3-19中不难看出，此时对轴承进行的不是游隙的选择而是预载荷的选择和计算。而轴承的预载荷直接影响着轴承的寿命以及轴承的滚动摩擦转矩。

关于角接触球轴承以及圆锥滚子轴承轴向预载荷的计算将在本书相关的校核计算部分详细阐述。 JR3kMei38iwVp0p+hWU2iedJhJFvwub0ynGXLmZP4ho50z3Mu/hRUYGFmPD0JMT/