1、第11章 滚动轴承 11.1 滚动轴承的结构、基本类型和特点滚动轴承的结构、基本类型和特点 11.2 滚动轴承的计算滚动轴承的计算 11.3 滚动轴承的静强度计算滚动轴承的静强度计算 11.4 滚动轴承的极限转速滚动轴承的极限转速 11.5 滚动轴承部件结构设计滚动轴承部件结构设计 11.6 滚动轴承的润滑和密封滚动轴承的润滑和密封 11.7 新型轴承简介新型轴承简介 习习 题题 11.1 滚动轴承的结构、基本类型和特点滚动轴承的结构、基本类型和特点 11.1.1 滚动轴承的结构滚动轴承的结构 图11-1 滚动轴承的结构 图11-2 滚动体的类型 滚动轴承的内、外圈及滚动体一般用含铬的轴承钢制
2、造，如GCr9、GCr15、Cr15SiMn等。热处理后硬度一般不低于HRC6065，工作表面经磨削抛光。保持架一般用软钢冲压而成，也有用铜或塑料制成的。11.1.2 滚动轴承的基本类型和特点滚动轴承的基本类型和特点 滚动轴承类型繁多，以适应各种机械装置的多种要求。滚动轴承可以从不同角度进行分类。按滚动体的形状不同可分为球轴承和滚子轴承。球形滚动体与内、外圈是点接触，运转时摩擦损耗小，承载能力和抗冲击能力弱；滚子滚动体与内、外圈是线接触，承载能力和抗冲击能力强，但运转时摩擦损耗大。按滚动体的列数，滚动轴承又分为单列、双列及多列。如图11-3所示，滚动轴承的滚动体和外圈滚道接触点的法线与轴承半径
3、方向的夹角称为轴承公称接触角。按轴承所承受的载荷的方向或公称接触角的不同，滚动轴承可分为以下两种类型。图11-3 滚动轴承的接触角 1.向心轴承向心轴承 向心轴承主要用于承受径向载荷，045。向心轴承又分为：(1)径向接触轴承(=0，如图11-3(a)、(b)。(2)向心角接触轴承(045，如图11-3(e)、(f)。2.推力轴承推力轴承 推力轴承主要用于承受轴向载荷，4590。推力轴承又可分为：(1)轴向接触轴承(=90，如图11-3(c)。(2)推力角接触轴承(4590，如图11-3(d)。在国家标准GBT2721993中，滚动轴承是按轴承所承受的载荷的方向及结构的不同进行分类的。常用的滚
4、动轴承类型及特性见表11-1。表表11-1 滚动轴承的类型及特性滚动轴承的类型及特性 表表11-1 滚动轴承的类型及特性滚动轴承的类型及特性 表表11-1 滚动轴承的类型及特性滚动轴承的类型及特性 11.1.3 滚动轴承类型的选择滚动轴承类型的选择 选择滚动轴承的类型非常重要，如选择不当，会使机器的性能要求得不到满足或降低了轴承寿命。在选择轴承类型时，应从具体工作条件出发，考虑各类轴承的特点及应用场合，所承受的载荷的大小、方向、性质和转速的高低以及刚度、调心性能、结构尺寸、轴承的装卸和经济性等要求,从中选出比较合适的轴承类型。具体选择时可参考以下几点：(1)当载荷较大或有冲击载荷时，宜用滚子轴
5、承；当载荷较小时，宜用球轴承。(2)当只受径向载荷或虽同时受径向和轴向载荷，但以径向载荷为主时，应用向心轴承；当只受轴向载荷时，一般应用推力轴承。而当转速很高时，可用角接触球轴承或深沟球轴承；当径向和轴向载荷都较大时，应采用角接触轴承。(3)当转速较高时，宜用球轴承；当转速较低时，可用滚子轴承，也可用球轴承。(4)当要求支承具有较大刚度时，应用滚子轴承。(5)当轴的挠曲变形大或两轴承座孔直径不同、跨度大且对支承有调心要求时，应选用调心轴承,如图11-4所示。(6)为便于轴承的装拆，可选用内、外圈可分离的轴承。(7)从经济角度看，球轴承比滚子轴承便宜，精度低的轴承比精度高的轴承便宜，普通结构轴承
6、比特殊结构轴承便宜。图11-4 调心轴承11.1.4 滚动轴承代号滚动轴承代号 表表11-2 滚动轴承代号的构成滚动轴承代号的构成 1.内径代号内径代号 最右边两位数字表示轴承的公称内径尺寸。当轴承内径在20480 mm范围内，内径代号乘以5即为轴承内径尺寸，单位为mm。内径在1017 mm的代号见表11-3。对于内径小于10 mm和大于等于500 mm的轴承，内径表示方法另有规定，可参见轴承手册。表表11-3 轴承内径表示方法轴承内径表示方法 2.直径系列代号直径系列代号 右起第三位数字是直径系列代号。直径系列指同一内径、结构相同的轴承有几种不同的外径（如图11-5所示）。国标规定，直径系列
7、代号有7，8，9，0，1，2，3，4，5等外径尺寸依次递增的系列。图11-5 不同直径系列的对比 3.宽度系列代号宽度系列代号 右起第四位数字是宽度系列代号，代号用8，0，1，2，3，4，5，6表示，其宽度尺寸递增如图11-6所示。相同内径的同类型轴承，外廓尺寸大(外径，宽度)则承载能力强。图11-6 不同宽度系列的对比 4.轴承类型代号轴承类型代号 表表11-4 内部结构代号内部结构代号 表表11-5 公差等级代号公差等级代号 5.代号举例代号举例 7208AC轴承类型代号为7，表示角接触球轴承；宽度系列代号为0（不标出），直径系列代号为2，属于轻型；内径为40 mm，接触角25，公差等级0
8、级。N2312P6内径为60 mm，23(中宽)系列的圆柱滚子轴承，公差等级6级。11.2 滚动轴承的计算滚动轴承的计算11.2.1 滚动轴承的工作情况分析滚动轴承的工作情况分析 滚动轴承内、外套圈间有相对运动，滚动体既有自转又围绕轴承中心公转。以径向接触轴承为例，轴承承受中心轴向力Fa与径向力Fr。在理想状态下，轴向力由各滚动体均匀分担，而径向力只由半圈滚动体承受(如图11-7)，最下面的滚动体所受载荷最大。轴承在工作状态下，滚动体与旋转套圈承受变化的脉动接触应力，固定套圈上最下端一点承受最大脉动接触应力。图11-7 滚动轴承受力图 11.2.2 滚动轴承失效形式和计算准则滚动轴承失效形式和
9、计算准则 滚动轴承的主要失效形式有以下几种：滚动轴承的主要失效形式有以下几种：1.疲劳点蚀疲劳点蚀 轴承工作时，滚动体和内、外套圈的接触处产生循环变化的接触应力。长期工作产生疲劳点蚀，使轴承运转时产生振动、噪音，运转精度降低。2.塑性变形塑性变形 对转速较低和间歇摆动的轴承，在承受较大的冲击或静载荷下，滚道和滚动体出现永久的塑性变形，当变形量超过一定界限便不能正常工作。3.磨损磨损 在多粉尘或润滑不良条件下工作时，滚动体和套圈工作表面容易产生磨损。速度过高时还会出现胶合、表面发热甚至滚动体回火。在选择轴承时，应针对这几种失效形式进行适当计算。对一般回转的滚动轴承，其主要失效形式是疲劳点蚀破坏，
10、应进行轴承寿命计算。对于低速和摆动轴承，主要失效形式是塑性变形，应按额定静载荷进行强度计算；对于载荷较大或有冲击载荷的回转轴承，也应进行静强度计算。对于高速轴承，其主要失效形式是磨损、烧伤，除了需要进行寿命计算外，还应验算极限转速。11.2.3 基本额定寿命和基本额定动载荷基本额定寿命和基本额定动载荷 1.滚动轴承的寿命滚动轴承的寿命 滚动轴承任一元件的材料首次出现疲劳点蚀前的总转数或在某一给定的恒定转速下运转的小时数称为轴承寿命。2.基本额定寿命基本额定寿命 一批相同型号的轴承，在同样的工作条件下，其寿命一般并不相同，最低与最高寿命相差可达数十倍。基本额定寿命是指一批相同的轴承，在相同运转条
11、件下，其中90在疲劳点蚀前能运转的总转数或给定转数下能运转的总工作时数。其可靠度为90。即当一批轴承工作运转达到额定寿命时，有10的轴承已先后出现疲劳点蚀。寿命单位若为转数，用L10表示；若为工作小时数，用Lh10表示。3.基本额定动载荷基本额定动载荷 轴承的基本额定寿命为一百万转(106r)时所能承受的最大载荷为轴承的基本额定动载荷，以C表示。在基本额定动载荷C作用下，这些轴承中的90可以工作106r，而不发生点蚀失效。显然，轴承基本额定动载荷数值高，则抗点蚀破坏的能力相应要强。这里的基本额定动载荷，对向心轴承指纯径向载荷，对角接触轴承指载荷的径向分量，两者均称为径向基本额定动载荷，用Cr表
12、示；对于推力轴承指的是纯轴向载荷，称为轴向基本额定动载荷，用Ca表示。轴承基本额定动载荷的数值与轴承的结构、尺寸、材料及制造精度有关，需要时可查阅有关设计手册或轴承生产厂家的产品样本。11.2.4 滚动轴承的当量动载荷滚动轴承的当量动载荷 1.滚动轴承的当量动载荷滚动轴承的当量动载荷 在实际使用中，轴承往往既承受轴向载荷又承受径向载荷，为了便于研究，将实际的轴向、径向载荷等效为一假想的当量动载荷P来处理，在此载荷作用下，轴承的工作寿命与在实际工作载荷下的寿命相等。其计算公式为 P=XFr+YFa(11-1)式中：P当量动载荷(N)；Fr轴承所承受的实际径向载荷(N)；Fa轴承所承受的实际轴向载
13、荷(N)；X，Y径向载荷系数和轴向载荷系数，见表11-6。对于圆柱滚子轴承和滚针轴承Y0；对于推力轴承X0。2.径向载荷系数径向载荷系数X和轴向载荷系数和轴向载荷系数Y的确定的确定 表表11-6 径向载荷系数径向载荷系数X和轴向载荷系数和轴向载荷系数Y 表表11-6 径向载荷系数径向载荷系数X和轴向载荷系数和轴向载荷系数Y 11.2.5 滚动轴承寿命计算滚动轴承寿命计算 轴承的载荷P与寿命L10的关系可以用疲劳曲线表示（如图11-8所示），其表达式为 61010PCL即 61010CLP式中：P轴当量动载荷，N；L10滚动轴承的基本额定寿命，106 r；轴寿命系数：对于球轴承3，对于滚子轴承1
14、03。图11-8 滚动轴承的P-L曲线 在实际应用中，习惯用表示小时数Lh10描述轴承的寿命，若轴承的转速为n，L10=60nLh10，则有 PfCfnLPth6010610（11-2）式中：ft温度系数，考虑到在工作温度高于120时，轴承材料的硬度下降，导致轴承的基本额定动载荷C下降，其值查表11-7；fP载荷系数，考虑冲击和振动载荷对轴承当量动载荷的影响，其值查表11-8。如果已知轴承的当量动载荷P、转速n，设计机器时所要求的轴承预期寿命Lh 也已确定，则可计算出轴承应具有的基本额定动载荷C值，从而可根据C值选用所需要的轴承 61060htPnLfPfC（11-3）在选择轴承型号时，应满足
15、CC。表表11-7 温温 度度 系系 数数 ft表表11-8 载载 荷荷 系系 数数 fP 表表11-9 轴承预期寿命轴承预期寿命L h的推荐值的推荐值 【例例11-1】某减速器的高速轴，已知其转速n960rmin两轴承处所受的径向载荷分别为Fr11500 N，Fr2=1200 N，轴向工作载荷Fa=520 N，轴颈直径d=40 mm，要求轴承使用寿命不低于25 000 h。传动有轻微冲击，工作温度不高于100，试确定轴承型号。解解 本题属未定轴承型号的问题，故初选轴承型号，再经计算确定型号。(1)根据工作条件，传动有轻微冲击，查表11-8得fP=1.2，温度不超过100，由表11-7查得ft
16、=1。(2)求当量动载荷P。该轴承既受径向载荷又受轴向载荷，FrFa，转速较高，所以选深沟球轴承。初选6208轴承，查手册得Cr=29.5 kN，C0r=18 kN。根据FaC0r=520/18 000=0.029，查表11-6得e=0.22；Fa/Fr1=0.35e，由表11-6通过查值得X=0.56，Y=1.98，故P1=XFr1+YFa=(0.561500)+(1.98520)=1869.6 N(3)计算所需的额定动载荷C。NnLfPfChtp7.3342510000209606016.18692.11060366由于CCr，故6208轴承满足要求（如果不满足上式要求，可选择6308或更
17、大的直径系列和宽度系列的轴承）。11.2.6 角接触轴承的内部轴向力角接触轴承的内部轴向力 1.角接触轴承的内部轴向力的确定角接触轴承的内部轴向力的确定 角接触轴承的结构特点是在滚动体与外圈滚道接触处存在着接触角。当它承受径向载荷时，作用在滚动体上的法向力可分解为径向分力和轴向分力(如图11-9)。各个滚动体上所受轴向分力的合力即为轴承的内部轴向力S。内部轴向力S的大小的近似计算式见表11-10。内部轴向力S的方向为从外圈的宽边指向窄边。图11-9 角接触轴承的内部轴向力 表表11-10 内部轴向力内部轴向力S的计算公式的计算公式 2.轴承的装配形式轴承的装配形式 图11-10 角接触轴承成对
18、安装的两种形式 3.角接触轴承轴向载荷角接触轴承轴向载荷Fa1与与Fa2的计算的计算 如图11-11所示，根据力的平衡关系，当轴处于平衡状态时，应满足 S2+FA=S1 如果不满足上述关系时，可能出现下列两种情况：(1)S2+FAS1。如图11-11(a)，轴有向左移动的趋势，此时轴承被压紧，但由于轴承外圈受到轴向约束，实际上轴并没有移动，根据力的平衡关系，这个轴向约束反力 为 1S121SFSSA 因此，作用在轴承上的总轴向力Fa1为S1与S1 的和，而轴承则只受到自身的内部轴向力S2，即 222111SFFSSSFaAa(11-4)图11-11 轴向力示意图 (2)S2+FAS1。如图11
19、-11(b)，此时轴有向左移动的趋势，轴承被压紧，同理，为保持轴的平衡，在轴承的外圈上必有一个轴向约束反力S 2 的作用 212()aSSSF 因此，作用在轴承上的总轴向力Fa2为S2与S 2的和，而轴承则只受到自身的内部轴向力S1 112221aaaFSFSSSF(11-5)角接触轴承轴向载荷的计算方法可归纳如下：(1)判断出轴上全部轴向力(所有轴向外载荷及轴承的内部轴向力)合力的指向，确定被“压紧”的轴承及被“放松”的轴承。(2)被“压紧”轴承的轴向力等于除自身的内部轴向力以外的其他所有轴向力的代数和(指向被“压紧”轴承的力为正，反之为负)。(3)被“放松”轴承的轴向力等于自身的内部轴向力
20、。【例11-2】如图11-10(a)所示，轴上两端“面对面”安装一对7309AC轴承，轴的转速n=300 rmin，两轴承所受径向载荷分别为Fr1=2500 N，Fr2=1000N，轴上的轴向载荷FA=1200 N，方向指向轴承I。工作时有较大冲击，环境温度125。试计算轴承的寿命。解解(1)计算内部轴向力。对70000AC型轴承，查表11-10，有S1=0.68Fr1=0.682500N=1700 NS2=0.68Fr2=0.681000N=680 N(2)计算轴承所受的轴向载荷。NSNNSFA17001880)6801200(12故轴承有被“压紧”趋势，轴承有被“放松”趋势，于是 Fa1=
21、FA+S2=1880 NFa2=S2=680N (3)计算轴承当量动载荷。查表11-6，知70000AC轴承(25)的判别系数e0.68，故 eFFeFFrara68.0100068075.0250018802211 再由表11-6，查得X10.41，Y10.87，X21，Y2=0；轴承的当量动载荷为 P1=X1Fr1+Y1Fa1=0.412500+0.871880 N=2660.6 NP2=X2Fr2+Y2Fa2=11000N=1000 N （4）计算轴承寿命。查表11-8得fP=1.83.0，取中间值fP=2.4。查表11-7，得ft=0.95。查手册得7309AC的Cr=47 500 N
22、。又=3，由式(11-2)得 hhPfCfnLhhPfCfnLPthPth2.27136910004.25004795.0300601060108.606196.26604.25004795.03006010601036623661 故轴承的寿命约为19 606.8 h，轴承的寿命约为369 271.2 h。这对轴承的工作寿命为19 606.8 h。11.3 滚动轴承的静强度计算滚动轴承的静强度计算 1.额定静载荷额定静载荷 轴承受载后，在应力最大的滚动体与滚道接触处产生的永久塑性变形量之和为滚动体直径的万分之一时，所承受的载荷称为滚动轴承的额定静载荷，以C0r表示。2.当量静载荷当量静载荷
23、当轴承同时承受径向和轴向的复合载荷时，需折算成当量静载荷进行计算。当量静载荷为一假定的载荷，在这个载荷的作用下，滚动轴承和套圈接触处产生的塑性变形量之和与实际的复合载荷作用下产生的塑性变形量相等，以P0表示。其计算公式为 P0=X0Fr+Y0Fa(11-6)式中：X0，Y0滚动轴承静载荷的径向系数和轴向系数，可查表11-11。表表11-11 静载荷的静载荷的X0、Y0系数系数 3.静载荷的计算静载荷的计算静载荷的计算公式为 000SCPr式中：S0许用安全系数，可查表11-12；C0r轴承的额定静载荷，可查轴承手册。(11-7)表表11-12 静载荷的许用安全系数静载荷的许用安全系数S0 11
24、.4 滚动轴承的极限转速滚动轴承的极限转速滚动轴承的转速过高时，会加剧磨损，引起发热，润滑失效，导致元件回火甚至胶合，因此，应限制轴承的工作转速，使之低于极限转速。滚动轴承的极限转速nlim是指一定载荷和润滑条件下所允许的最高转速，其值可从轴承标准及有关手册中查得。标准中的极限转速值是在当量动载荷P0.1Cr、润滑及冷却正常、向心轴承及角接触轴承只受纯径向载荷、推力轴承受纯轴向载荷的条件下得出的。在高速运转时，滚动体上的离心力将增大外圈滚道上的压力，因而影响极限转速。减少滚动体的离心力，可以从减少滚动体的质量和回转半径两方面来采取措施。例如，选用滚动体直径小的轻系列轴承或空心滚动体轴承、质量轻
25、的陶瓷球轴承等。11.5 滚动轴承部件结构设计滚动轴承部件结构设计 11.5.1 轴承部件的轴向固定轴承部件的轴向固定 1.两端固定支承两端固定支承 如图11-12所示，利用轴上两端轴承各限制一个方向的轴向移动，合在一起就可以限制轴的双向移动。这种结构一般用于工作温度变化不大和支承跨距较小的场合，轴的热伸长量可由轴承自身的游隙进行补偿(如图11-12（a）下半部所示)，或者在轴承外圈与轴承盖之间留有c=0.20.4mm的间隙，用调整垫片(如图11-12（a）上半部所示)调节。对于角接触球轴承和圆锥滚子轴承，不仅可以用垫片调节，也可用调整螺钉调整轴承外圈的方法来调节，如图11-12（b）所示。图
26、11-12 两端固定支承 2.一端固定、一端游动支承一端固定、一端游动支承 图11-13 一端固定、一端流动支承 3.两端游动支承两端游动支承 图11-14 两端游动支承 11.5.2 轴承部件的调整轴承部件的调整 1.轴承间隙的调整轴承间隙的调整 采用两端固定支承的轴承部件，为补偿轴在工作时的热伸长，在装配时应留有相应的轴向间隙。轴承间隙的调整方法有：通过加减轴承端盖与轴承座端面间的垫片厚度来实现，如图11-12(a)所示；通过调整螺钉1，经过轴承外圈压盖3，移动外圈来实现，在调整后，应拧紧防松螺母2，如图11-12(b)所示。2.轴上传动件位置的调整轴上传动件位置的调整 在某些机器部件中，
27、轴上传动件需要准确的轴向位置，这可以通过调整移动轴承的轴向位置来达到。如圆锥齿轮传动要求两圆锥齿轮的节锥顶点重合(图11-15(b)，蜗杆传动要求蜗轮的主平面通过蜗杆轴线(图11-15(a)，故要求整个轴系可以作轴向调整。图11-16是一小圆锥齿轮传动轴的结构图，轴系位置可以通过增减垫片1的厚度得以改变。垫片2则是用来调整轴承的轴向游隙。图11-15 轴承组合轴向位置调整 图11-16 小圆锥齿轮传动轴结构 11.5.3 滚动轴承的预紧滚动轴承的预紧 图11-17 轴承组合轴向位置调整 11.5.4 轴承的装拆轴承的装拆 图11-18 轴承的装拆 11.6 滚动轴承的润滑和密封滚动轴承的润滑和
28、密封 11.6.1 轴承润滑轴承润滑 轴承润滑的主要目的是减少摩擦和磨损，还有吸收振动、降低温度等作用。滚动轴承的润滑方式可根据速度因数dn值来选择。d为轴承内径(mm)，n为轴承转速(rmin)。dn值间接反映了轴颈的线速度。当dn(1.52)105mmrmin时，可选用脂润滑。当超过时，宜选用油润滑。脂润滑可承受较大载荷，且便于密封及维护，充填一次润滑脂可工作较长时间。油润滑时，油的粘度可根据轴承的速度因数dn值和工作温度t来选择(如图11-21)。在浸油润滑时，油面高度不超过最低滚动体的中心，以免因过大的搅油损失而使温度升高。图11-19 润滑油粘度的选择 11.6.2 滚动轴承的密封滚
29、动轴承的密封 密封的目的是阻止润滑剂的流失和防止灰尘、水分的进入。密封按其原理的不同可分为接触式密封和非接触式密封两大类。密封的主要类型和适用范围见表11-13。选择密封方式时应考虑密封的目的、润滑剂的种类、工作环境、温度、密封表面的线速度等。接触式密封适用于线速度较低的场合，为了减少密封件的磨损，轴表面粗糙度Ra宜小于1.601.8m，轴表面硬度应在40HRC以上。非接触式密封不受速度限制。表表11-13 常用的滚动轴承密封形式常用的滚动轴承密封形式 表表11-13 常用的滚动轴承密封形式常用的滚动轴承密封形式 11.7 新型轴承简介新型轴承简介11.7.1 关节轴承关节轴承 关节轴承是球面
30、滑动轴承中的一种，主要适用于摆动、倾斜运动和旋转运动，或者是上述运动的组合运动。关节轴承不同于调心轴承。关节轴承是典型的空间运动副，被支承的两零件可以在三维空间内作任意相对摆动和转动，多用于各种机器人的机械结构中。关节轴承主要由内圈和外圈两部分组成(如图11-22)，通过内圈的球形外表面与外圈的球形内表面形成球面接触方式。根据其承受载荷性质的不同，可以将其分为：（1）向心关节轴承。主要承受径向载荷，其接触角为0，如图11-22（a)所示。（2）角接触关节轴承。既可承受径向载荷，又可承受轴向载荷，接触角在045和4590之间。（3）推力关节轴承。主要承受轴向载荷，其接触角为90，如图11-20(
31、b)所示。（4）杆端关节轴承。主要用于结构件之间的连接，可以承受径向和轴向的组合载荷，如图11-20(c)所示。图11-20 常用关节轴承的结构 11.7.2 直线滚动轴承直线滚动轴承 图11-21 直线运动球轴承的结构 习习 题题 11-1 试说明滚动轴承的基本零件组成和各自的作用。滚动轴承有哪些基本类型？各有何特点？选择滚动轴承应考虑哪些因素？11-2 试说明以下几个代号的含义：N210E，C36207，7210B，8414，7210AC，30316,7305B/P4。11-3 什么是滚动轴承的额定动载荷、当量动载荷？轴承的失效形式和计算准则是什么？11-4 哪些类型的滚动轴承在承载时将产
32、生内部轴向力？是什么原因造成的？哪些类型的滚动轴承在使用中应成对使用？11-5 在载荷平稳的条件下，一个7210轴承在转速为n350rmin时要求的预期寿命为15 000 h。该轴承所能承受的轴向载荷是多少？11-6 一深沟球轴承需要承受的径向载荷为10 000N，轴向载荷为2000 N，预期寿命为10 000 h，轴径为50 mm。试选择两种型号的轴承并作比较。11-7 其他条件不变的情况下，载荷增加一倍或转速提高一倍对轴承寿命有何影响？11-8 30208轴承的基本额定动载荷Cr34 000 N。（1）当量动载荷P6200N，工作转速n730rmin，试计算轴承寿命。（2）P=6200N，
33、若要求Lh10 000 h,允许最高转速n是多少？（3）工作转速n730rmin，要求Lh10 000 h，允许的当量动载荷P是多少？11-9 一机械传动装置的两支承端采用相同的深沟球轴承，已知轴径均为d 40mm，转速n1750r/min，各轴承所承受的径向载荷分别为Fr12000 N及Fr21500N,载荷平稳。常温下工作，要求使用寿命Lh8000 h，试选出此轴承型号。11-10 题11-10图所示斜齿圆柱齿轮减速器低速轴转速n196rmin，FT=1890 N，FR=700 N，FA=360 N，轴颈直径d30 mm,轴承预期寿命Lh20 000 h，fP1.2。试选择轴承型号。（1）
34、选用深沟球轴承；（2）选用圆锥滚子轴承。11-11 五吨起重机吊钩上采用推力球轴承，内径d=50mm，静负荷安全系数S02.5，试选择轴承型号。题11-10图 斜齿圆柱齿轮减速器 11-12 1220轴承受径向载荷Fr4000 N，轴向负荷Fa1520 N，fp1，工作转速n1850r/min，拟采用脂润滑，试校验其极限转速。若不满足要求，应如何改进。11-13 题11-13图所示为一从动圆锥齿轮轴，支承在两个圆锥滚子轴承上，齿宽中心到两轴承中点的距离分别为60 mm和195mm，齿轮分度圆平均直径dm212.5 mm，已分析得齿轮轴向力Fa960 N，圆周力和径向力的合力FR2710 N，转速n112 rmin，轴承设计寿命Lh20 000 h，要求轴颈直径在4050mm之间，试选择轴承型号。载荷为轻度冲击。题11-13图 从动圆锥齿轮轴
