14.1概述14.2滾動軸承的選擇計算14.3滾動軸承的潤滑和密封14.4滾動軸承的組合設計習題軸承是機器中最重要的支承部件，所有旋轉(zhuǎn)運動的構(gòu)件都需要在軸承的支撐下工作，它的性能對整個機器的性能有著十分重要的影響。按轉(zhuǎn)動副中摩擦形式的不同，軸承可分為滾動軸承和滑動軸承。

如圖14-1所示，滾動軸承一般由內(nèi)圈、外圈、滾動體和保持架組成。內(nèi)圈裝配在軸頸上，外圈裝于機座的軸承孔中，內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)動時，滾動體沿著內(nèi)外圈的滾道滾動。保持架將滾動體等距離排列隔開，以避免滾動體直接接觸而發(fā)生摩擦。滾動軸承的內(nèi)圈、外圈和滾動體用強度高、耐磨性好的高鉻專用軸承鋼制造而成。淬火后硬度達到60～65HRC，工作表面要求磨削拋光。保持架的材料多用低碳鋼板沖壓而成。圖14-1滾動軸承的構(gòu)造滾動軸承以滾動摩擦代替了滑動摩擦，具有運轉(zhuǎn)阻力矩小，啟動靈敏，軸承單位寬度承載能力較大，潤滑、安裝及維修方便等優(yōu)點。但同時滾動軸承以線(或點)接觸代替摩擦面接觸，故抗沖擊能力較差，又因為結(jié)構(gòu)較復雜，徑向尺寸大，所以在高速重載下壽命較低，噪聲也較大。

由于滾動軸承應用廣泛，多數(shù)滾動軸承已經(jīng)標準化，并由專業(yè)工廠進行大量生產(chǎn)，故質(zhì)量高，價格低，互換性好。通常在機械設計中，僅需選擇適用的軸承型號，并正確使用。14.1.1滾動軸承的主要類型、結(jié)構(gòu)和特點

滾動軸承有多種分類方法。

按滾動軸承所能承受的載荷方向(或公稱接觸角)的不同可分為向心軸承、推力軸承，如表14-1所示。所謂公稱接觸角是指滾動體與套圈接觸處的法線與徑向的夾角。

按滾動體形狀又可分為球軸承和滾子軸承(包括圓柱滾子、圓錐滾子、滾針、球面滾子等，如圖14-2所示)。

國家標準規(guī)定滾動軸承的類型、結(jié)構(gòu)及特點見表14-2。14.1概述圖14-2滾子的常見類型表14-1滾動軸承分類表14-2滾動軸承的類型、結(jié)構(gòu)及特點14.1.2滾動軸承的代號

各類滾動軸承統(tǒng)一用軸承代號標識其結(jié)構(gòu)、尺寸、公差等級及技術(shù)要求等要素。按GB／T272—1993的規(guī)定，軸承代號由基本代號、前置代號和后置代號組成，用字母和數(shù)字表示，其排列見表14-3。表14-3滾動軸承代號的組成

1．基本代號

基本代號由類型、尺寸系列和內(nèi)徑代號三部分組成。(1)類型代號：軸承的基本類型，用數(shù)字或字母表示(見表14-2)。雙列角接觸球軸承的類型代號為“0”，可省略。

(2)內(nèi)徑代號：軸承的內(nèi)徑尺寸(見表14-4)。

(3)直徑系列代號：內(nèi)徑相同的同類軸承的不同外徑和寬度(見圖14-3)。直徑系列代號用7、8、9、0、1、2、3、4、5表示，外徑尺寸依次遞增。表14-4軸承的內(nèi)徑尺寸圖14-3軸承直徑系列

(4)寬度系列代號:內(nèi)、外徑相同的同類軸承其寬度或高度變化的系列。代號用8、0、1、2、3、4、5、6表示，為0時可省略；推力軸承是指高度系列，代號用7、9、1、2表示。

2．后置代號

后置代號用字母(或加數(shù)字)表示,與基本代號空半個漢字距離或用符號“-”、“/”分隔。后置代號內(nèi)容很多，代號排列順序見表14-3。下面僅介紹幾種常用代號，其他內(nèi)容參閱軸承標準及專業(yè)資料。

(1)內(nèi)部結(jié)構(gòu)代號：同一類型軸承的不同內(nèi)部結(jié)構(gòu)，用字母緊跟基本代號表示。如接觸角為15°、25°、40°的角接觸軸承分別用C、AC、B表示，加大接觸角的圓錐滾子軸承用B表示。

(2)公差等級代號：用數(shù)字和字母表示，按精度依次由低到高共6個級別(見表14-5)。表14-5軸承的精度等級

3．前置代號

前置代號是用字母來表示軸承分部件。例如，用K表示滾動體與保持架組件，L表示軸承可分離內(nèi)圈或外圈，GS表示推力圓柱滾子座圈等，詳細可參閱GB/272—1993。以上介紹了滾動軸承代號中最常用、最基本的部分。掌握了這些基本代號就可以認識和選用常用滾動軸承了。代號舉例：

(1)6207——深溝球軸承，02尺寸系列，內(nèi)徑35mm，0級公差，正常結(jié)構(gòu)。

(2)71109AC/P4——角接觸球軸承，11尺寸系列，內(nèi)徑45mm，接觸角為25°，4級公差。14.1.3滾動軸承類型的選擇

選擇軸承類型時應考慮多種因素，以下選用原則可供參考。

1．載荷條件

載荷的大小、方向、性質(zhì)是選擇軸承類型的主要依據(jù)。當載荷較大時，宜選用滾子軸承，反之選擇球軸承；當受純徑向載荷或主要承受徑向載荷時，宜選用深溝球軸承，應注意到圓柱滾子軸承和滾針軸承不能承受軸向載荷；當受純軸向載荷時選用軸向推力球軸承；當軸向力大時選用推力滾子軸承；當軸承同時受徑向和軸向載荷時，應選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。

2．軸承轉(zhuǎn)速

當轉(zhuǎn)速較高、載荷較小、要求旋轉(zhuǎn)精度較高時，宜選用極限轉(zhuǎn)速較高的球軸承。通常球軸承的極限轉(zhuǎn)速要高于滾子軸承，小滾動體軸承的極限轉(zhuǎn)速要高于大滾動體軸承，小尺寸軸承的極限轉(zhuǎn)速要高于大尺寸軸承，內(nèi)外圈不可分離軸承的極限轉(zhuǎn)速要高于可分離軸承。

3．調(diào)心性能

各種軸承使用時允許的偏斜角應控制在允許范圍內(nèi)，否則會引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。加工、安裝誤差及軸的撓曲變形都會引起角偏差，而選用調(diào)心軸承后，工作情況會有很大改善(參看圖14-4)。

此外，還應該考慮軸承能方便地安裝、拆卸、調(diào)整間隙以及經(jīng)濟性等因素。圖14-4調(diào)心軸承和角偏差14.2滾動軸承的選擇計算14.2.1滾動軸承的載荷分析、失效形式和設計準則

1．滾動軸承的載荷分析當軸承僅受軸向載荷時，可以認為各滾動體受相同的載荷。徑向載荷作用下向心軸承中載荷的分布情況按照簡化的理論推導，大體上如圖14-5所示，其受載最大的滾動體的載荷可按下式估算：(14-2)(14-1)式中，F(xiàn)r為軸承所受的徑向力；z為滾動體的數(shù)目。

由于滾動軸承內(nèi)、外圈相對回轉(zhuǎn)，滾動體既自轉(zhuǎn)又繞軸承中心公轉(zhuǎn)，滾動體所處位置不同，因此軸承各元件所受的載荷和應力隨時都在變化。在外圈固定內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)的情況下，指定點處的應力變化情況大體如圖14-6所示。圖14-5徑向載荷的分布圖14-6軸承接觸應力特性(a)外圈接觸應力；(b)內(nèi)圈接觸應力

2．滾動軸承的失效形式及設計準則

滾動軸承的主要失效形式有如下幾種：

(1)疲勞點蝕：滾動軸承在工作時，滾動體和套圈的滾道反復受接觸應力的作用，工作一段時間后出現(xiàn)疲勞裂紋并繼續(xù)發(fā)展，使金屬表層產(chǎn)生微小片狀剝落，即為疲勞點蝕。通常，疲勞點蝕是滾動軸承的主要失效形式。

(2)塑性變形：滾動軸承受過大的靜載荷及沖擊載荷作用時，或由于不正確的安裝、外來硬物質(zhì)的侵入等原因造成軸承滾道和滾動體接觸處產(chǎn)生過大的永久變形(滾道表面形成塑性變形凹坑)，從而使軸承在運轉(zhuǎn)中產(chǎn)生劇烈振動和噪聲，以致軸承不能正常工作。此外，由于密封不好、灰塵及雜質(zhì)侵入軸承造成滾動體和滾道磨損，以及由于潤滑不良引起軸承早期磨損或燒傷也是常見的失效形式。

根據(jù)以上分析，滾動軸承設計準則應當是：疲勞點蝕失效是疲勞壽命計算的主要依據(jù)；塑性變形是靜強度計算的依據(jù)。對一般工作條件下作回轉(zhuǎn)的滾動軸承除進行接觸疲勞壽命計算外，還應做靜強度計算。此外，為了避免高速軸承過熱造成粘著磨損和燒傷，還要核驗極限轉(zhuǎn)速。14.2.2基本額定壽命和基本額定動載荷

軸承中任一元件出現(xiàn)疲勞點蝕前的轉(zhuǎn)數(shù)(或一定轉(zhuǎn)速下工作的小時數(shù))稱為軸承壽命。

大量試驗證明，軸承壽命的差異相當大，最長壽命是最短壽命的數(shù)十倍，對一具體軸承很難確切預知其壽命，對一批軸承應用數(shù)理統(tǒng)計方法可以求出其壽命概率分布規(guī)律。圖14-7是一組軸承壽命試驗的結(jié)果，橫坐標是可靠度，縱坐標是軸承壽命。圖14-7軸承的壽命曲線

1．基本額定壽命

一批相同的軸承中，90％的軸承在疲勞點蝕前能夠達到或超過的總轉(zhuǎn)數(shù)L(單位為106轉(zhuǎn))或在某一恒定轉(zhuǎn)速下的工作小時數(shù)Lh稱為基本額定奉命。

2．基本額定動載荷

滾動軸承的基本額定壽命為106轉(zhuǎn)時，軸承所能承受的載荷稱為基本額定動載荷，用字母C表示。對于向心軸承，因它是在純徑向載荷作用下進行壽命試驗的，所以其基本額定動載荷通常稱為徑向基本額定動載荷，記作Cr；對于推力軸承，它是在純軸向載荷下進行試驗的，故稱之為軸向基本額定動載荷，記作Ca。

換言之，在基本額定動載荷作用下，軸承可工作106轉(zhuǎn)而不發(fā)生點蝕失效的概率為90％。

基本額定動載荷是衡量滾動軸承抵抗點蝕能力的一個表征值，其數(shù)值可從手冊或軸承產(chǎn)品樣本中直接查出。14.2.3當量動載荷

滾動軸承的基本額定動載荷C(Cr和Ca)是在一定的試驗條件下確定的。如前所述，對向心軸承是指純徑向載荷，對推力軸承是指中心軸向載荷。如果作用在軸上的實際載荷既有徑向載荷Fr又有軸向載荷Fa，則必須將實際載荷轉(zhuǎn)換成與試驗條件相同的載荷后，才能和基本額定動載荷進行比較。換算后的載荷是一種假定的載荷，稱為當量動載荷。在該載荷作用下，滾動軸承具有與實際載荷作用下相同的壽命。當量動載荷P的計算公式為

P＝XFr＋YFa

(14-3)

式中，X為徑向動載荷系數(shù)，Y為軸向動載荷系數(shù)，可從表14-6中查出。

表中e是判斷系數(shù)，其值與軸承類型和比值Fa/C0r有關(guān)，F(xiàn)a/C0r稱為相對軸向載荷，它反映軸向載荷的相對大小，其中C0r是軸承的徑向基本額定靜載荷。

以上X、Y、e、C0r諸值由制定軸承標準的部門根據(jù)試驗確定。向心軸承只承受徑向載荷時

P＝Fr

(14-4)

推力軸承(α＝90°)只能承受軸向載荷

P＝Fa

(14-5)表14-6向心軸承當量載荷的X、Y值14.2.4基本額定壽命計算基本額定動載荷為C(Cr或Ca)的軸承，當其當量動載荷P＝C時，該軸承的基本額定壽命為106轉(zhuǎn)；當P≠C時，其基本額定壽命將隨載荷增大而降低。壽命與載荷之間的關(guān)系為(14-6)式中，ε為壽命指數(shù)，球軸承ε＝3，滾子軸承ε＝10/3；L、Lh分別是以106轉(zhuǎn)和小時為單位表示的軸承基本額定壽命。

考慮到實際工作中的載荷平穩(wěn)程度不及試驗時的情況，故引進載荷修正系數(shù)fp(見表14-7)；考慮到軸承實際工作溫度高于軸承試驗的溫度(100℃)對軸承壽命的影響，故又引進溫度修正系數(shù)ft(見表14-8)。作了上述修正后，基本額定壽命計算式可寫為(14-7)式(14-7)是設計計算時常用的軸承壽命計算式，由此可確定軸承的壽命或型號。各類機器中軸承的預期壽命可參考表14-9。表14-7載荷系數(shù)fp

表14-8溫度系數(shù)ft

表14-9軸承預期壽命的參考值14.2.5角接觸軸承的載荷計算

1．角接觸軸承的內(nèi)部軸向力

角接觸軸承由于存在接觸角α，當它承受徑向載荷Fr時，軸承下半圈各滾動體所受的法向反力Fi會產(chǎn)生軸向分力

(見圖14-8)，我們將各滾動體上所受軸向分力的合力稱為內(nèi)部軸向力(或附加軸向力)。各種角接觸軸承的內(nèi)部軸向力F′的近似值可按表14-10中的計算公式求得。表14-10角接觸軸承的內(nèi)部軸向力F′圖14-8載荷作用中

2．角接觸軸承的載荷作用中心基于同樣的原因，計算角接觸軸承的支反力時，載荷作用中心不在軸承寬度的中點上，而是在各滾動體載荷矢量與軸中心線的交點上(見圖14-8)。載荷作用中心與軸承外側(cè)端面距離a可從手冊中查得，也可用下式估算：(14-8)式中，B為軸承寬度；α為接觸角；Dm＝(D＋d)/2為滾動軸承平均直徑；D和d分別為軸承外徑、內(nèi)徑。

為了使角接觸向心軸承的內(nèi)部軸向力得到平衡，以避免軸的竄動，通常這種軸承都要成對使用，對稱安裝，如圖14-9所示。安裝方式有兩種：外圈窄邊相對(稱為正安裝或面對面安裝)和外圈寬邊相對(稱為反安裝或背對背安裝)。由圖知，兩種安裝方式下軸的實際跨度(載荷作用中心O1、O2之間的距離)不同，因而軸的強度和剛度也就不同。

為了簡化計算，在一般的計算中，可以認為支反力作用在軸承寬度的中點。

3．角接觸軸承的軸向載荷計算角接觸軸承的軸向載荷并不一定等于內(nèi)部軸向力F′，而需要結(jié)合軸系所受的軸向外力具體分析。在圖14-9(a)中，齒輪傳遞給軸的軸向載荷為FA，兩軸承的徑向載荷(支反力)為Fr1、Fr2，兩軸承的內(nèi)部軸向力為、

(可按表14-10求出)。把軸和內(nèi)圈視為一體考慮軸系的軸向平衡，就可確定各軸承承受的軸向載荷。在圖14-9(a)中，受力情況有如下兩種可能：

(1)如果FA＋＞，則軸有向右移動的趨勢，軸承1被“壓緊”，軸承2“放松”。由于軸承１右端已經(jīng)固定，軸不能向右移動，故右端蓋必然會提供給軸承１一個力增量Δ使軸受力平衡，即FA＋＝＋Δ。由此可知，這種情況下有(14-9)(14-10)

(2)如果FA＋＜，則軸有向左移動的趨勢，這時軸承1“放松”，軸承2被“壓緊”，左端蓋必然提供一個力增量Δ使軸受力平衡，即FA＋＋Δ＝。由此可知，這種情況下有圖14-9角接觸軸承的兩種安裝方式

(a)正安裝；(b)反安裝綜合以上分析，計算角接觸軸承軸向力的方法歸納如下：

(1)根據(jù)軸承的受力和結(jié)構(gòu)特點，將軸上的軸向外載荷及兩軸承的內(nèi)部軸向力同時考慮，決定軸的竄動趨勢，找出“壓緊”的軸承。

(2)“壓緊”軸承的軸向力為除本身內(nèi)部軸向力以外其余軸向力的代數(shù)和，“放松”軸承的軸向力等于本身的內(nèi)部軸向力。14.2.6滾動軸承的其他計算

理論上滾動軸承的滾動體與內(nèi)、外圈的接觸是點、線接觸，因而塑性變形在所難免。輕微的塑性變形不會影響滾動軸承的正常使用，但如果塑性變形過大，則將導致滾

動軸承的摩擦力矩、振動和噪聲增加，運轉(zhuǎn)精度降低。因此，為了限制滾動軸承產(chǎn)生過大的塑性變形，有時還需按靜載荷進行校核。滾動軸承的靜載荷是指軸承內(nèi)外圈之間相對轉(zhuǎn)速為零或接近為零時作用在軸承上的載荷。按靜載荷校核滾動軸承時，當量靜載荷P0應滿足下列條件：

C0≥S0P0(14-11)

式中，S0為靜強度安全系數(shù)，參考表14-11取值；C0為基本額定靜載荷，可查閱有關(guān)產(chǎn)品樣本獲得。表14-11靜強度安全系數(shù)S0

例14-1

用于冶金設備的齒輪減速器用兩個圓錐滾子軸承支承，如圖14-10所示。軸轉(zhuǎn)速n＝760r/min，兩軸承的徑向力Fr1＝6kN，F(xiàn)r2＝3.6kN，軸向力FA＝2.2kN，要求軸承壽命Lh＞12000h，有中等沖擊。軸系結(jié)構(gòu)設計確定軸承內(nèi)徑為50mm，故選定30210軸承。試驗算軸承壽命。圖14-10齒輪減速器

解由手冊查得30210軸承參數(shù)

Cr＝73.2kN，Y＝1.4，e＝0.42徑向當量載荷計算公式

P＝XFr＋YFa

(1)計算兩軸承的內(nèi)部軸向力。(2)求當量載荷。

(3)驗算軸承壽命。由表14-7查得中等沖擊時fp＝1.5，因P1＞P2，故應計算軸承1的壽命

例14-2

一水泵軸選用深溝球軸承支承。已知軸頸d＝35mm，轉(zhuǎn)速n＝2900r/min，軸承所受徑向

載荷F＝2300N，軸向載荷Fa＝540N。要求使用壽命Lh

＝5000h，試選擇軸承型號。

解

(1)先求出當量動載荷P。

因該向心軸承受Fr和Fa的作用，故必須求出當量動載荷P。計算時用到的徑向系數(shù)X和軸向系數(shù)Y要根據(jù)(12.3Fa/C0r)值查取，而C0r是軸承的徑向額定靜載荷，在軸承型號未選出前暫不知道，故用試算法。根據(jù)表14-6，暫?。?.345，則e＝0.22。

因＝＞e，由表14-6查得X＝0.56，Y＝1.99。

P＝XFr＋YFa

＝0.56×2300＋1.99×540≈2360N

即軸承在Fr＝2300N和Fa＝540N作用下的使用壽命，相當于在純徑向載荷為2360N作用下的使用壽命。

(2)由式(14-7)計算所需的徑向基本額定動載荷值。查表14-7，fp＝1.1；查表14-8，并假設工作溫度不會超過120°，ft＝1。所以

(3)選擇軸承型號。

查手冊，選6207軸承，其Cr＝25500N＞24800N；C0r＝15200N，故6207軸承的值＝0.437，與原估計接近，適用。滾動軸承的潤滑和密封對于軸承的正常工作意義重大，軸承的各性能參數(shù)都是以正常的潤滑和密封為前提條件的，潤滑和密封不良是造成軸承早期失效的主要原因之一。潤滑可以降低摩擦，減小磨損，在滾動接觸部位形成油膜的情況下，還有吸收振動、降低工作溫度和噪聲、防銹等作用。軸承的密封可以防止灰塵、水分等進入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑牧魇А?4.3滾動軸承的潤滑和密封14.3.1滾動軸承的潤滑

滾動軸承常采用脂潤滑或油潤滑。從潤滑和散熱效果看，油潤滑較好，但需要供油和密封裝置，因此主要用于高速或工作溫度較高的軸承。潤滑脂是用礦物油與各種稠化劑(鈣、鈉、鋁等金屬與有機酸生成的化合物，俗稱金屬皂)在高溫下混合制成的膏狀潤滑劑。潤滑脂不易流失，便于密封和維護，且一次裝填潤滑脂后可運轉(zhuǎn)較長時間。脂潤滑的缺點是摩擦阻力較大，高速時摩擦發(fā)熱大，不易散熱，因此一般用于速度較低、連續(xù)運轉(zhuǎn)、不便經(jīng)常添

加潤滑劑的情況。對于潤滑油流失會污染產(chǎn)品的軸承，也宜選用脂潤滑。具體選擇可按速度因數(shù)dn值來定。d為軸承內(nèi)徑，n代表軸承套圈的轉(zhuǎn)速。dn值間接反映了軸頸的圓周速度，當dn＜(1.5～2)×105mm·r/min時，一般可采用潤滑脂潤滑，超過這一范圍宜采用潤滑油潤滑。

潤滑油主要是礦物油。影響潤滑性能的主要指標是潤滑油的黏度，并且黏度會隨著溫度的升高而降低。選擇滾動軸承潤滑油應依據(jù)速度因數(shù)dn值和工作溫度，根據(jù)圖14-11來選擇。油量不宜過多，如果采用浸油潤滑，則油面高度應不超過最低滾動體的中心，以免產(chǎn)生過大的攪油損耗和熱量。高速軸承通常采用噴油或噴霧方法潤滑。圖14-11潤滑油粘度選擇14.3.2滾動軸承的密封

滾動軸承密封方法的選擇與潤滑的種類、工作環(huán)境、溫度和密封表面的圓周速度有關(guān)。

密封方法可分兩大類：接觸式密封和非接觸式密封。它們的具體形式、適用范圍和性能可參閱表14-12。表14-12常用的滾動軸承密封形式軸承是支承軸系的部件，為了保證軸系的正常工作，除要求合理選擇軸承的類型、尺寸外，還應正確進行軸系的組合設計。與滾動軸承相關(guān)的內(nèi)容包括：軸的軸向位置定位、固定與調(diào)整，軸承與軸和機座孔的配合，軸承間隙的調(diào)整，軸承的裝拆，潤滑與密封等問題。14.4滾動軸承的組合設計14.4.1軸系的軸向固定

軸系的軸向固定方式有三種。

1．兩端單向固定

軸兩端的軸承各限制軸在一個方向的軸向移動，兩端合起來就限制了軸的雙向移動，這種固定方式稱為兩端單向固定(見圖14-12)。這種固定方式結(jié)構(gòu)簡單，安裝和調(diào)整方便，是應用最多的軸系結(jié)構(gòu)形式。為了消除軸受熱伸長時引起過大的溫度應力，安裝時應通過調(diào)整端蓋與機體間墊片的厚度，使一端軸承外圈與端蓋間留出熱補償間隙δ(0.2～0.3mm)。兩端單向固定結(jié)構(gòu)的最大軸向間隙與軸的最大熱伸長量成正比，因此這種類型的軸系結(jié)構(gòu)適用于工作溫度變化不大的短軸。對于角接觸軸承，兩端單向固定有兩種方式，即軸承正裝和反裝(見圖14-13)。就裝拆和軸承預緊來講，正裝要好些；就軸系的強度和剛度來講，簡支軸以正裝為好，外伸軸則以反裝為好。但應注意，反裝不宜用在要求高回轉(zhuǎn)精度的場合，因為軸承外圈與端蓋間有較大的間隙，軸受熱后自由伸長，會導致軸承徑向間隙發(fā)生變化。圖14-12兩端單向固定圖14-13兩端單向固定的兩種結(jié)構(gòu)(a)軸承正裝；(b)軸承反裝

2．一端固定、一端游動

當軸的支點跨距較大或工作溫度變化較大時，應采用一端固定、一端游動的軸系結(jié)構(gòu)。

這種結(jié)構(gòu)的固定端軸承相對于機架雙向固定，軸上沿兩個方向的軸向力都經(jīng)由這里傳給機架，當軸受熱伸長時，游動端軸承可沿軸向在一定范圍內(nèi)自由移動。圖14-14～圖14-16所示為一端固定、一端游動的三種結(jié)構(gòu)。圖14-14一端雙向固定(兩種游動端)(a)深溝球軸承；(b)圓柱滾子軸承圖14-15一端雙向固定(兩種固定端)(a)角接觸球軸承；(b)角接觸滾子軸承圖14-16雙向推力軸承作固定端游動端通常有兩種結(jié)構(gòu)，當用深溝球軸承作游動支點時(見圖14-14(a))，應在軸承外圈與端蓋間留適當間隙，這種結(jié)構(gòu)適用于載荷較小的情況；當用圓柱滾子軸承作游動支點時(見圖14-14(b))，則軸承外圈應雙向固定，以免內(nèi)外圈同時移動，造成過大錯位。

對于軸向載荷較大的軸，采用兩個角接觸球軸承(或角接觸滾子軸承)承受雙向軸向載荷的結(jié)構(gòu)見圖14-15。軸向力很大時可采用雙向推力軸承來承受軸向力，而徑向載荷由向心軸承承受，其結(jié)構(gòu)見圖14-16。

3．兩端游動

當傳動零件本身具有確定軸向位置的功能時，應采用兩端游動軸系結(jié)構(gòu)，以避免零件本身定位功能與軸承定位功能沖突。圖14-17是兩端游動軸系結(jié)構(gòu)的一個實例，因為軸上的傳動零件為雙斜齒輪(人字齒輪)，它具有確定軸系軸向位置的功能。

兩游動端可以選擇的軸承類型與前面介紹的游動端相同。圖14-17兩端游動軸系結(jié)構(gòu)14.4.2軸承間隙及軸系軸向位置的調(diào)整

對滾動軸承支承的軸系來講，為使軸系正常工作，有時要求滾動軸承有合適的間隙(游隙)以補償由工作溫度變化引起的熱變形，這就要求軸承的間隙能夠方便地調(diào)整；有時為了提高軸系的回轉(zhuǎn)精度和剛度，要求消除軸承的間隙，對軸承進行預緊；有些軸系工作中要求有準確的軸向位置。因此，軸系結(jié)構(gòu)設計中要設置必要的調(diào)整環(huán)節(jié)。

1．軸承間隙的調(diào)整

軸承間隙的調(diào)整方法有：

(1)靠增、減兩端軸承蓋與機座間的兩組墊片的厚度進行調(diào)整(見圖14-18(a))；

(2)設置專門的調(diào)整環(huán)節(jié)(見圖14-18(b))，通過螺釘1壓緊軸承外圈壓蓋調(diào)整間隙，調(diào)整之后用螺母2鎖緊防松。圖14-18軸承間隙的調(diào)整(a)墊片厚度調(diào)整；(b)設置專門的調(diào)整環(huán)節(jié)

2．軸承的預緊

對于某些可調(diào)游隙的軸承，在安裝時給予一定的軸向壓緊力(預緊力)，使內(nèi)外圈產(chǎn)生相對位移而消除游隙，并在套圈和滾動體接觸處產(chǎn)生彈性預變形，借此提高軸的旋轉(zhuǎn)精度和剛度，這種方法稱為軸承的預緊。預緊可利用金屬墊片(見圖14-19(a))或磨窄套圈(見圖14-19(b))等方法獲得，也可采用其他方法(見圖14-20)。圖14-19軸承的預緊(a)利用金屬墊片；(b)利用磨窄套圈圖14-20角接觸軸承的定壓預緊

3．軸承組合位置的調(diào)整

軸承組合位置調(diào)整的目的是使軸上的零件具有準確的工作位置。如圓錐齒輪傳動，要求兩個節(jié)錐頂點重合才能保證正確嚙合；又如蝸桿傳動要求蝸輪中間平面通過蝸桿的軸線等。圖14-21為圓錐齒輪軸承組合位置的調(diào)整，套杯與機座間的墊片組1用來調(diào)整圓錐齒輪軸的軸向位置。在圖14-21(a)中，墊片組2用來調(diào)整軸承游隙；在圖(b)中，軸承間隙用螺母3調(diào)整。

圖14-12中，端蓋與機座之間的兩組墊片既可調(diào)整軸承間隙(增減墊片的總數(shù))，也可調(diào)整軸系的軸向位置(墊片總數(shù)不變，一端增，一端減)。圖14-21圓錐齒輪軸承組合位置的調(diào)整(a)調(diào)整軸承游隙；(b)調(diào)整軸承間隙14.4.3滾動軸承的配合

滾動軸承的配合指滾動軸承內(nèi)圈與軸的配合及滾動軸承外圈與孔的配合。滾動軸承的配合既影響軸承定位和固定效果，也影響軸承的工作精度和性能。因為軸承的套圈是薄壁零件，容易變形，合理地選擇滾動軸承的配合可改變軸承工作間隙，是改善工作性能的重要手段。由于滾動軸承是標準件，只能通過改變與滾動軸承配合的軸頸和孔的尺寸以滿足配合要求，所以滾動軸承內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，外圈與孔的配合采用基軸制。應當注意，滾動軸承配合中的基孔制與普通基孔制是不同的。國家標準規(guī)定，滾動軸承內(nèi)圈與外圈的尺寸公差帶均采用上偏差為零，下偏差為負值的公差帶，所以與滾動軸承內(nèi)圈配合的軸在采用同樣的公差帶時，與滾動軸承所形成的配合比與一般基孔制的基準孔所形成的配合更緊。選擇配合應當綜合考慮載荷的方向、大小和性質(zhì)，以及軸承類型、轉(zhuǎn)速和使用條件等因素。一般原則是轉(zhuǎn)動套圈的配合宜緊一些，靜止套圈的配合可松一些。具體公差帶以及相應配合部位的形位公差和表面粗糙度都可在有關(guān)標準中查到。14.4.4滾動軸承的裝拆

在軸系結(jié)構(gòu)設計時，應當考慮能方便地裝拆軸承和其他零件。原則上裝拆內(nèi)圈時，裝拆力應施加在內(nèi)圈上；裝拆外圈時，裝拆力應作用在外圈上，以避免對軸承滾道和滾動體造成損害