滚动体

1

滚动轴承

一选择题

(1)下列各类轴承中，C能很好地承受径向载荷与轴向载荷的联合作用;而D

则具有良好的调心作用。

A.短圆柱滚子轴承B.推力球轴承

C.圆锥滚子轴承D.调心滚子轴承

(2)在良好的润滑和密封条件下，滚动轴承的主要失效形式是D。

A.塑性变形B.胶合C.磨损D.疲劳点蚀

(3)下列四种型号的滚动轴承中，只能承受径向载荷的是B。

A.6208B.N208C.30208D.51208

(4)代号为7212AC的滚动轴承，对它的承载情况描述最准确的是D。

A.只能承受径向载荷B.单个轴承能承受双向载荷

C.只能承受轴向载荷D.能同时承受径向和单向轴向载荷

(5)一个滚动轴承的基本额定动载荷是指D。

A.该轴承的使用寿命为610转时，所受的载荷

B.该轴承使用寿命为610小时时，所能承受的载荷

C.该轴承平均寿命为610转时，所能承受的载荷

D.该轴承基本额定寿命为610转时，所能承受的最大载荷

(6)判别下列轴承能承受载荷的方向：

6310可承受D;7310可承受B;30310可承受B;5310可承受

C;N310可承受A。

A.径向载荷B.径向载荷和单向轴向载荷

C.轴向载荷D.径向载荷与双向轴向载荷

(7)按基本额定动载荷选定的滚动轴承，在预定使用期限内其破坏率最大为C。

A.l%B.5%C.10%D.50%

(8)以下各滚动轴承中，承受轴向载荷能力最大的是A，能允许的极限转速最高的是B。

A.5309B.6309/P5C.30309D.6309

(9)对滚动轴承进行油润滑，不能起到C的作用。

A.降低摩擦阻力B.加强散热、降低温升C.密封D.吸收振动

(10)在进行滚动轴承组合设计时，对支承跨距很长，工作温度变化很大的轴，为适应轴有较大的伸缩

2

变形，应考虑A。

A.将一端轴承设计成游动的B.采用内部间隙可调整的轴承

C.轴颈与轴承内圈采用很松的配合

(11)同一根轴的两端支承，虽然承受载荷不等，但常采用一对相同型号的滚动轴承，这是因为除C

以外的下述其余三点理由。

A.采用同型号的轴承，采购方便

B.安装两轴承的座孔直径相同，加工方便

C.安装轴承的轴颈直径相同，加工方便

D.一次镗孔能保证两轴承中心线的同轴度，有利于轴承正常工作

(12)对滚动轴承进行密封，不能起到B作用。

A.防止外界灰尘侵入B.降低运转噪声C.阻止润滑剂外漏

(13)一深沟球轴承内径mm100，宽度系列O，直径系列2，公差等级为O级，游隙O组，其代号为

D。

A.60220B.6220/POC.60220/POD.6220

(14)一角接触球轴承内径mm85，宽度系列O，直径系列3，接触角15°，公差等级为6级，游隙2

组，其代号为D。

A.7317B/P62B.7317C/P6/C2C.7317/P6/C2D.7317C/P62

(15)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，则宜选用类型代号为A

的轴承。

A.l或2B.3或7C.N或NUD.6或NA

(16)有一根轴用来传递转矩，它用三个支点支承在水泥基础上，如图13-1所示，在这种情况下，三

个支点的轴承应选用B。

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

图13-1

(17)各类滚动轴承的润滑方式，通常可根据轴承的D来选择。

A.转速

n

B.当量动载荷P

C.轴颈圆周速度

v

D.内径与转速的乘积dn

(18)滚动轴承转动套圈的配合(一般为内圈与转轴轴径的配合)应采用A

A.过盈量较大的配合，以保证内圈与轴径紧密结合，载荷越大，过盈量越大

3

B.具有一般过盈量的配合，以防止套圈在载荷作用下松动，并防止轴承内部游隙消失，导致轴

承发热磨损

C.具有较小过盈量的配合，以便与轴承的安装拆卸

D.具有间隙或过盈量很小的过渡配合，以保证套圈不致因过大的变形而影响工作精度

(19)下面所列的滚动轴承优点，其中错误的是C。

A.大批量自动化生产，易于获得较高旋转精度

B.轴颈尺寸d相同时，滚动轴承宽度小于滑动轴承，利于减小机器的轴向尺寸

C.滚动磨擦小于滑动摩擦，因此摩擦功耗小，发热量少，适于极高速度下使用

D.滚动轴承所需润滑油耗量少，维护简单，可节约维护费用

(20)D不宜用来同时承受径向负荷与轴向负荷。

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

(21)D是只能承受径向负荷的轴承。

A.深沟球轴承B.调心球轴承

C.调心滚子轴承D.圆柱滚子轴承

(22)B是只能承受轴向负荷的轴承。

A.圆锥滚子轴承B.推力球轴承

C.滚针轴承D.调心球轴承

(23)下列四种轴承中B必须成对使用。

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

(24)向心推力轴承所能承受轴向载荷的能力取决于C。

A.轴承的宽度B.轴承的转速

C.接触角的大小D.滚动体的数目

(25)受轴向力的高速滚动轴承宜采用B。

A.深沟球轴承B.角接触球轴承

C.圆柱滚子轴承D.推力球轴承

(26)B适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承。

A.深沟球轴承B.调心球轴承

C.角接触球轴承D.圆锥滚子轴承

(27)B具有良好的调心作用。

A.深沟球轴承B.调心滚子轴承

4

C.推力球轴承D.圆柱滚子轴承

(28)滚动轴承内圈与轴颈的配合、外圈与座孔的配合，D。

A.全部采用基轴制B.前者采用基轴制，后者采用基孔制

C.全部采用基孔制D.前者采用基孔制，后者采用基轴制

(29)设某个轴由一对角接触球轴承作“双支点单向固定”(即“两端固定”)支承，已知轴承1的当量动载

荷NP4000

r1

，轴承2的当量动载荷NP2000

r2

；若轴承1的基本额定寿命hL1000

h1

，则轴承2

的基本额定寿命

h2

L=C。

A.h2000B.h4000C.h8000D.不能确定

(30)某深沟球轴承，当转速为min/480r，当量动载荷为N8000时，使用寿命为h4000。若转速改

为min/960r，当量动载荷变成N4000时，则该轴承的使用寿命为D。

A.h2000B.h4000C.h8000D.h16000

(31)齿轮轴用45号钢调质，两支点用深沟球轴承支承，使用中发现轴的刚度不够，这时，最好的改

进方法是A。

A.把球轴承换成滚子轴承B.把滚动轴承换成滑动轴承

C.把轴重新进行热处理D.把轴的直径加大

(32)滚动轴承套圈与滚动体常用材料为C。

5D.20CrMnTi

(33)以下材料中，D不适于作滚动轴承保持架。

A.塑料B.软钢C.铜合金D.合金钢淬火

(34)下列各类滚动轴承中，除主要承受径向载荷外，还能承受不大的双向轴向载荷的是A。

A.深沟球轴承B.角接触球轴承C.圆柱滚子轴承D.圆锥滚子轴承

(35)滚动轴承轴向预紧措施主要用在A。

A.精密机床主轴中B.高速旋转机械主轴中

C.大型重载机械中D.冲击振动严重的机械中

(36)滚动轴承接触式密封是B。

A.迷宫式密封B.毡圈密封C.甩油密封D.油沟式密封

(37)角接触球轴承所能承受轴向载荷的能力取决于B。

A.轴承的宽度B.接触角的大小C.轴承精度D.滚动体的数目

(38)润滑条件相同时，以下四种精度和内径相同的滚动轴承中A的极限转速最高。

A.角接触球轴承B.圆锥滚子轴承C.推力球轴承D.圆柱滚子轴承

(39)下列轴承中，B轴承不能作为轴向预紧轴承使用。

5

A.深沟球B.圆柱滚子C.角接触球D.圆锥滚子

(40)如果载荷和工作条件不变，而允许轴承的可靠性取为45%，则轴承的工作寿命为

B。

A.额定寿命B.至少5倍的额定寿命

C.额定寿命的1/5D.额定寿命的1/2

(41)作用在滚动轴承上的径向力在滚动体之间的分配是D。

A.在所有滚动体上受力相等

B.在一半滚动体上受力相等

C.在某一确定数目的滚动体上受力相等

D.受力不等，并且总有一个滚动体受力最大

(42)在同样载荷和同样的工作条件下运转的同一批生产的同型号的滚动轴承，它们的寿命一般

B。

A.相同B.不相同C.90%轴承相同D.10%轴承相同

(43)手推车的载重量增大一倍，支承轴的一对滚子轴承的寿命是原先的A。

A.l/10B.l/8C.1/16D.1/4

(44)C可以提高滚动轴承的极限转速。

A.减小轴承间隙B.用滚子轴承取代球轴承

C.改善润滑及冷却条件D.降低轴承精度

(45)当滚动轴承的疲劳寿命可靠度提高时，其额定静载荷C。

A.增大B.减小C.不变D.不一定

(46)6206滚动轴承内圈与轴的配合，正确标注是B。

A.

7k

H8

30B.7k30C.

8H

7k

30D.8H30

(47)直齿轮轴系由一对圆锥滚子轴承支承，轴承径向反力

1r2r

FF，则轴承的轴向力

D。

A.

12aa

FFB.

12aa

FFC.0

12



aa

FFD.0

12



aa

FF

(48)61803滚动轴承的内径是C。

A.l5B.l3C.l7D.20

(49)滚动轴承在安装过程中应留有一定轴向间隙，目的是为了D。

A.装配方便B.拆卸方便C.散热D.受热后轴可以自由伸长

(50)滚动轴承与轴和外壳孔的配合为A。

A.内圈与轴为基孔制，外圈与孔为基轴制

6

B.内圈与轴为基轴制，外圈与孔为基孔制

C.都是基孔制

D.都是基轴制

(51)D不是滚动轴承预紧的目的。

A.增加支承刚度B.提高旋转精度C.减小振动和噪声D.降低摩擦力矩

(52)下列轴承中，B轴承不能作为轴向预紧轴承使用。

A.深沟球B.圆柱滚子C.角接触球D.圆锥滚子

(53)不能用来同时承受径向力和轴向力的是C轴承。

A.深沟球B.角接触球C.圆柱滚子D.圆锥滚子

(54)滚动轴承基本代号左起第一位为A。

A.类型代号B.宽度系列代号

C.直径系列代号D.内径代号

(55)滚动轴承基本代号左起第二位为C。

A.内径代号B.直径系列代号

C.宽度系列代号D.类型代号

(56)滚动轴承基本代号左起第三位为B。

A.宽度系列代号B.直径系列代号

C.类型代号D.内径代号

(57)滚动轴承基本代号左起第四、五位为B。

A.类型代号B.内径代号

C.直径系列代号D.宽度系列代号

(58)当转速很高、只受轴向载荷时，宜选用C。

A.推力圆柱滚子轴承B.推力球轴承

C.深沟球轴承D.圆锥滚子轴承

(59)当转速低、只受径向载荷、要求径向尺寸小时，宜选用B。

A.圆柱滚子轴承B.滚针轴承

C.深沟球轴承D.调心球轴承

(60)当转速较低、同时受径向载荷和轴向载荷，要求便于安装时，宜选用B。

A.深沟球轴承B.圆锥滚子轴承

C.角接触球轴承D.调心滚子轴承

(61)当转速较高、径向载荷和轴向载荷都较大时，宜选用B。

A.圆锥滚子轴承B.角接触球轴承

7

C.深沟球轴承D.调心球轴承

(62)当同时受径向载荷和轴向载荷、径向载荷很大、轴向载荷很小时，宜选D。

A.角接触球轴承B.圆锥滚子轴承

C.调心球轴承D.深沟球轴承

(63)轴承转动时，滚动体和滚道受B。

A.按对称循环变化的接触应力B.按脉动循环变化的接触应力

C.按对称循环变化的弯曲应力D.按脉动循环变化的弯曲应力

(64)中等转速载荷平稳的滚动轴承正常失效形式为C。

A.磨损B.胶合C.疲劳点蚀D.永久变形

(65)A能很好地承受径向载荷与轴向载荷的联合作用。

A圆锥滚子轴承B单列向心短圆柱滚子轴承C深沟球轴承

(66)滚动轴承有多种失效形式，其中B是不可避免的。

A接触剥落B磨损C过热和烧伤

(67)合金钢GCr15，大体上含CrB。

A15％B1.5％C0.15％D5％

(68)深沟球轴承的简化画法中，滚动体直径为外圈内径与内圈外径二者半径之差的C倍。

A1/2B1/3C2/3D3/2

(69)如图13-2(b)所示结构图的简图为A。

(a)(b)

图13-2

(70)如图13-3(a)所示结构图的简图为C。

8

(a)(b)

图13-3

(71)滚动轴承的额定寿命是指同一批轴承中A的轴承所能达到的寿命。

A90％B95％C99％D50％

(72)一批在同样载荷和同样工作条件下运转的型号相同的滚动轴承，B。

A它们的寿命应该相同B90％轴承的寿命应该相同

C它们的最低寿命相同D它们的寿命各不相同

(73)如图13-4所示结构图，轴的支承方式为A。

A两端分别单向定位B一端双向定位，另一端游动

C两端双向定位D两端游动

(74)如图13-4所示，齿轮上的轴向力传递路线是A。

A齿轮轴→左轴承内圈→滚动体→外圈→套筒→箱体

B齿轮轴→右轴承内圈→滚动体→外圈→套筒→箱体

C齿轮轴→端盖→箱体

D齿轮轴→左轴承内圈→内套筒→外端轴承→端盖→箱体

图13-4

9

(75)为保证滚动轴承内圈与轴肩端面的良好接触，轴承内圈的圆角半径r与轴肩处的圆角半径

1

r应该

有B的关系。

A

1

rrB

1

rrC

1

rr

(76)滚动轴承采用非接触式密封，它和接触式密封相比，C不能作为优点。

A密封效果好B不论润滑脂或油均可使用

C加工较简单D可用于高速情况

(77)中系列310滚动轴承与轻系列210轴承相比，内径dA，外径DB，宽度BB，

基本额定动载荷CB。

A相同B较大C较小D无确定关系

(78)孔径为mm90的滚动轴承内圈与轴配合的正确标注应为C。

A6/790hHB790HC690h

(79)滚动轴承内圈与轴一般采用A，外圈与座孔一般采用C。

A过盈配合B间隙配合C过渡配合

(80)滚动轴承寿命计算公式)/(

10

PCL中。各参数

10

L，C，P的单位分别为D，C，

C。

A小时BKNCND610转E转

(81)选择滚动轴承时，若主要承受径向载荷，常用D，为方便装拆，常用C，需要

有一定调必要求时，常用A。

A10000型B51000型C30000型

D60000型E70000型FN0000型

(82)若轴颈的圆周速度smv/8.1时，采用脂润滑的滚动轴承可采用A密封。

A毡圈B迷宫式C隙缝式

(83)适合于作游动支承的滚动轴承是A。

A圆柱滚子轴承B深沟球轴承C圆锥滚子轴承D推力轴承

(84)用润滑脂润滑的滚动轴承，合理的装填量应为D。

A1/2空间B装满C1/3~1/2空间D1/3~2/3空间

(85)在设计齿轮轴时，采用45号钢，两支点用深沟球轴承支承，验算时发现刚度不够，这时应A。

A.把球轴承换成滚子轴承B.把滚动轴承换成滑动轴承

C.把轴的材料换成合金钢D.把轴的直径加大

10

(86)以下各滚动轴承中，轴承公差等级最高的是B，承受径向载荷能力最高的是A。

A.4/207PNB.2/6207PC.6/5207P

(87)在进行滚动轴承组合设计时，对支承跨距很长，工作温度变化很大的轴，为适应轴有较大的伸缩

变形，应考虑A。

A.将一端轴承设计成游动的B.采用内部间隙可调整的轴承

C.采用内部间隙不可调整的轴承D.轴颈与轴承内圈采用很松的配

二填空题

(1)滚动轴承根据受载不同，可分为推力轴承，主要承受轴向载荷;向心轴承，主要承受径

向载荷;向心推力轴承，主要承受径向和轴向载荷。

(2)内径为mm25，轻窄系列的角接触球轴承，接触角15，公差等级为4级，该轴承的代号是

7205C/P4。

(3)滚动轴承部件在支承轴时，若采用双支点单向固定方式，其适用条件应该是工作时温升不高

或轴的跨距不大的场合。

(4)根据工作条件选择滚动轴承类型时，若轴转速高，载荷小应选择球轴承;在重载或冲击载荷

下，最好选用滚子轴承。

(5)滚动轴承内圈与轴的公差配合为基孔制，而外圈与座孔的配合采用基轴制。

(6)滚动轴承的内径与外径的公差带均为单向制，而且统一采用上偏差为零，下偏差为

负值的分布。

(7)若滚动轴承采用脂润滑，则其装脂量一般为轴承内部空间容积的1/3~2/3。

(8)轴承的接触角越大，承受轴向载荷的能力就越大。

(9)轴承转动时，滚动体和滚道受脉动循环的变化的接触应力作用。

(10)在滚动轴承的组合设计中，对于温度变化较大的轴，宜采用一端固定一端游动的固定方

式。

(11)滚动轴承的主要失效形式是疲劳点蚀和过大的塑性变形。

(12)滚动轴承的额定寿命是指一批轴承，在相同运转条件下90%轴承不发生疲劳点蚀时运转的

总转数。

(13)滚动轴承的基本额定动载荷C，是指在该载荷作用下基本额定寿命恰好106转。

(14)对于回转的滚动轴承，一般常发生疲劳点蚀破坏，则主要应进行疲劳寿命计算。

(15)对于不转动或摆动的轴承，常发生塑性变形破坏，则主要应进行静强度计算。

(16)滚动轴承轴系支点固定的典型结构形式有3类：全固式、固游式、全游式。

(17)举出4种常用的轴上零件固定的方法：轴肩、套筒、圆螺母、轴端挡圈。

11

(18)其他条件不变，若将作用在球轴承上的当量动载荷增加1倍，则该轴承的基本额定寿命将降至原

来的1/8。

(19)其他条件不变，若球轴承的基本额定动载荷增加1倍，则该轴承的基本额定寿命增至原来的8

倍。

(20)其他条件不变，若转速增加一倍(但不超过极限转速)，则该轴承的基本额定寿命降至原来的

1/2。

(21)滚动轴承基本额定寿命与基本额定动载荷之间具有如下关系：PCL，其中称为寿命指

数，对球轴承=3，对滚子轴承=3/10。

(22)圆锥滚子轴承承受轴向载荷的能力取决于其接触角的大小。

(23)接触角为0的轴承，为向心轴承。

(24)滚动轴承的结构无论怎么变化，滚动体是必不可少的。

(25)30208轴承的类型名称是圆锥滚子轴承。内径是40

mm

，这类轴承主要以承受径向

力为主，也可以承受一定的轴向力。

(26)滚动轴承在承受基本额定动载荷时的基本额定寿命是610转，这时的可靠度是

90%。

(27)滚动轴承预紧的目的在于增加轴承的刚度，减少轴承的振动。

(28)滚动轴承的转速减小一倍，其寿命则为原先的2倍。

(29)用滚动轴承支承转轴时，若采用双支点单向固定，其适用的条件是工作温升不高或轴的跨距

不大的场合。

(30)滚动轴承的密封形式主要分为接触式和非接触式两种。

(31)滚动轴承非接触式密封，常用的有间隙式、离心式和迷宫式。

(32)角接触球轴承的接触角有3种15，25和40＝其中承受轴向载荷能力最大的轴承是

40＝的轴承。

（33)在转速非常高的情况下，使用滑动轴承比使用滚动轴承更优越。

(34)滚动轴承不能用来支承曲轴。

(35)滚动轴承的抗冲击能力比滑动轴承差。

(36)61702轴承的内径是15。

(37)滚动轴承内径代号01表示轴承内径d12

m

。

(38)滚动轴承内径代号04表示轴承内径d20

m

。

(39)滚动轴承一般由内圈、外围、滚动体和保持架组成。

12

(40)滚动轴承的保持架的作用是把滚动体均匀的隔开。

(41)深沟球轴承因内外滚道为较深的沟槽，故除主要承受径向载荷外，也能承受一定量的双向轴

向载荷。

(42)我国滚动轴承的代号由前置代号、基本代号和位置代号构成。

(43)滚动轴承的基本代号由类型代号、尺寸系列代号和内径代号构成。

(44)滚动轴承基本代号左起第一位为类型代号，用数字或字母表示。

(45)滚动轴承基本代号左起第二位为宽度系列代号。

(46)滚动轴承基本代号左起第三位为直径系列代号。

(47)滚动轴承基本代号左起第四、五位为内径代号，表示轴承公称内径尺寸。

(48)向心角接触轴承的结构特点是在滚动体与滚道接触处存在着接触角，公称接触角

450。

(49)润滑的主要目的是减小摩擦和减轻磨损。

(50)密封的目的是防止灰尘、水分等进入轴承，并且阻止润滑剂的流失。

(51)滚动体与内外圈的材料应具有高的硬度、高的接触疲劳强度、良好的耐磨性和良好的

冲击韧性。

(52)轴承接触角越大，承受轴向载荷的能力也越大。

(53)由于转动的滚动轴承的主要失效形式是疲劳点蚀，因而设计时主要是进行寿命计算。

(54)轴承转动时，滚动体和滚道受脉动循环变化的接触应力。

(55)滚动轴承进行静载荷校核的目的是为了限制滚动轴承在过载或冲击载荷下产生的永久变形。

(56)滚动轴承的某个套圈或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象前，一个套圈相对于另一个套

圈的总转数，或在某一转速下的工作小时数，称为轴承的寿命。

(57)对于一个具体的滚动轴承，很难预知其确切的寿命。

(58)对单个轴承而言，能够达到或超过基本额定寿命的概率为90%。

(59)一组同一型号滚动轴承在同一条件下运转，有90％的轴承在发生疲劳点蚀前能够达到或超过

的寿命，称为基本额定寿命。

(60)一组同一型号滚动轴承在同一条件下运转，有90％的轴承在发生疲劳点蚀前能够达到或超过

的寿命，称为基本额定寿命。

(61)当轴承的基本额定寿命为r106时，轴承所能承受的载荷，称为基本额定动载荷。

(62)由于向心轴承的基本额定动载荷是在纯径向载荷下通过试验得到的，因而称为径向基本额定

动载荷。

(63)由于推力轴承的基本额定的载荷是在纯轴向载荷下通过试验得到的，因而称为轴向基本额定

13

动载荷。

(64)考虑到滚动轴承工作中的冲击和振动，会使轴承寿命降低，故引入载荷系数。

(65)考虑到滚动轴承在温度高于105℃工作时，基本额定动载荷会有所降低，故引入温度系

数。

(66)对于向心轴承，当eFF

ra

/时，可以忽略轴向载荷

a

F

的影响。

(67)为了使角接触向心轴承的内部轴向力得到平衡，以免轴向窜动，通常这种轴承要成对使用、对

称安装。

(68)通常向心角接触轴承要成对使用，对称安装，是为了使轴承的内部轴向力得到平衡，以免轴向

窜动。

(69)滚动轴承的润滑剂可以是润滑脂、润滑油或固体润滑剂。

(70)滚动轴承浸油润滑时，油面高度应不超过最低滚动体的中心，以免产生过大的搅油损耗和

热量

(71)脂润滑因润滑脂不易流失，且一次充填润滑脂可运转较长时间，故便于密封和维护。

(72)油润滑的优点是摩擦阻力小，并能散热，主要用于高速或工作温度较高的轴承。

(73)轴承部件的固定方式主要有两端固定和一端固定一端游动。

(74)在滚动轴承的组合设计中，对于温度变化不大的短轴，宜采用两端固定的固定方式。

(75)在滚动轴承的组合设计中，两端固定方式适用于工作温度变化不大的短轴。

(76)当在轴承组合设计中采用深沟球轴承作两端固定方式时，通常在轴承盖与外圈端面之间留出

热补偿间隙C35.0~25.0mm

。

(77)在滚动轴承组合设计中，对于温度变化较大的长轴，宜采用—端固定—端游动的固定方式。

(78)在滚动轴承的组合设汁中，一端固定、一端游动的固定方式，适合于工作温度变化较大的长轴。

(79)选择滚动轴承的密封方法时，应考虑润滑种类、工作环境、温度、密封表面的圆周速度等因

素。

(80)在设计轴承组合时，应考虑轴承装拆，以至于进行该工作时不会损坏轴承和其它零件。

(81)在进行轴承组合设计时，应考虑有利于轴承装拆，以便在装拆过程中不至于损坏轴承和其它零

件。

(82)在设计轴承组合时，为便于拆卸轴承内圈，固定内圈的轴肩高度应适当以便放置拆卸工具的钩

头。

(83)在设计轴承组合时，为便于拆卸轴承外围，应留出拆卸高度，或在壳体上做出放置拆卸螺钉

的螺孔。

(84)在轴承部件设计中，应考虑轴承的装拆，避免装不上，还应避免拆不下。

14

(85)轴承组合位置调整的目的是使轴上零件具有准确的工作位置。

(86)滚动轴承可按速度因数

n

d值来选择润滑，

n

d值间接地反映了轴颈的圆周速度，当

n

d<min102~5.15rmm时，一般采用润滑脂润滑，超过这一范围时宜采用润滑油.

(87)当

n

d>min102~5.15rmm时，滚动轴承宜采用油润滑。润滑油的粘度可按轴承的速度因

数

n

d、工作温度t和喷油、喷雾选取。

(88)代号为7207AC的滚动轴承是代表角接触球轴承轴承，轻系列，内径为35mm，

接触角=25°，公差等级为普通(0)级。

(89)代号为4/6308P的滚动轴承表示内径d=40mm，中系列的深沟球轴承，

公差等级为4级。

(90)6206轴承的基本额定负荷KNC

r

15，说明此轴承承受径向负荷为15000N时，工作寿

命为r610，其可靠度为90%。

(91)滚动轴承最主要的失效形式是滚动体及滚道点蚀，针对这种失效应进行基本额定动载荷

计算。

(92)滚动轴承轴系一端固定一端游动的固定方式，常用在跨度>350mm或工作温度高、热

补偿量大情况下。

(93)基本额定动载荷C是指轴承的基本额定寿命恰为r610时所能承受的载荷值。

(94)滚动轴承的当量载荷是一种假定载荷。在此载荷作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下的

寿命相同。

(95)角接触轴承70000AC较70000C承受的轴向载荷的能力要高，这是因为接触角较

大。

(96)滚动轴承的寿命计算和静负荷计算是分别针对疲劳点蚀与塑性变形失效的。

(97)滚动轴承接触式密封适用于低速，常用的结构有毡圈油封，唇圈密封圈及密封环。

非接触式密封适用于高速，常用的结构有1)隙缝2)甩油3)曲路等密封方式。

(98)滚动轴承加密封装置的目的是阻止灰尘、水、酸气及杂物进入轴承，并防止润油剂流失。

(99)对于一端游动一端作双向固定的轴，其游动端通常采用N0000及60000型轴承。

(100)滚动轴承寿命计算公式为PCL/

，为寿命系数。对于球轴承，=3；对于滚子轴

承，



=10/3。

(101)同时受径向及轴向负荷的高速轴支点最好选用角接触轴承。

15

(102)30207(7207)轴承的类型名称是圆锥滚子轴承，内径是35mm，它承受基本额定动负

荷时的基本额定寿命是610转时的可靠度是90%。这种类型轴承以承受径向力为主。

(103)滚动轴承预紧的目的在于增加轴承的刚度，减少轴的振动。

(104)当采用滚动轴承部件支承轴时，若采用双支点单向固定式，其适用条件应是工作时温升不高

或轴的跨距不大的场合。

(105)根据工作条件选择滚动轴承类型时，若轴转速高，载荷小，应选择球轴承；在重载或冲

击载荷下，最好选用滚子轴承。

(106)转速当量动负荷一定的球轴承，若额定动负荷增加一位，其寿命为原来寿命的8倍。

(107)滚动轴承的选择主要取决于轴承所受载荷大小、方向和性质，转速高低，调心性能要求，

装拆方便及经济性要求。滚动轴承按其承受负荷的方向及公称接触角的不同，可分为主要可承受径向负

荷的向心轴承和主要承受轴向负荷的推力轴承。

三是非题

(1)滚动轴承的旋转精度比设计精密的滑动轴承更高。(F)

(2)角接触轴承的接触角越大，表示其能承受的轴向载荷就越大。(T)

(3)转速较高时，宜选用滚子轴承，而不宜选用球轴承。(F)

(4)滚动轴承滚动体的材料常用GCr15淬火，硬度为61HRC~63HRC。(T)

(5)滚动轴承在基本额定寿命内也可有能在内外滚道表面和滚动体表面出现点蚀失效。(T)

(6)轴系由一对圆锥滚子轴承支承，轴上仅有径向力，两轴承所承受的径向力不相等，这两个轴承所

承受的轴向力必然也不相等。(F)

(7)滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架四部分组成，缺一不可。(F)

(8)三点支承的传动轴应选用调心轴承。(T)

(9)深沟球轴承的接触角=0，所以只能承受纯径向载荷。(F)

(10)滚动轴承内圈与轴颈的配合，通常采用基轴制。(F)

(11)角接触轴承派生的轴向力

d

F是由于支承轴的轴向载荷引起的。(F)

(12)圆柱滚子比钢球易于加工，所以滚子轴承比球轴承造价低。(F)

(13)只要强度够，用轴肩或轴环对轴承做轴向定位，其直径的大小没什么限制。(F)

(14)滚动轴承的转速提高一倍，其基本额定寿命就降低一倍。(T)

(15)滚动轴承的载荷降低一倍，其基本额定寿命就提高一倍。(F)

(16)角接触轴承可以单独使用，也可以成对使用。(F)

(17)当轴承采用脂润滑时，为了工作时间更长，应将润滑脂充满整个轴承的空间。(F)

(18)轴承加挡油环的目的是为了防止齿轮箱体里的润滑油冲稀轴承中的润滑脂。(T)

16

(19)接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力越大。（T）

(20)接触角越大，轴承承受径向载荷的能力也越大。（F）

(21)滚动轴承类型代号只能用数字表示。（F）

(22)滚动轴承6065的数字0为宽度系列代号。（F）

(23)滚动轴承6203的轴承内径md1553。（F）

(24)正常工作的滚动轴承的主要失效形式有疲劳点蚀、永久变形、早期磨损、胶合等。（F）

(25)受纯径向载荷作用的深沟球轴承，其半圈滚动体不承载，而另半圈的各滚动体承受不同的载荷。

（T）

(26)对于一个具体的滚动轴承，可以预知其确切的寿命。（F）

(27)在相同条件下运转的同一型号的一组轴承中的各个轴承的寿命相同。（F）

(28)对于一个具体的滚动轴承，很难预知其确切的寿命。（T）

(29)轴承寿命曲线表示轴承的寿命与可靠性之间的关系。（T）

(30)在计算向心角接触轴承的轴向载荷

a

F时，还应考虑由径向载荷

r

F．产生的内部轴向力F



。（T）

(31)在滚动轴承的组合设计中，两端固定方式适用于工作温度变化不大的短轴。（T）

(32)在滚动轴承的组合设计中，两端固定方式适用于工作温度变化较大的长轴。（F）

(33)在滚动轴承的组合设计中，两端固定方式中的一个支点可限制轴的双向移动。（F）

(34)在滚动轴承的组合设计中，对于两端固定方式不需留出热补偿间隙。（F）

(35)在滚动轴承的组合设计中，一端固定、一端游动方式适用于工作温度变化较大的长轴。（T）

(36)在滚动轴承的组合设计中，一端固定、一端游动方式中的游动支点不能承受双向轴向载荷。（T）

(37)在滚动轴承的组合设计中，一端固定、一端游动方式中的固定支点只能承受单向轴承载荷。（F）

(38)毛毡圈密封适合于油润滑。（F）

(39)毛毡圈密封适合于脂润滑。（T）

(40)唇形密封圈密封与密封唇朝向无关。（F）

(41)唇形密封圈密封与密封唇朝向有关。（T）

(42)在滚动轴承的组合设计中，一端固定、一端游动方式适用于工作温度变化不大的短轴。（F）

(43)角接触球轴承的派生轴向力

d

F是由其支承的轴上的轴向载荷引起。(F)

(44)滚动轴承的基本额定动载荷是指在此载荷作用下轴承工作610转时，轴承的90％不发生疲劳点

蚀。(T)

17

四简答题

(1)为什么现代机械设备中大多数采用滚动轴承而不是滑动轴承?

答：这是因为在通常情况下，滚动轴承与滑动轴承相比具有：

①摩擦力矩小、效率高，启动灵活；

②润滑简单，维护方便；

③标准化、成批生产，成本低等特点。

(2)滚动轴承由哪些元件组成？各有什么作用?各用什么材料制造?

答：滚动轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。内圈装在轴颈上，外圈装在轴承座孔中，滚动体

在内、外圈之间，当内、外圈相对运动时，滚动体在内、外圈的滚道间滚动，实现滚动摩擦，保持架用以

隔开滚动体，使其保持排列整齐且可减小彼此间的摩擦。内、外圈和滚动体皆用滚动轴承钢(铬合金钢)制

造，常用材料有GCrl5、GCr15SiMn、GCr6、GCr9等；保持架多用低碳钢板冲压成形，也可用有色金属(如

黄铜)、塑料等材料。

(3)滚动轴承类型选择应主要考虑哪些因素?

答：滚动轴承类型选择应主要考虑的因素有：

①轴承载荷大小轻、中载荷选用球轴承；重载荷选用滚子轴承。

②轴承载荷方式纯径向载荷选用各类径向轴承都可以。纯轴向载荷选用推力球轴承、推力圆柱滚

子轴承及推力滚针轴承；联合载荷(同时具有径向、轴向载荷时)一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承。

若径向载荷较大而轴向载荷较小，可选用深沟球轴承。若轴向载荷较大而径向载荷较小时，可选用推力角

接触球轴承。

③转速转速较高仅受径向载荷时，选用深沟球轴承；承受联合载荷时，宜选用角接触球轴承；各

种推力轴承的许用转速均低于径向轴承。

④对中性有对中性误差，如轴或壳体变形较大，轴承座的加工或安装不良时，选用调心球轴承或

调心滚子轴承。

⑤刚性对轴承刚度要求高时选用滚子轴承。各类轴承通过适当地“预紧”可不同程度地提高刚度。

⑥安装与拆卸安装拆卸较频繁时，选用分离型结构的轴承。如圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承、滚

针轴承和推力轴承等。

具有圆锥形内孔的轴承可安装在锥轴颈上，或借助紧定套、退卸套装在圆柱轴颈上，安装拆卸很方便。

⑦经济性在满足使用要求的情况下，应优先选用价格低的滚动轴承。一般说来，球轴承的价格低

于滚子轴承；其次，精度愈高价格愈高。

(4)滚动轴承的主要失效形式有哪些?其相应设计计算准则是什么?举出适用实例。

答：滚动轴承的主要失效形式有：疲劳点蚀、塑性变形和磨损。

对可能发生疲劳点蚀失效的轴承应进行寿命计算；对可能发生塑性变形失效的轴承应进行静强度计

18

算；对高速轴承，除进行寿命计算外，还要校核其极限转速以防轴承过热发生胶合；对磨粒磨损失效目前

尚无统一、有效的计算方法。

一般转速(min/10rn)的轴承，疲劳点蚀是其主要失效形式，如减速器中的轴承；静止、摆动或缓

慢旋转(转速min/10rn)的轴承，塑性变形是其主要失效形式，如大型起重机吊钩的轴承；高速轴承可

能发生过热胶合失效，密封不好的轴承会产生磨粒磨损失效。

(5)试述滚动轴承的寿命与基本额定寿命的区别。某轴承实际使用寿命低于其计算的基本额定寿命，

试解释其原因。

答：滚动轴承的寿命是指在循环应力作用下，轴承中任何一个滚动体或内、外圈滚道出现疲劳点蚀前

运转的总转数(两套圈之间的相对转数)或在一定转数下的工作小时数。

滚动轴承的基本额定寿命是指一批相同的轴承，在相同的条件下工作，其中90%轴承产生疲劳点蚀前

所能运转的总转数或在一定转数下所能工作的小时数。轴承的基本额定寿命是指90%可靠度、常用材料和

加工质量、常规运转条件下的寿命。

某轴承实际使用寿命低于其计算的基本额定寿命的原因是：按基本额定寿命选择的轴承只有90%的可

靠性，自然会有10%的轴承提前失效，即其实际使用寿命小于基本额定寿命。

(6)何谓滚动轴承基本额定动载荷?何谓当量动载荷?它们有何区别?当量动载荷超过基本额定动载荷

时，该轴承是否可用?

答：基本额定动载荷是指滚动轴承的基本额定寿命为106转时所能承受的载荷。当量动载荷是一个假

想的恒定载荷，在这一载荷作用下，轴承寿命与在实际载荷作用下的寿命相等。对于径向接触轴承和向心

角接触轴承，当量动载荷是径向载荷；对于轴向接触轴承，当量动载荷是轴向载荷。

当量动载荷超过基本额定动载荷时，轴承是否可用还取决于轴承的静强度是否满足要求。若静强度满

足要求，则轴承可用，但其使用寿命在理论上小于106；否则，轴承不可用。

(7)何谓滚动轴承额定静载荷?滚动轴承的静强度条件是什么?

答：滚动轴承额定静载荷是指滚动轴承在静止、摆动或缓慢旋转状态下，其最大载荷滚动体与滚道接

触中心处引起与规定的接触应力相当的静载荷。

滚动轴承的静强度条件是：

0

0

P

C

≥

0

S，其中

0

C是额定静载荷，

0

P是当量静载荷，

0

S是安全系数。

(8)基本额定动载荷与基本额定静载荷本质上有何不同?

答：基本额定动载荷的大小反映轴承抵抗疲劳点蚀失效能力的高低；基本额定静载荷的

大小反映轴承抵抗塑性变形失效能力的高低。

(9)深沟球轴承和向心角接触球轴承，在工作中受到较小的轴向外载荷作用时，反而对其寿命有利，

为什么?

19

答：该类轴承当只受纯径向载荷时，由于游隙和弹性变形，内圈将随轴一起沿载荷方向下降，轴承上

半周滚动体不承受载荷，轴承下半周滚动体承受大小不同的载荷，承载区最多只有半周。当轴承又承受不

大的轴向载荷时，该轴向载荷可使轴承的游隙减小，径向承载区大于半周，此时径向载荷的分布较无轴向

力时均匀，受力最大的滚动体所受力减小，因此对轴承寿命有利。

(10)角接触球轴承和圆锥滚子轴承派生轴向力产生的原因是什么?

答：原因是由于向心角接触轴承的接触角＞0，无论轴承是否承受轴向外载荷，只要承受径向载荷，

在承载区内每个滚动体所受的反力都可分解为径向分力和轴向分力。所有径向分力与径向载荷

r

F平衡，所

有轴向分力的合力即为派生轴向力S。

(11)在向心角接触轴承中，派生轴向力的产生与接触角有关，而深沟球轴承受到轴向载荷作用时也会

形成一定的接触角，为什么计算时不考虑派生轴向力呢?

答：因为深沟球轴承的公称接触角



＝0，当只受纯径向载荷时，滚动体上的反力没有轴向分力，即

不产生派生轴向力，故计算时不考虑派生轴向力。

(12)滚动轴承的内、外圈的固定与锁紧方式有哪些?

答：内圈的固定与锁紧方式有轴肩、弹性挡圈、圆螺母、开口圆锥紧定套等；外圈的固定与锁紧方式

有基座肩环(如图13-5示)轴承盖、孔用弹性挡圈等。

图13-5轴承安装形式

(13)为什么角接触球轴承与圆锥滚子轴承往往成对使用且“面对面”或“背对背”配置?

答：单个此类轴承只能承受一个方向的轴向力即限制轴系一个方向的运动，而成对使用采用“面对面”

或“背对背”配置则可承受两个方向的轴向力，限制轴系两个方向的运动，从而使轴系得到轴向固定。此外，

此类轴承受径向载荷会产生派生轴向力，成对使用采用“面对面”或“背对背”配置有利于派生轴向力的平衡。

(14)角接触球轴承与圆锥滚子轴承的“面对面”与“背对背”配置各有什么特点?分别适用于什么场合?

答：“面对面”配置，两支点间距离较短，而“背对背”配置，两支点间距离较长。从有利于轴系刚度的

角度考虑，“面对面”配置，适合于载荷零件布置在两轴承之间，而“背对背”配置，适合于载荷零件悬臂布

置。从方便调整的角度考虑，一般“面对面”配置调整方便(移动外圈)，而“背对背”配置调整不方便(移动内

圈)。

(15)滚动轴承预紧的目的是什么?常用预紧方法有哪些?什么情况下需要预紧?

20

答：滚动轴承预紧的目的是：提高轴承的旋转精度，增加支承的刚性，减小轴工作时的振动。常用的

预紧方法有：

①夹紧一对圆锥滚子轴承的外圈；

②用弹簧预紧；

③在一对轴承中间装入长度不等的套筒；

④夹紧一对磨窄了的外圈或磨窄了的内圈的角接触球轴承。

预紧措施通常在对轴系旋转精度或刚度要求高的情况下使用，如机床主轴。

(16)滚动轴承内孔与轴及外径与座孔间的配合有何特点?选择配合应考虑哪些因素?

答：滚动轴承是标准件，所以轴承内圈孔与轴的配合采用基孔制，(由于轴承内孔的偏差采用负偏差，

故轴承内孔与轴的配合较一般圆柱公差中同类配合要紧得多)，轴承外圈与座孔的配合采用基轴制。

正确选择的轴承配合应保证轴承正常运转，防止内圈与轴、外圈与座孔在工作时发生相对转动。配合

的选择应考虑的主要因素有：

①载荷的类型承受回转载荷的套圈(一般为内圈)应选用较紧的配合；承受固定载荷的套圈(一般为

外圈)可选用较松的配合；承受摆动载荷的套圈可采用比回转载荷稍松的配合。

②载荷的大小载荷愈重，配合过盈最应愈大。

③轴承的尺寸随着轴承尺寸的增大，选择的过盈配合过盈越大，间隙配合间隙越大。

④工作温度轴承内圈可能因为热膨胀而与轴松动，外圈可能因热膨胀而影响轴承的轴向游动。所

以应考虑温升及热传导方向对配合的影响。

⑤轴承的旋转精度当对轴承的旋转精度和运转的平稳性要求较高时，尽量避免采用间隙配合。

⑥安装与拆卸的方便为了方便安装与拆卸，需采用间隙配合。

⑦游动端轴承的位移外圈与座孔应采用间隙配合，但不能过松而旋转。

(17)滚动轴承常用哪几种润滑方式?使用范围如何?

答：滚动轴承的常用润滑方式有油润滑和脂润滑两类。一般当nD

m

值小于

min/10)3~2(5rmm

时用脂润滑，当值nD

m

大于min/1035rmm时用油润滑。

(18)滚动轴承密封的目的是什么?密封装置可分为哪几大类?

答：滚动轴承密封的目的：防止灰尘、水等杂物进入轴承，防止润滑剂流失。

分类：可分为接触式(如毡圈密封)和非接触式(如迷宫密封)两大类。

(19)什么是滚动轴承的极限转速。

答：滚动轴承在一定载荷和润滑的条件下，允许的最高转速，称为极限转速。

(21)简述滚动轴承各组成元件的材料及其热处理方式。

答：滚动体与内外圈的材料一般用含铬合金钢，热处理硬度为61-65HRC。保持

21

架一般用低碳钢，而高速轴承的保持架多采用有色金属或塑料。

(22)什么是滚动轴承的角偏差。

答：当滚动轴承的内外圈中心线发生相对倾斜时，其倾斜角称为角偏差。

(23)什么是滚动轴承的寿命?

答：滚动轴承的寿命是指某个套圈或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象前，一个套圈相对于另一

套圈的总转数，或在某一转速下的工作小时数。

(24)什么是滚动轴承寿命的可靠度?

答：一组相同的滚动轴承能够达到或超过规定寿命的百分率，称为轴承寿命的可靠度。

(25)什么是滚动轴承的接触角?

答：滚动体与外圈滚道接触点的法线与垂直于轴承轴心线的平面之间的夹角，称为接触角。

(26)当转速很高而轴向载荷不太大时，通常不用推力球轴承而用深沟球承来承受纯轴向载荷。为什么?

答：对于推力球轴承，因高速时，滚动体离心力大，与保持架摩擦发热严重，寿命较低，而深沟球轴

承有较深的滚道，可承受轴向力，故当转速很高、轴承载荷不太大时，不用推力球轴承，而用深沟球轴承。

(27)调心轴承具有什么特性?为什么?

答：调心轴承具有调心性能。因调心轴承的外圈滚道表面是以轴承中点为中心的球面，故能调心。

(28)试说明轴承是如何生成疲劳破坏的?

答：轴承转动时，滚动体与滚道接触表面受到按脉动循环变化的接触应力的反复作用，首先在滚动体

或滚道的表面下一定深度处产生疲劳裂纹，继而进行扩展到表面，形成疲劳点蚀。

(29)滚动轴承如何形成永久变形的?

答：当轴承转速很低或间歇摆动时，在很大的静载荷或冲击载荷作用下，使滚动体和滚道接触处产生

永久变形，滚道表面形成凹坑，滚动体表面变平。

(30)什么是滚动轴承的不正常失效?怎么产生的。

答：由于使用维护和保养不当，或密封润滑不良等因素，而引起轴承早期磨损、胶合、内外圈和保持

架损坏等不正常失效。

(31)某深沟球轴承受纯径向载荷Fr的作用，试绘制径向载荷的分布图。

答：径向载荷的分布图如答图1所示

(32)什么是滚动轴承的基本额定寿命?

答：一组同一型号滚动轴承在同一条件下运转，其可靠度为90％时，能达

到或超过的寿命，称为基本额定寿命。

(33)试说明基本额定寿命rL610与基本额定动载荷C(N)、当量动载荷

P(N)之间的关系。

22

答：三者之间的关系为

















P

C

L，其中为寿命指数，对于球轴承3，对于滚子轴承3/10。

(34)为什么要引入当量动载荷?

答：基本额定动载荷是在纯径向或纯轴向载荷下确定的，而实际载荷通常是既有径向载荷又有轴向载

荷，因此，只有将实际载荷换算成与试验条件相同的载荷后，才能和基本额定动载荷进行比较。

(35)如何计算当量动载荷?

答：当量动载荷的计算公式为

ar

YFXFP，式中

r

F、

a

F。分别为径向载荷和轴向载荷，X、Y分

别为径向载荷系数和轴向载荷系数。

(36)什么是角接触向心轴承的内部轴向力?

答：由于向心角接触轴承滚动体与外圈滚道间存在着接触角，当它承受径向载荷时，受载滚动体将产

生轴向分力，各滚动体的轴向分力之和，即为轴承的内部轴向力。

(37)简述计算角接触向心轴承的轴向载荷的原理。

答：把轴和内圈视为一体，并以它为分离体，依照轴承部件的固定方式，考虑轴系的轴向平衡，即可

确定各轴承的轴向载荷。

(38)什么是角接触向心轴承的压力中心?其位置如何度量?简化计算时如何处理?

答：角接触向心轴承的支反力作用点即为轴承的压力中心。用轴承外圈宽边端面到压力中心的距离

a

来度量，

a

可由轴承样本查得。简化计算时，通常取轴承宽度中点为支反力作用点。

(39)在进行轴承的组合设计时，要解决哪些问题?

答：在进行轴承的组合设计时，要解决的问题有：①轴承的轴向固定；②轴承的配合；③调整；④轴

承的装拆；⑤润滑与密封。

(40)什么是轴承的两端固定方式?

答：在轴的两个支点中，每个支点各限制轴的单向移动，两个支点合起来能限制轴的双向移动，就是

轴承的两端固定方式。

(41)什么是轴承组合设计中的一端固定，一端游动方式?

答：这种固定方式是对一个支点进行双向固定以承受双向轴向力，而另一个支点可作轴向自由游动。

(42)轴承组合设计的一端固定、一端游动方式适用于什么场合?为什么?

答：适用于工作温度变化较大的长轴。因工作温度变化较大的长轴的伸长量较大,故需要游动支点。

(43)轴承的两端固定方式适用于什么场合?为什么?如何保障?

答：适用于工作温度变化不大的短轴。因轴的伸长量较小，可用预留热补偿间隙的方法补偿轴的热伸

长。

(44)滚动轴承润滑的目的是什么?

答：滚动轴承润滑的主要目的是减小摩擦与减轻磨损，若在滚动接触处能部分形成油膜，还能吸收振

23

动，降低工作温度和噪声。

(45)如何选择滚动轴承的润滑剂?

答：可按速度因数

n

d值来选择润滑剂。当min102~5.15rmmd

n

时，通常采用脂润滑；当超

过时，宜采用油润滑。润滑油的粘度可按速度因数

n

d和工作温度t来确定。

(46)滚动轴承浸油润滑时，如何确定油面高度?为什么?

答：浸油润滑时，油面高度应不超过最低滚动体的中心，以免产生过大的搅油损耗和热量。

(47)脂润滑的优点是什么?

答：脂润滑便于密封和维护，因润滑脂不易流失，且一次填充润滑脂可运转较长时间。

(48)油润滑有哪些优点?

答：油润滑的优点是比脂润滑摩擦阻力小，并能散热。如滚动接触部分形成油膜，还能吸收振动，降

低噪声。

(49)简述毛毡圈密封的适用场合。

答：毛毡圈密封的适用场合：脂润滑、环境清洁、轴颈圆周速度smv5~4、工作温度Ct90。

(50)简述唇形密封圈密封的适用场合。

答：唇形密封圈密封的适用场合：脂或油润滑、轴颈圆周速度。smv/7、工作温度为40~C100。

(51)简述间隙密封的适用场合。

答：间隙密封的适用场合：脂润滑、干燥清洁环境。

(52)简述迷宫式密封的适用场合.

答：迷宫式密封的适用场合：脂润滑或油润滑、工作温度不高于密封用脂的滴点。

(53)简述迷宫式密封的工作原理。

答：迷宫式密封的工作原理：通过将旋转件与静止件之间的间隙作成迷宫形式，增加间隙的长度，并

在间隙中充填润滑油或润滑脂，以加强密封效果。

(54)简述毛毡圈密封的工作原理。

答：毛毡圈密封的工作原理：矩形断面的毛毡圈安装在轴承盖的梯形槽中，毛毡受梯形槽的侧面的压

力而压紧在轴上，从而起到密封作用。

(55)简述间隙密封的工作原理。

答：间隙密封的工作原理：靠轴与轴承盖间的间隙密封，间隙愈小愈长，效果愈好。通常采取密封间

隙

mm3.0~1.0

。

(56)如果滚动轴承极限转速不能满足要求，可采用哪些措施?(要求答出3项)

答：如果滚动轴承极限转速不能满足要求，可采取的措施有：提高轴承精度，适当加大间隙，改善润

24

滑和冷却条件，选用青铜保持架等。

(57)与滑动轴承相比，滚动轴承具有哪些优点和缺点?

答：与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小、起动灵敏、效率高、润滑简便和易于互换等优点。

它的缺点是抗冲击能力较差，高速时出现噪声，工作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承。

(58)试比较深沟球轴承和圆柱滚子轴承(无挡边)的共同点和差异。

答：深沟球轴承：主要承受径向载荷，同时也能承受一定量的轴向载荷，轴承能力较低，极限转速高，

允许的角偏差较大，价格较低。

圆柱滚子轴承(无挡边)：只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷，承载能力较高，极限转速较低，允

许角偏差较小、，内外圈可分离，价格较高。

(59)试比较角接触球轴承和圆锥滚子轴承的共同点和差异。

答：共同点：能同时承受径向、和单方向轴向联合载荷，成对使用。

差异：角接触球轴承的承载能力较小，极限转速较高，允许的角偏差较大，不能分离，价格较低。圆

锥滚子轴承的承载能力较大，极限转速较低，允许角偏差较小，内外围可分离，价格较高。

(60)试比较调心球轴承和调心滚子轴承的共性和差异。

答：共同点：都具有调心性能，都能承受较大的径向载荷和少量的轴向载荷。

(61)试说明滚动轴承代号62203的含义。

答：

(62)试说明滚动轴承代号7312AC／P6的含义。

答：

25

(63)试说明滚动轴承代号7005C的含义。

答：

(64)试说明滚动轴承代号32310B的含义。

答：

(65)试说明滚动轴承代号N2073E的含义。

答：

26

(66)试说明滚动轴承代号NF207的含义。

答：

(67)简述有骨架唇形密封圈密封的工作原理。

答：有骨架唇形密封圈的密封工作原理：有骨架密封圈与轴承盖为紧配合，并因其唇部孔径比轴径小，

靠弹性紧套在轴上，从而起到密封作用。安装时密封唇朝壳体内，可防漏油；朝壳体外，可防尘。

(68)在设计轴承组合时，如何考虑轴承的拆卸?

答：在设计轴承组合时，用于固定轴承内圈的轴肩高度应适当，以便放下拆卸工具的钩头。对于外圈，

应留出拆卸高度，或在壳体上做出放置拆卸螺钉的螺纹孔。

(69)试回答图13-6中垫片1和垫片2的作用。

图13-6

答：垫片1用于调整锥齿轮的轴向位置；垫片2用于调整轴承游隙。

(70)简述调正轴承间隙的方法。、

答：轴承间隙的调整方法：①用加减轴承盖与轴承座之间垫片的厚度进行调整；②用螺钉通过轴承外

圈压盖推动外圈进行调整。

(71)举例说明什么是轴承组合位置调整。

答：例如，采用套杯与轴承座间的垫片，调整圆锥齿轮的轴向位置，以保证两个节锥顶点重合。

27

五设计计算题

(1)某水泵轴轴颈直径mmd35，转速min/2900rn，轴承所受径向载荷NF

r

1810，轴向载

荷NF

a

740,预期寿命hL

h

5000



。试选择轴承的类型和型号。

解：1)选择轴承的类型

由于转速偏高，主要承受径向载荷，也承受一定的轴向载荷，故选用深沟球轴承。

2)选择轴承的型号

因轴承型号未知，,,,,

0

YXeC 无法确定。采用试选法。初选轴承类型为6207。查得

。 NCNC

rr

15200,25500

0

计算当量载荷：由049.0C/

01



ra

F，用插值法得25.0e。由

eFF

ra

49.0/＝，查得76.1,56.0YX。取1.1

p

f，当量载荷

NYFXFfP

arpr

6.2547)(

。

取1

t

f，验算动载荷

NCN

Ln

f

P

C

r

h

t

255004.24320

10

60

6





所选轴承合适。

(2)如图13-7所示，某轴用一对30307圆锥滚子轴承支承，轴承上所受的径向载荷NF

r

2500

1

，

NF

r

5000

2

作用在轴上的外部轴向载荷NF

ae

400

1

，NF

ae

2400

2

。轴在常温下工作，载荷平稳

1

p

f。试计算轴承当量动载荷大小，并判断哪个轴承寿命短些?

(注:3037轴承的37.0,6.1eY，)2/(YFF

rd

；当eFF

ra

/时，4.0X,6.1Y；当

eFF

ra

/时。0,1YX)

图13-7

解：受力分析见答图2所示

NNYFF

rd

781)6.12/(25002/

11



NNYFF

rd

1563)6.12/(50002/

22



21dd

FF，方向如答图2示。

28

答图2

2121

2781)4002400781(

daeaed

FNNFFF

所以轴承2被压紧，轴承1被放松。

NFFFFNFF

aeaedada

2781,781

121211



eFF

ra

31.02500/781/

11

eFF

ra

56.05000/2781/

22

所以

NFYFXfP

arp

2500)(

11111



NFYFXfP

arp

6450)(

22222



因为

21

PP,所以轴承2寿命短些。

(3)如图13-8所示，某轴拟选用一对7306AC型角接触球轴承。已知：NF

r

3000

1

，

NF

r

1000

2

，NF

ae

500，min/1200rn，预期寿命hL

h

7200



，载荷平稳，常温下工作。试

问所选轴承是否合适?

提示:7306AC轴承:

eFeFFkNC

rardr

/F,68.0,7.0,2.25 ，时，

eFFX

ra

/87.0Y41.0＝

时01YX。

图13-8

解：

NNFF

rd

210030007.07.0

11



NNFF

rd

70010007.07.0

22



21

,

dd

FF的方向见图3。所以轴承1放松，轴承2压紧。

29

答图3

NFF

da

2100

11



NNFFF

aeda

1600)5002100(

12



eFF

ra

7.03000/2100/

11

eFF

ra

6.11000/1600/

22

所以

NNFYFXfP

arp

3057)210087.0300041.0(1)(

11111



NNFYFXfP

arp

1802)160087.0100041.0(1)(

22222



所以hLh

P

Cf

n

L

h

t

h

72007780)(

60

106







或NCN

Ln

f

P

C

r

h

t

2520024557

10

60

6







所选轴承合适。

(4)如图13-9所示，已知NF

r

300

1

，NF

r

400

2

，NF

ae

100，求

1a

F、

2a

F。

图13-9

解：

1）求

d

F

按7201C型号的角接触球轴承，

rd

FF4.0，则

N1203004.04.0

11



rd

FF

N1604004.04.0

22



rd

FF

30

2）求

1a

F、

2a

F

因为

12daed

FFF所以轴承2放松，轴承1被压紧

所以：NFF

da

220100

21



160

22



da

FF

(5)如图13-10所示，根据工作条件决定在轴的两端反装两个角接触球轴承7310C（旧标准为36310），

其NC

r

59200，NC48800

0r

。设左右两轴承承受的径向载荷为NF

r

1500

1

，NF

r

1830

2

，

外加轴向载荷NF

ae

340，其指向为从左向右，轴的转速min/4000rn，附加轴向力

rd

FF4.0，

载荷系数

5.1

p

f，其他数据列于表13-1。试画出该轴系的受力简图，并计算这对轴承的寿命。

图13-10

表13-1

0

C

F

ae

eFF

ra

/eFF

ra

/

XYXY

0.0150.381.47

0.0290.401.40

0.0580.431.30

0..0870.461.23

0.120.471.000.441.19

0.170.501.12

0.290.551.02

0.440.561.00

0.580.561.00

解：

1）求附加轴向力

1d

F、

2d

F

N60015004.04.0

11



rd

FF

31

N73218304.04.0

22



rd

FF

求出

21dd

FF、及

21rrae

FFF、、，得到轴系受力简图13-10所示。注意，反装排列时，压力中心外扩，

d

F的箭头方向向外。

2）求两轴承的轴向载荷

21aa

FF，。因为

aedd

FFF

21

，即应在轴承1处加上平衡力

b1

F(方向同

1d

F)，

由轴系轴向受力平衡条件，得

12b1daed

FFFF

因而有N1072340732

2b111



aedda

FFFFF

N732

22



da

FF

3）求两轴承的当量动载荷

21

PP、

因为

02197.0

48800

1072

0

1

r

a

C

F

其值在题目的表中0.015与0.029之间，相应的判断系数

1

e在0.38与0.40之间，因此需进行线性插值

求出实际的

1

e值。

39.0015.002197.0

015.0029.0

38.040.0

38.0

1







e

因为

1

1

1715.0

1500

1072

e

F

F

r

a

查表得相应数据进行线性插值求得435.144.0

11

YX，

则N5.32971072435.1150044.05.1

1111p1

AYRXfP

同样，可求解轴承2（右）

由

015.048800732

02



ra

CF，查表得38.0

2

＝e，因为

2

2

24.0

1830

732

e

F

F

r

a

所以有47.144.0

22

＝，YX（直接查表）

则N9.2821

2222P2



ar

FYFXfP

(6)图13-11所示轴上装有一对6208深沟球轴承，轴的转速min/980rn，轴上作用的轴向力为

NF

ae

380，两轴承的径向力分别为NF2200

1r

，NF1800

2r

，试计算轴承的基本额定寿命。

32

(已知：kNC5.29kNC0.18

0

当014.0

0

1

C

F

a时，19.0e,eFF

a



r

,1X,

0Y；eFF

a



r

时,3.2,56.0YX；当

028.0

0

1

C

F

a时，22.0e，eFF

a



r

时，0,1YX；

eFF

ra

/时，99.1,56.0YX，计算中取5.1

d

f,0.1

T

f。

图13-11

解：①计算轴承的当量动载荷

1

P：

由支承结构知：轴向力

ae

F全部由1轴承承受，并且其径向力也比2轴承大，故知1轴承是危险轴承，

只计算1轴承的当量动载荷

1

P。

由021.0

18000

380

0

1

C

F

a插值，可得：205.0e

因为205.0173.0

2200

380

1r

1e

F

F

a，所以01YX，

N2200

1r11r1

FYFXFP

a

②计算轴承的基本额定寿命

h

L

10

:

h

Pf

Cf

n

L

h

12150

22005.1

295000.1

980

1d

t

10









































答：轴承的基本额定寿命是h12150。

(7)图13-12所示轴上装有一对30208E型圆锥滚子轴承，轴的转速min/1080rn，轴上作用的轴

向力为

500

1



ae

FN，350

2



ae

FN，两轴承的径向力分别为2500

1r

FN，5000

2r

FN，载荷系数

2.1

p

f

，温度系数0.1

t

f，试计算轴承的基本额定寿命是多少小时。

(30208E型圆锥滚子轴承参数为：kNC0.63eFFYFFe

ad



rr

237.0，，时，

；，01YXeFF

a



r

时，6.14.0YX，）

33

图13-12

解：①计算轴承上的轴向载荷

21aa

FF

、

：

计算派生轴向力：N

Y

F

F

d

3.781

6.12

2500

2

1r

1







N

Y

F

F

d

5.1562

6.12

5000

2

2r

2







计算轴向载荷：

NFFNFF

adad

2.19153505.15623.12815003.781

2211



轴系有向左移动趋势，所以1轴承受压，2轴承放松：

NFFFF

aada

5..1562

1221



NFF

da

5.1562

22



②计算轴承的当量动载荷

21

PP、：

由

37.0565.0

2500

5.1412

2

1e

F

F

r

a，则6.14.0YX，

37.0313.0

5000

5.1562

2r

2e

F

F

a，则01YX，

NYFXFP

a

32605.14126.125004.0

11r1



NFYFXFP

a

5000

2r22r2



因为

12

PP，所以2轴承危险，取大值代入计算公式，NPP5000

21



③计算轴承的寿命

h

L

10

：

h

Pf

Cf

n

L

h

39117

50002.1

630000.1

1080

10

2d

t

10









































答：轴承的基本额定寿命是h39117。

(8)图13-13所示为一螺旋输送机，动力由一对锥齿轮传入，Ⅱ轴上的锥齿轮的平均直径

mmd120

m

，圆周力NF1000

t

，径向力NF280

r

，轴向力NF

ae

280，Ⅱ轴l位置上面对面安

34

装一对角接触球轴承7210AC型，2位置上安装一个深沟球轴承6210型。试求基本额定寿命之比

110210hh

LL。

图13-13锥齿轮传动的轴

已知：6210型轴承kNC0.35

2

，7210AC型轴承kNC8.42

1

，单列轴承：68.0e，当eFF

ra

/

时，0,1YX；

eFF

ra

/时，87.0,41.0YX。双列轴承：

1

625.1CC



，68.0e，当

eFF

ra

/时，92.0,1YX；eFF

ra

/时，41.1,67.0YX。

解：①计算滚动轴承上的合成的径向载荷

r2r1

FF、：

此题没有直接给出滚动轴承上的载荷，因此需通过轴系的受力分析求出轴承上的载荷。轴系的载荷是

锥齿轮上的三个分力，求支反力时要分平面，且径向力

r

F与轴向力

ae

F在同一个垂直平面上。切向力

t

F在

水平面上见答图4。需要注意的是，在计算径向力时，没有正负之分，假如计算值为负值，表明开始假定

的方向反了，在后面的计算中，要把负号去掉，比如判断

e

F

F

r

a，还是e

F

F

r

a时，千万不能把负号带上。

答图4轴承受力计算图

水平面径向支反力：

N1333

300

4001000

300

400

t

1











F

F

x

N333

300

1001000

300

100

t

2











F

F

x

垂直面径向支反力：

35

N317

300

4

300

40060

r

1











FF

Fae

y

N37

300

1

300

10060

r

2











FF

Fae

y

轴承上的合成径向载荷为：

轴承1上径向载荷为

N137

2

1

2

11r



yx

FFF

轴承2上径向载荷为

N3353733322

2

2

2

22r



yx

FFF

②计算轴承上的轴向载荷

21

,

aa

FF：

1位置的一对角接触轴承，按一个双列球轴承计算，其轴向载荷N280

1



aea

FF＝；

2位置深沟球轴承不承受轴向力0

2



a

F

③计算轴承的当量动载荷

21

,PP：

由

， 68.0204.0

1370

280

1r

1e

F

F

a则92.0,1YX

NYFXFP

ar

162828092.01370

111



N335

2r2

FP

④计算轴承的寿命比值

110210

/

hh

LL：

625.14)

42800625.1

1628

335

35000

()

625.1

(/

1

1

2

2

110210











C

P

P

C

LL

hh

(9)图13-14所示，轴上装有一对32907圆锥滚子轴承，齿轮安装在两轴承之间，要求轴系有较高的

刚度，问轴承应采用哪种布置形式?（A或B）

已知：min/1500rn，NF1580

1r

，NF2280

2r

，NF

ae

280，动载系数

3.1

p

f

，温度

系数

0.1

t

f。此轴系一天两班工作，单班工作8小时，年工作日为260天，要求寿命为8年，问轴承能

否满足?

（NC24800，36.0e，

4.3/

r

FF

d

，

r

FF

a

≤

e

时，0,1YX；

r

FF

a

＞

e

时，

7.1,4.0YX，3/10）

36

图13-14

解：①应选支承形式B，面对面刚度较大。

②计算轴承上的轴向载荷

21aa

FF

计算派生轴向力NFF

d

7.4644.315804.3

1r1



NFF

d

6.6704.322804.3

2r

2



计算轴向载荷

N6.670N7.7442807.464

21



daed

FFF轴有向右移动趋势，轴承2受压，1轴承放

松。

N7.464

11



da

FF

7.7442807.464

12



aeda

FFFN

③计算轴承的当量动载荷

21

,PP：

00.136.029.015807.464/

1111

YXeFF

ra

，

N1588

1r111r11

FFYFXP

a

00.136.033.022807.744

222r2

YXeFF

a

，

N2280

2r222r22

FFYFXP

a

因为

12

PP所以2轴承危险。

④计算轴承的寿命

h

L

10

：

h

Pf

Cf

n

L

h

13213

22803.1

248000.1

1500

10

2P

t

10









































题目要求达到的寿命：

hL

h

1664082608

10





由于

hLL

hh

1664013213

1010





，故轴承寿命不合格。

答：轴承寿命不合格。

37

(10)轴系由一对70206轴承支承，轴承正装，见图13-15。已知：min/980rn，NF

re

1200

1

，

NF1800

re2

，NF

ae

180，mma270，mmb230，mmc230，求危险轴承寿命？

（NC33400，7.0e，

rd

FF7.0，85.0,4.0YX）

图13-15轴承受力计算图

解：①计算轴承上的径向载荷

2r1r

FF、：

对B点取矩(假设

1r

F向上)：

bFcFbaF

re



1re21r

)(

23)230270(

1r

F

276

1r

FN负号指方向向下

同理，对A点取矩(假设

2r

F向上)：

)()(

re212r

cbaFaFbaF

re



73)230270(

2r

F

得3276

2r

FN

另外，

2r

F也可以按Y方向上力的平衡来计算：

3276

re211r2r

FFFF

re

N

②计算轴承上的轴向载荷

21

,

aa

FF：

计算派生轴向力2.1932767.07.0

1r1

FF

d

N

2.229332767.07.0

2r2

FF

d

N

计算轴向载荷

N2.193N2.24732.2293180

12



ddae

FFF

轴向左移，轴承正装，故轴承1受压，轴承2松

38

N2.24732.2293180

21



aeda

FFF

N2.2293

22



da

FF

③计算轴承的当量动载荷

21

PP、：

7.09.82762.2473

1r1

eFF

a

故85.04.0

11

YX，

6.22122.247385.02764.0

111r11



a

FYFXPN

eFF

a

7.032762.2293

2r2

故00.1

22

YX，

NFFYFXP

a

3276

2r222r22



因为

12

PP，所以2轴承危险。

④计算轴承的寿命

h

L

10

：

h

P

C

n

L

h

5.18023

3276

33400

980

2

10





































答：轴承的基本额定寿命是h5.18023。

(11)如题图13-16所示，某轴承部件采用一对7208C轴承，轴承载荷NF

r

1000

1

，NF

r

2060

2

，

轴上轴的载荷NF

ae

880，7208C轴承的NC

r

20500

0

，试求轴承内部轴向力和轴向载荷

1a

F、

2a

F(

rd

FF4.0)

图13-16

解：7208C轴承的15，内部轴向力

rd

FF4.0，，则

NFF

rd

40010004.04.0

11



方向如答图5所示向左

NFF

rd

82420604.04.0

22



方向如答图5所示向右

39

12

1704880824

daed

FFF

故轴承1为压紧端，轴承2为放松端。

NFFF

aeda

1704

21



NFF

da

824

22



答图5

(12)已知7208AC轴承的径向载荷NF

r

1000，轴向载荷NF

ae

2280，求当量动载荷P，角接触

球轴承当量动载荷的YX,？

e

eFF

ra

eFF

ra



XYXY

25

40

0.68

1.14

0.41

0.35

0.87

0.57

1

1

0

0

解：7208AC轴承的接触角25，查表得68.0e，则

68.028.21000/2280

ra

FF

查表得，87.0,41.0YX,则

NNYFXFP

ar

2394228087.0100041.0

(13)已知7208AC轴承的径向载荷NF

r

2600，轴向载荷NF

a

1440，试求当量动载荷P。

解：7208AC轴承的接触角25。查表得，68.0e，则

eFF

ra

55.02600/1440/

查表得，0,1YX则

40

2600026001

ar

YFXFP

(14)已知径向载荷NF

r

2300，轴向载荷NF

a

425，深沟球轴承6207的径向额定静载荷

NC

r

15200

0

，试求当量动载荷P。

深沟球轴承的当量动载荷的X、Y值

r

a

C

F

0

3.12

e

eFF

ra

eFF

ra



XYXY

0.172

0.345

0.689

1.03

0.19

0.22

0.26

0.28

0.56

2.30

1.99

1.71

1.55

10

解：345.0

15200

4253.12

3.12

0







r

a

C

F

查表得，22.0e，则

e

F

F

r

a185.0

2300

425

查表得，,0,1YX则

NYFXFP

ar

2300023001

(15)已知深沟球轴承6207的转速min/2900rn，当量动载荷NP2413，载荷平稳，工作温度

t105C，要求使用寿命

hL

h

5000，径向基本额定动载荷NC

r

25500，试校核轴承寿命。

解：因载荷平稳，故



P

f1

因t<105C，故



t

f1

对于球轴承，寿命指数



=3，轴承寿命

hh

Pf

Cf

n

L

P

t50006782

24131

255001

290060

10

60

103

66

















































故满足要求。

(16)试分析轴承径向载荷系数X和轴向载荷系数Y的物理意义。

41

解：径向载荷系数X与轴向载荷系数Y是在求当量动载荷时分别计入径向及轴向载荷对寿命影响程度

的系数。例如当(轴向力

a

F)/(径向力

r

F)e的径向轴承求P时，由于这种情况轴向力A将轴承压紧，游隙

减小而承受载荷的滚动体多，A对轴承寿命无坏作用，故在求P时不计入

a

F，P值为零，而只计R的作用

(0.1X)。当轴向力继续加大后，超过了eFF

ra

/的有利极限，轴向载荷对轴承寿命有了破坏影响，

故就计入其作用，此时求P的X、Y就都不为零值，即要按其类型与载荷大小及

e

值计入，

ra

FF,作用。

(17)如图13-17所示，当

1

l与

2

l不相等时，横梁的位置是否会发生变化？为什么？

图13-17

解：当

21

ll时，

r

F在锥形圆周布置的各滚子上引起支反力就会不均匀，使原有的平衡位置会被破坏，

直到横梁位置改变为新的平衡位置为止，故

21

ll原有位置是要改变的。

(18)负荷一定的7305C轴承，当工作转速min)/(rn降低为min)/(2/rn时，其寿命)(rL及)(hL

h

是

否有变化？若有，变化多大？

解：2/nn时，寿命

h

L增加：

根据寿命公式

hnhnhn

L

n

nLL2)

2

/(2/即为原来的2倍(提高一倍)。

(19)一对同轴工作当量载荷皆为KNP1.1的滚动轴承型号分别7308C和N308E，试分析哪个轴承

寿命低，并计算两轴承的寿命比。

解：查得7308C的额定动载荷kN

r

2.40C比值48809

1.1

2.403





























P

C

：查得N308的额定动载

荷kNC

r

2.76，比值1365236

1.1

2.763/10





























P

C

，故知N308寿命高，

其比值97.2748809/1365236，即约为28倍(高27倍)。

(20)如图13-18所示，某轴用一对30307圆锥滚子轴承支承，轴承上所受的径向负荷

NFNF

rr

5000,2500

21

，作用在轴上的向外负荷NFNF

aeae

2400,400

21

。轴在常温下工作，

42

载荷平稳1

P

f。试计算轴承当量动负荷大小，并判断哪个轴承寿命短些。(注：30307轴承的

);2/(,37.0,6.1YFFeY

rd

当eFF

ra

/时，;6.1,4.0YX当eFF

ra

/时，0,1YX)

图13-18

解：受力分析如答图6所示

答图6

N

Y

F

Fr

d

78

6.12

2500

2

1

1



N

Y

F

Fr

d

1563

6.12

5000

2

2

2



21dd

FF、方向如图2-11-2所示。

2121

278

daeaed

FNFFF

所以，轴承2被“压紧”，轴承1“放松”

NFFFFNFF

aeaedada

2781,781

121211



e

F

F

r

a31.0

2500

781

1

1

e

F

F

r

a56.0

5000

2781

2

2

所以

NFYFXfP

arP

2500)(

11111



NFYFXfP

arP

6450)(

22222



43

(21)某轴两端各由一个30307轴承支承，受力情况如图13-19所示。已知：NFNF

aere

1000,2500，

载荷系数1.1

P

f。试求：

图13-19

1)两轴承的当量载荷

21

,PP；

2)判别哪个轴承的寿命

h

L较短，为什么?

[注：a)30307轴承，,35200,39800

0

NCNC

rr

附加轴向力，

Y

F

Fr

d2

；b)下表]

ee

F

F

r

ae

F

F

r

a

0.32

XYXY

100.41.9

解：1)如答图7所示

答图7

N

FF

Faere

r

1700

250

5

250

50150

1











N

FF

Faere

r

800

250

5

250

50100

2











N

Y

F

Fr

d

447

9.12

1700

2

1

1







44

N

Y

F

Fr

d

211

9.12

800

2

2

2







21

,

dd

FF如图2-11-2所示

21

daed

FNFF

所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。

NFFFNFF

aedada

1447,447

1211



eFrF

ra

263.0

1700

447

/

11

eFF

ra



800

1447

/

22

所以，

NFYFXfP

arP

1870)(

11111



NFYFXfP

arP

3376)(

22222



2)因为

12

PP，所以轴承2寿命短。

(22)一锥齿轮轴，两端用两个相同的30000型轴承布置如图13-20所示Ⅰ、Ⅱ两种排列方案。试分析方

案Ⅰ、Ⅱ的优点和缺点。

图13-20

解：1)方案I为反装(背靠背)，其优点是：压力中心向外，锥齿轮轴承部件的刚性好；缺点是：轴承游

隙是靠轴上的圆螺母调整，操作不方便，轴上制出螺纹，应力集中较严重，削弱了轴的疲劳强度。

2)方案Ⅱ为正装(面对面)，其优点是：可用调整轴承盖处的垫片厚薄来调整轴承的游隙，操作很方便；

轴上不必制出螺纹，对轴的疲劳强度有利。缺点是：压力中心向里，使轴承总值年的刚度变小。

六结构设计题

(1)改正轴承画法错误(图13-21)。

45

(a)(b)

图13-21

(2)改正轴承组合结构错误(图13-22)。

(a)(b)

图13-22

(3)要求在给出的结构图中填画合适的轴承(图13-23中箭头示意载荷方向)。

a)、b)、e)单向固定支承c)、d)游动支承f)承受单向推力支承

解：略

(4)图13-24所示为小锥齿轮轴的轴承组合结构，采用一对反装的圆锥滚子轴承。锥齿轮用油润滑，

轴承用脂润滑。试指出错误所在，并就原图进行改正。

46

图13-24

解：此轴承组合结构主要有如下几点错误：

1)图中两个轴承的外圈均未固定，一旦运转易松动甚至脱落；

2)作为装配部件，只要在轴的外伸端向左推动一下，整个轴连同轴承均将从套杯中

滑出；

3)小齿轮受到指向大端的轴向力后，力不能可靠地传给机座；

4)轴承间隙无法调整；-

5)轴系的轴向位置也不能调整。

改正以上轴承部件的结构错误：首先，应将两轴承内圈间的套筒去掉，并在两轴承外圈间置一套筒，

套杯左端应有挡肩，以使向左的轴向力也能传给机座；其次，在右轴承右侧轴上加一段螺纹，配以圆螺母

以调整轴承间隙，并兼起定位作用；最后，在套杯与机座之间加调整垫片，以调整轴系的轴向位置。

改正后轴承部件的合理结构见答图8。

答图8

(5)图13-25所示为蜗杆轴的轴承组合结构，一端采用一对正装的角接触球轴承，另—端为圆柱滚子

47

轴承。试指出错误所在，并就原图进行改正。

图13-25

解：图13-25属于固游式的结构形式。它的主要结构错误如下：

1)固定端(右支承)内圈未作双向固定，套杯左端亦无挡肩，故不能传递双方向的轴向力，也无法调整

轴承间隙。

2)游动端(左支承)的内、外圈未作双向固定，而外圈是可分离型的轴承，一旦运转易于脱落。

3)轴系的轴向位置不能调整。

为此，拟从如下几方面改正其错误结构：

1)将固定端右侧加圆螺母、套杯，左端加挡肩，端盖和套杯之间加调整垫片，这样既可传递双向轴向

力，又可调整轴承间隙。

2)游动端轴承内、外圈均加弹性挡圈，并在套杯右侧加挡肩，以使内、外圈均双向固定，游动将在内

圈与滚动体相对于外圈之间实现。

3)套杯与机座之间加垫片，以实现轴系轴向位置的调整。改正后的合理结构见答图9。

答图9

(6)完成轴向曲路迷宫式密封结构图。如答图10

(7)完成径向曲路迷宫式密封结构图。如答图11

48

答图10答图11

(8)完成间隙密封结构图。如答图12

答图12

(9)完成有骨架密封圈防漏油密封结构图。如答图13

(10)完成毛毡圈密封结构图。如答图14

答图13答图14

(11)试完成图13-26中的轴承组合。

图13-26

49

答图15

(12)图13-27为齿轮轴系的结构图，已知齿轮轴上的轴承采用脂润滑，外伸端装有半联轴器。试指出

图中的错误，并画出其正确的结构图。

图13-27轴系结构改错图

解：该轴系存在以下几方面错误(序号答图16)：

答图16

①弹性挡圈为多余零件，造成过定位；

②轴肩过高，不便于拆轴承；

③轴的台肩应在轮毂内；

50

④键太长；

⑤套筒外径太大，不应与外圈接触，不便轴承拆卸；

⑥轴颈太长，轴承装拆不便；

⑦联轴器孔应打通；

⑧联轴器没有轴向固定；

⑨联轴器无周向固定；

⑩要有间隙加密封；

○11缺调整垫片；

○12箱体装轴承端盖面无凸出加工面；

○13缺挡油环。

改正以后的图见答图17。

答图17改正后的轴系结构图

(13)指出图13-28所示轴承面对面布置的轴系结构中的错误和不合理之处。并简要说明原因。（不要

求改正）

图13-28

解：该轴系存在以下几方面错误(序号见答图18)：

①缺螺栓连接；

②此轴承安装反了；

51

③轴太长，碰到了轴承盖，动静接触了；

④此处的键槽多余；

⑤轴肩过高，使轴承无法拆卸；

⑥轮毂的长度应比相应轴段长度长2~3mm；

⑦键太长，不可伸到齿轮外面；

⑧套筒右端过厚，使轴承无法拆卸；

⑨精加工面过长，应加工成阶梯轴；

⑩轴承透盖应有间隙，并加密封；

○11联轴器缺轴向固定；

○12此键应与齿轮的键在同一方向上；

○13联轴器缺键槽，否则键根本进不去。

答图18