第十三章滚动轴承习题解答.pdf

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1、第十三章滚动轴承习题及参考解答 一、选择题 从下列各小题给出的A、B、 C、D 答案中任选一个： 1 若转轴在载荷作用下弯曲较大或轴承座孔不能保证良好的同轴度，宜选用类型代号为的轴承。 A. 1 或 2 B. 3 或 7 C. N 或 NU D. 6 或 NA 2 一根轴只用来传递转矩，因轴较长采用三个支点固定在水泥基础上，各支点轴承应选用。 A. 深沟球轴承B. 调心球轴承 C. 圆柱滚子轴承D. 调心滚子轴承 3 滚动轴承内圈与轴颈、外圈与座孔的配合。 A. 均为基轴制B. 前者基轴制，后者基孔制 C. 均为基孔制D. 前者基孔制，后者基轴制 4 为保证轴承内圈与轴肩端面接触良好，轴承的圆

2、角半径r 与轴肩处圆角半径r1应满足 的关系。 A. r=r1B. rrl C. rr1D. rrl 5 不宜用来同时承受径向载荷和轴向载荷。 A. 圆锥滚子轴承B. 角接触球轴承 C. 深沟球轴承D. 圆柱滚子轴承 6 只能承受轴向载荷。 A. 圆锥滚子轴承B. 推力球轴承 C. 滚针轴承D. 调心球轴承 7 通常应成对使用。 A. 深沟球轴承B. 圆锥滚子轴承 C. 推力球轴承D. 圆柱滚子轴承 8 跨距较大并承受较大径向载荷的起重机卷筒轴轴承应选用。 A. 深沟球轴承B. 圆锥滚子轴承 C. 调心滚子轴承D. 圆柱滚子轴承 9 不是滚动轴承预紧的目的。 A. 增大支承刚度B. 提高旋转精

3、度 C. 减小振动噪声D. 降低摩擦阻力 10 滚动轴承的额定寿命是指同一批轴承中的轴承能达到的寿命。 A. 99B. 90 C. 95D. 50 11 适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及难于精确对中的支承。 A. 深沟球轴承B. 圆锥滚子轴承 C. 角接触球轴承D. 调心轴承 12 角接触轴承承受轴向载荷的能力，随接触角的增大而。 A. 增大B. 减小 C. 不变D. 不定 13 某轮系的中间齿轮（惰轮）通过一滚动轴承固定在不转的心轴上，轴承内、外圈的配合应满足。 A. 内圈与心轴较紧、外圈与齿轮较松 B. 内圈与心轴较松、外圈与齿轮较紧 C. 内圈、外圈配合均较紧 D. 内圈、外圈配合均较松

4、 14 滚动轴承的代号由前置代号、基本代号和后置代号组成，其中基本代号表示。 A. 轴承的类型、结构和尺寸B. 轴承组件 C. 轴承内部结构变化和轴承公差等级D. 轴承游隙和配置 15 滚动轴承的类型代号由表示。 A. 数字B. 数字或字母 C. 字母D. 数字加字母 二、填空题 16 滚动轴承的主要失效形式是和。 17 按额定动载荷计算选用的滚动轴承，在预定使用期限内，其失效概率最大为。 18 对于回转的滚动轴承，一般常发生疲劳点蚀破坏，故轴承的尺寸主要按计算确定。 19 对于不转、转速极低或摆动的轴承，常发生塑性变形破坏，故轴承尺寸应主要按计算确定。 20 滚动轴承轴系支点轴向固定的结构型

5、式是：（1）； （2）； （3）。 21 轴系支点轴向固定结构型式中，两端单向固定结构主要用于温度的轴。 22 其他条件不变，只把球轴承上的当量动载荷增加一倍，则该轴承的基本额定寿命是原来的。 23 其他条件不变，只把球轴承的基本额定动载荷增加一倍，则该轴承的基本额定寿命是原来的。 24 圆锥滚子轴承承受轴向载荷的能力取决于轴承的。 25 滚动轴承内、外圈轴线的夹角称为偏转角，各类轴承对允许的偏转角都有一定的限制，允许的偏转角越大，则轴承的 性能越好。 三、问答题 26 在机械设备中为何广泛采用滚动轴承？ 27 向心角接触轴承为什么要成对使用、反向安装？ 28 进行轴承组合设计时，两支点的受力

6、不同，有时相差还较大，为何又常选用尺寸相同的轴承？ 29 为何调心轴承要成对使用，并安装在两个支点上？ 30 推力球轴承为何不宜用于高速？ 31 以径向接触轴承为例，说明轴承内、外圈为何采用松紧不同的配合。 32 为什么轴承采用脂润滑时，润滑脂不能充满整个轴承空间？采用浸油润滑时，油面不能超过最低滚动体的中心？ 33 轴承为什么要进行极限转速计算？计算条件是什么？ 34 试说明轴承代号6210 的主要含义。 35 题 35 图示的简支梁与悬臂梁用圆锥滚子轴承支承，试分析正装和反装对轴系的刚度有何影响。 题 35 图 四、分析计算题 36 某 6310 滚动轴承的工作条件为径向力Fr=10 00

7、0N，转速 n=300r/min ，轻度冲击（ fp=1.35） ，脂润滑，预期寿命为2 000h。 验算轴承强度。 37 选择一摇臂吊车立柱的推力球轴承。已知作用在立柱上的最大垂直载荷Fa=50 000N，立柱转速 n=3 r/min ，立柱重量 W=20 000N，立柱端的轴颈直径d=60 mm。 38 某 6308 轴承工作情况如下表，设每天工作8h，试问轴承能工作几年（每年按300天计算）？ 工作时间 b/（%）径向载荷 Fr/N 转速 n/（r/min） 30 2 000 1 000 15 4 500 300 55 8 900 100 注：有轻度冲击（fp=1.2） 。 39 某球轴

8、承的转速n=400 r/min ，当量动载荷P=5 800N，求得其基本额定寿命为7 000h。若把可靠度提高到99%，轴承寿命 是多少？若轴承寿命分别取为3 700h、14 000h，轴承可靠度是多少？ 40 某蜗杆轴转速n=1 440r/min ，间歇工作，有轻微振动，fp=1.2，常温工作。采用一端固定（一对7209C 型轴承正安装），一 端游动（一个6209 型轴承）支承。轴承的径向载荷Fr1=1 000N（固定端）、Fr2=450N（游动端），轴上的轴向载荷 Fx=3 000N，要求 蜗杆轴承寿命 h L2 500h。试校核固定端轴承是否满足寿命要求。 五、结构题 41 分析轴系结构

9、的错误，说明错误原因，并画出正确结构。 题41图 42 分析轴系结构的错误，说明错误原因，并画出正确结构。 题42图 43 分析轴系结构的错误，说明错误原因，并画出正确结构。 题43图 44 分析轴系结构的错误，说明错误原因，并画出正确结构。 例解 1. 如图所示，安装有两个斜齿圆柱齿轮的转轴由一对代号为7210AC 的轴承支承。已知两齿轮上的轴向分力分别为 Fx1=3000N，Fx2=5000N，方向如图。轴承所受径向载荷Fr1=8600N，Fr2=12500N。求两轴承的轴向力Fa1、Fa2。 解题要点： （1）求轴承的内部轴向力Fs： Fs1=0.68Fr1=0.688600=5848

10、N 方向向右，即 1s F ； Fs2=0.68Fr2=0.6812500=8500 N 方向向左，即 2s F ； （2）外部轴向力合成： Fx=Fx2Fx1=5000-3000=2000 N 方向向左，即 xF ； （3）求轴承的轴向力Fa： 轴向力分布图为 1s F x F 2s F 1） “压紧、放松”判别法 Fs2+Fx=8500N+2000N+10500NFs1=5848N 故轴有向左移动的趋势，此时，轴承被压紧，轴承被放松。则两轴承的轴向力为 Fa1=Fs2+Fx=10500N Fa2=Fa2=8500N 2）公式归纳法 NNFFFF NNFFFF xssa xssa 85002

11、0005848,8500max,max 1050020008500,5848max,max 122 211 可见，方法1） 、2）结果相同。 2. 某转轴由一对代号为30312 的圆锥滚子轴承支承，轴上斜齿轮的轴向分力Fx=5000N，方向如图。已知两轴承处的径向支反 力 Fr1=13600N ，Fr2=22100N。求轴承所受的轴向力 Fa。 解题要点： （1）求内部轴向力Fs： 4000 7.12 13600 2 1 1 Y F F t s N 方向向右，即 1s F 6500 7.12 22100 2 2 2 Y F F r s N 方向向左，即 2s F 。 （2）求轴承的轴向力Fa：

12、 1s F x F 2s F 1） “压紧、放松”判别法 Fs1+Fx=4000N+5000N=9000NFs2=6500N 故轴有向右移动的趋势，此时轴承被压紧，I 轴承被放松。因此轴承的轴向力为 Fa1=Fs1=4000N Fa2=Fs1+Fx=9000N 2）公式归纳法 NFFFF NFFFF xssa xssa 900050004000,6500max,max 400050006500,4000max,max 122 211 可见，方法1） 、2）结果相同。 3. 圆锥齿轮减速器输入轴由一对代号为30206 的圆锥滚子轴承支承，已知两轴承外圈间距为72mm，锥齿轮平均分度圆直径 dm=

13、56.25mm，齿面上的切向力Ft=1240N，径向力Fr=400N，轴向力 Fx=240N，各力方向如图所示。求轴承的当量动载荷P。 解题要点： （1）计算轴的支点距l 由手册查得， 30206 轴承的反力作用点到外圈宽端面的距离13.8mm, 取=14mm。故支点距l=72mm+214mm=100mm。 右支点到齿宽中点的距离l1=64mm14mm=50mm。 （2）计算轴承的径向力 1）轴水平面支反力（图解a） 620 100 501240 100 50 1 t HR F FN 1860 100 1501240 100 150 2 t HR F F N 2）轴垂直面支反力（见图解b） 1

14、33 100 2/25.5624040050 100 2/50 1 mxr VR dFF FN 533 100 2/25.5624040050 100 2/150 2 mxr VR dFF F N 3）合成支反力 634133620 222 1 2 11VRHRR FFFN 19355331860 222 2 2 22VRHRR FFFN 轴承所受的径向力与轴的合成支反力大小相等，即Fr1=FR1=634N，Fr2=FR2=1935N。 （3）计算轴承的轴向力。 查手册知， 30206 轴承， e=0.37, Y=1.6 。故 198 6 .12 634 2 1 1 Y F F r s N 6

15、05 6.12 1935 2 2 2 Y F F r s N 轴向力分布图为 1s F 2s F x F ；轴承的轴向力为 NFFFF NFFFF xssa xssa 605240198,605max,max 365240605,198max,max 122 211 （4）计算当量动载荷 37.057.0 634 365 1 1 e F F t a 查手册知， X=0.4, Y=1.6 ，取 fP=1.5，则 1256)6356 .16344.0(5 .1)( 111atp YFXFfPN 37.031.0 1935 605 2 2 e F F t a 故 X=1，Y=0，则 29031935

16、5 .15 .1)( 2222ratp FYFXFfPN 4. 已知某转轴由两个反装的角接触球轴承支承，支点处的径向反力Fr1=875N，Fr2=1520N，齿轮上的轴向力Fx=400N，方向如 图，转的转速n=520r/min ，运转中有中等冲击，轴承预期寿命hLh 3000。若初选轴承型号为7207C，试验算其寿命。 解题要点：由标准知7207C 轴承， C=30500N，C0=20000N。 （1）计算轴承的轴向力 需先计算轴承的内部轴向力Fs。对于所选轴承，Fs=eFr，而 e 值取决地 Fa/C0，但 Fa待求，故用试算法。先试取e=0.4，则 3508754. 0 11rs eFF

17、N 60815204 .0 22rs eFFN 轴向力分布图为 2sFsF1sF 轴承的轴向力为 NFF NFFFF sa xssa 608 1008400608,350max,max 22 211 相对轴向载荷 0304.0 20000 608 0504.0 20000 1008 0 1 0 1 C F C F a a 由 X、Y 系数表经插值计算得e1=0.422, e2=0.401。再计算： 369875422.0 11rs eFFN 6101520401.0 22rs eFFN Fa1=1010N Fa2=610N 0305.0 20000 610 0505.0 20000 1010

18、0 2 0 1 C F C F a a 两次计算的Fa/C0值相关不大，故可取e1=0.422, e2=0.401; Fa1=1010N，Fa2=610N。 （2）计算当量动载荷 1 1 1 15.1 875 1010 e F F r a 故查表得 X=0.44, Y=1.326 。则 2586)1010326.187544.0(5.1)( 111arp YFZFfPN 2 2 2 401.0 1520 610 e F F r a 查系数表， X=1 ，Y=0。故 228015205. 1)( 222arp YFXFfPN 因 12 PP，故按 P1计算轴承寿命。 （3）验算轴承寿命。 hLh

19、h P C n L hh 3000052584 2586 30500 52060 10 60 10 3 66 （4）静载荷计算 由系数表查得， 7207C 轴承， X0=0.5，Y0=0.46。故当量静载荷为 902)101046.08755 .0( 101001ar FXFXPN P01=Fr2=1520 N 两者取大值，故P0=902 N 1041)61046.015205. 0( 202002ar FXFXP N P02=Fr2=1520 N 两者取大值，故P02=Fr2=1520N。又因 P02e。 由寿命公式 P C L n h 60 10 6 令 hLL hh 10000，则可解出

20、 N nL CP h 3354 10000300060 10 40800 60 10 3 66 6 （1）设 Fa/C0=0.07，由系数表查得， X=0.56, Y=1.63 。取 fp=1.0，则根据当量动载荷公式 aarP YFYFXFFP)( 故轴向力 Fa可求得为 N Y P Fa2058 63.1 3354 此时， Fa/C0=2058/24000=0.9，仍与所设不符。 （2）设 Fa/C0=0.085，查表得 Y=1.546, N Y P Fa2169 546.1 3354 Fa/C0=2169/24000=0.09，仍与所设不符。 （3）设 Fa/C0=0.09，查得 Y=1

21、.256, 同法求得 Fa=2198N，Fa/C0=0.091，与假设基本相符。 结论： 6308 轴承以承受的最大轴向力为2198N。 7. 某设备主轴上的一对30308 轴承，经计算轴承、的基本额定寿命分别为Lh1=31000h，Lh2=15000h。若这对轴承的预期工 作寿命为 20000h，试求满足工作寿命时的可靠度。若只要求可靠度为80% ，轴承的工作寿命是多少？ 解题要点： （1）计算得到的基本额定寿命是可靠度为90% 时的寿命，其失效概率为10% 。预期工作寿命若与基本额定寿命不相等，则失 效概率也不同，即预期工作寿命是失效概率为n 时的修正额定寿命。此时，可靠度R可由以下公式求

22、出： 10 10536. 0 L Ln eR 式中，Ln是失效概率为n 时的修正定额寿命： L10为基本额定寿命； 为表示试验轴承离散程度的离散指数，对球轴承 =10/9 ， 对滚子轴承 =9/8 。 故 I 轴承预期寿命下的可靠度为 %7.93 8 9 31000 20000 10536. 0 1 eR II 轴承预期寿命下的可靠度为 %4.86 8 9 15000 20000 10536.0 2 eR （2）若要求可靠度为80%，则失效概率为20%，此时轴承寿命可由下式求出： L20=a1L10 式中 a1为可靠性寿命修正系数，对滚子轴承，R=80%时， a1=1.95。故对 I 轴承 L

23、20=1.9531000=60450 h 对 II 轴承 L20=1.9515000=29250 h 8. 图示采用一对反装圆锥滚子轴承的小锥齿轮轴承组合结构。指出结构中的错误，加以改正并画出轴向力的传递路线。 解题要点： 该例支点的轴向固定结构型式为两端固定结构，即两支点各承担一个方向的轴向力。 （1）存在的问题 1）两轴承外圈均未固定，轴运转时，外圈极易松动脱落。 2）轴向力无法传到机座上。向左推动轴外伸端时，整个轴连同轴承均将从套杯中滑出；齿轮工作时将受到向右的轴向力，此 时轴将带着左轴承和右轴承的内圈向右移动，致使右轴承分离脱落。 3）轴承间隙无法调整。 4）改正方法 （2）改正方法

24、1）将两轴承内圈间的套筒去掉，再将套杯中间部分内径减小，形成两价目内挡肩固定轴承外圈，从而使左轴承上向右的轴向 力及右轴承上向左的轴向力通过外圈、套杯传到机座上。 2)在右轴承右侧轴上制出一段螺纹，并配以圆螺母和止动垫圈用来调整轴承间隙，同时借助圆螺母轴上向左的轴力传到套杯上。 3）在套杯和机座间加调整垫片，以调整轴系的轴向位置；在套杯和端盖间也应加调整垫片，使端盖脱离轴承外圈，兼起密封 作用。 改正后的结构及轴向力的传递路线见图解。 9. 图示的蜗杆轴轴承组合结构，一端采用一对正装的角接触球轴承，另一端为圆柱滚子轴承。指出图中错误加以改正，并画 出轴向力的传递路线。 解题要点： 该例的支点轴

25、向固定结构应为一端固定、一端游动的型式，即轴承组一侧为固定端、固柱滚子轴承一侧为游动端。 （1）存在问题 1）固定端两轴承的内、外圈均未作双向固定。当轴肥向左的轴力时，该支点上两轴承将随着轴从套杯中脱出，或轴颈与轴承 内圈配合松动，故无法将向左的轴向力传到机座上。 2）固定端两轴承的间隙无法调整。 3）游动端支承采用的是普通型圆柱滚子轴承，即外圈两侧均不带挡边，因 此是可分离型的轴承，为保证“游而不散”其内、外圈均应作双向固定，否则内圈与轴颈的配合易松动，外圈与滚动体极易 分离、脱落。 4）轴系的轴向位置无法调整。 （2）改正方法 1）固定端套杯的左端应加内挡肩；轴右端制出螺纹，配圆螺母、止动

26、垫圈固定轴承内圈。这样可将向左的轴向力通过轴承组 和套杯传到机座上。 2）在右端盖和套杯间加调整垫片1，以调整轴承间隙。 3）左支承处套杯右侧加内挡肩，轴承外圈左侧加孔用弹性挡圈，以实现对外圈的双向固定，防止其轴向移动；轴承内圈左侧 加轴用弹性挡圈，以实现内圈的双向固定；游动将在滚动体和外圈滚道之间实现。 4）套杯与机座间应加调整热片2，实现轴系轴向位置的调整。 改正后的结构及轴向力传递路线如图解所示。 10. 试分析图示轴系结构的错误，并中以改正。齿轮用油润滑、轴承用脂润滑。 解题要点： （1）支点轴向固定结构错误 1）该例为两端固定结构，但应将两轴承由图示的反安装型改为正安装，否则轴向力无

27、法传到机座上； 2）左轴端的轴用弹性挡圈多余，应去掉。 3）无法调整轴承间隙，端盖与机座间应加调整垫片。 （2）转动件与静止件接触错误 1）左轴端不应顶住端盖； 2）联轴器不应与端盖接触； 3）右端盖不应与轴接触，孔径应大于轴径。 （3）轴上零件固定错误 1）套筒作用不确定，且轴上有键，无法顶住齿轮；套筒不能同时顶住轴承的内、外圈；齿轮的轴向固定不可靠（过定位）； 2）联轴器轴向位置不确定。 （4）加工工艺不合理 1）轴上两处键槽不在同一母线上； 2）联轴器键槽未开通，深度不符标准； 3）箱体外端面的加工面与非加工面未分开。 （5）装配工艺错误 1）轴肩、套筒直径过大，两轴承均无法拆下； 2）齿轮处键过长，轴颈右侧应减小直径。 （6）润滑与密封错误 1）轴承处未加挡油盘； 2）右端盖未考虑密封。 改正后的结构见图解。