48 TIMKEN 工程手冊

軸承選擇：尺寸標(biāo)準(zhǔn)

　　選擇軸承的第一步是了解與軋輥和軸承座尺寸相關(guān)的內(nèi)徑

和外徑要求。相同截面尺寸的滾動(dòng)軸承中，圓柱滾子軸承具有

最大的徑向承載能力，但須匹配額外的止推軸承并需要較大的

軸承內(nèi)部游隙?；蛘?，也可使用圓錐滾子軸承來承受徑向和軸

向載荷，而不需要使用額外的止推軸承。在做出最終選擇之

前，必須認(rèn)真考慮圓柱滾子軸承和圓錐滾子軸承各自的優(yōu)勢。

示例：

　　選擇適用于軋制速度為1000 m/min.、最大支撐輥身

直徑為1200 mm、輥身修磨量10%的帶鋼冷軋機(jī)的圓柱

滾子軸承或TQITS解決方案。

　　第1步：以最大輥身直徑的60%計(jì)算最小允許輥頸

直徑：

　　輥頸直徑（最小值）= 0.6 x 1200 mm = 720 mm

　　第2步：根據(jù)10%修磨量時(shí)的最小輥身直徑計(jì)算最大

允許軸承外徑

　　10%修磨量時(shí)的最小輥身直徑 = 0.9x1200=1080 mm

軸承外徑（最大值）=1080 mm / 1.075 = 1000 mm

第3步：從產(chǎn)品列表中選擇軸承

　　對于冷軋機(jī)示例，TQITS型或圓柱滾子軸承均為可

行的方案。

四列圓柱滾子軸承

　　四列圓柱滾子軸承內(nèi)徑可達(dá)1040 mm (40.94 in.)。RX 型

通常用于平材軋機(jī)，內(nèi)徑尺寸超過 300 mm (11.81 in.)。熱軋

機(jī)和冷軋機(jī)都可用圓柱滾子軸承，得益于它具有高轉(zhuǎn)速性能

和高旋轉(zhuǎn)精度，以及在給定尺寸范圍的高徑向承載能力。

　　固定側(cè)軸承座（常見于操作側(cè)）需要在圓柱滾子軸承外側(cè)額

外加裝止推軸承，以承受軋制流程中產(chǎn)生的軸向載荷（圖84）。

這種止推軸承通常是外圈集成彈簧雙列TDIK組件。傳動(dòng)側(cè)軸

承座中安裝的外側(cè)軸承用作定位軸承，因?yàn)樗皇怯脕泶_定

軸承座與輥頸的相對位置。然而，軋輥兩側(cè)通常使用相同的

止推軸承以減少備件庫存需求。

圖84. 使用四列圓柱滾子軸承和止推軸承的支撐輥輥頸

軸承解決方案：徑向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

TIMKEN 工程手冊 49

可選軸承特征

　　1. 集成油霧噴嘴：外圈可配備O形環(huán)和油霧分配器（圖86），

用于采用油霧潤滑的舊式軋機(jī)。這樣就無需將油霧分配器集

成到軸承座內(nèi)孔。噴嘴數(shù)量和每個(gè)噴嘴的油孔數(shù)量取決于軸

承的尺寸和軸承所需的氣/油流量。

　　2. 錐孔四列圓柱滾子軸承 (RXK)：四列圓柱滾子軸承也可

提供錐形內(nèi)孔，定名為RXK型。標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)孔錐度為1:12，但是

特別寬的組件也可采用1:30的錐度。用于測量輥頸以獲得正

確的錐度和尺寸的工具包括正弦規(guī)和環(huán)規(guī)。所有錐孔輥頸應(yīng)

用都需要這些工具。

應(yīng)用考慮因素：RX軸承

　　1. 公差配合：帶鋼軋機(jī)所用的支撐輥四列圓柱滾子軸承采

用緊配合方式將內(nèi)圈安裝在輥頸上。

　　必須加熱直孔內(nèi)圈（受熱膨脹）以將其安裝到輥頸（請參閱

第162頁以了解詳細(xì)信息）。

　　2. RIC：四列圓柱滾子軸承采用符合DIN 620-4標(biāo)準(zhǔn)的徑

向游隙。

　　RIC由兩個(gè)參數(shù)確定：DUR和IROD。對于軸承組件，DUR

值是確定的，而IROD由RIC值確定，具體取決于內(nèi)圈的緊配合

量。DUR和IROD都根據(jù)其各自的直徑采用相應(yīng)的固有公差。

這樣可得到一個(gè)內(nèi)部游隙 (RIC)范圍。

　　最小DUR – 最大 IROD = 最小RIC

　　最大DUR – 最小 IROD = 最大RIC

　　3. 內(nèi)圈精磨特征：四列圓柱滾子軸承可配備半精磨內(nèi)圈以

便在安裝后進(jìn)行精磨，也可配備精磨內(nèi)圈并預(yù)設(shè)RIC。

　　如果使用精磨內(nèi)圈，則務(wù)必控制輥頸直徑的徑向跳動(dòng)量

并確保它與輥身直徑是同心的。

RX配置

　　RX型軸承（圖85）具有兩個(gè)中央處集成法蘭的外圈。兩個(gè)

最外側(cè)的法蘭和中央法蘭是獨(dú)立的部件。保持架采用銷式結(jié)

構(gòu)。保持架——滾子組件可從雙外圈組合中拆下以進(jìn)行常規(guī)

滾道檢查。保持架環(huán)上有螺紋孔，便于進(jìn)行吊裝。

　　除了極大尺寸的型號(hào)，內(nèi)圈通常為兩片式組件。內(nèi)圈的

兩個(gè)端面上通常都有凹槽，以便于拆卸。同時(shí)這些內(nèi)圈也可

采用無凹槽的設(shè)計(jì)，用于內(nèi)圈端面和相鄰輥頸部件之間使用

靜態(tài)密封圈（O形環(huán)）的特殊應(yīng)用。

　　RX 軸承一般配有半精磨滾道內(nèi)圈，安裝到輥頸后可精磨

到指定的尺寸。這種方法可將內(nèi)圈滾道和輥身偏心降到最低，

并嚴(yán)格控制軸承的安裝游隙 RIC。

　　完整的外圈組件可與內(nèi)圈組件互換，并可單獨(dú)采購。

　　四列圓柱滾子軸承的型號(hào)（RX型）：前三位或四位代表

內(nèi)徑尺寸 (mm)；RXS表示外圈組件，其前三位或四位代表

DUR。ARXS 表示內(nèi)圈組，其前三位或四位也代表以毫米為

單位的內(nèi)徑尺寸。

　　另外務(wù)必注意，僅內(nèi)圈型號(hào) (ARXS) 和完整軸承 (RX)型號(hào)

帶有游隙代碼（例如：CF1）。

示例：

　　客戶精磨控制游隙的900 mm內(nèi)徑軸承的編號(hào)說明

軸承組件：900RX3444CF1

內(nèi)圈：900ARXS3444CF1

外圈組件：989RXS3444

圖85. RX結(jié)構(gòu) 圖86. 集成油霧分配器和O形環(huán)的RX軸承

軸承解決方案：徑向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

50 TIMKEN 工程手冊

錐孔四列圓錐滾子軸承 (TQITS)

TQITS 結(jié)構(gòu)

　　TQITS組合（圖87）是一種錐孔輥頸軸承，具有兩個(gè)單內(nèi)

圈、一個(gè)雙內(nèi)圈、四個(gè)單外圈和三個(gè)外圈隔圈。所有TQITS

組件的內(nèi)孔錐度均為1:12，并可采用均一配合或梯形配合。

通過控制三個(gè)外圈隔圈的寬度確定軸承游隙 (BEP)。TQITS組

件不包含內(nèi)圈隔圈。

　　TQITS圓錐滾子軸承滿足高速軋機(jī)的應(yīng)用要求。緊配合和

背靠背排列組合可得到很高的內(nèi)圈和輥頸的穩(wěn)定性。這樣可在

組件的四列之間達(dá)到極佳的載荷分布。新式軋機(jī)通常更多的使

用油氣系統(tǒng)來潤滑這些支撐輥組件。

　　盡量減小支撐輥徑向跳動(dòng)量對軋機(jī)的精度性能非常關(guān)鍵。

TQITS組件通常都采用嚴(yán)格的徑向跳動(dòng)控制，以滿足精密軋

制要求。因此，嚴(yán)格地控制輥頸與輥身的同心度非常重要。

可選軸承特征

　　1. 集成油霧噴嘴：請參閱第49頁中對圓柱滾子軸承的評

述。

　　2. 更高的精度：若成品要求極小的厚度公差，可使用徑向

跳動(dòng)更小的軸承（鐵姆肯公司代碼359）。

　　3. 密封軸承座——軸承概念：為了提高軸承座內(nèi)側(cè)密封圈

的工作面精度，可延長內(nèi)側(cè)內(nèi)圈的外擋邊（類型：TQITSE）。

圖87. TQITS結(jié)構(gòu)

外側(cè)單內(nèi)圈 中央雙內(nèi)圈 內(nèi)側(cè)單內(nèi)圈

應(yīng)用考慮因素：TQITS軸承

　　1. 內(nèi)圈公差配合——梯形內(nèi)徑與均一內(nèi)徑：

均一內(nèi)徑：三個(gè)內(nèi)圈的內(nèi)徑匹配，因此輥頸與三個(gè)內(nèi)圈的

配合量相等。但是，這種方法造成外側(cè)內(nèi)圈的內(nèi)孔/輥頸接

觸壓力高于內(nèi)側(cè)內(nèi)圈（與倒角環(huán)相鄰），因?yàn)橹虚g和外側(cè)的

內(nèi)圈截面厚度更大

梯形內(nèi)徑：外側(cè)內(nèi)圈截面最厚。為了降低將軸承整體安裝

所需的推力，建議使用梯形內(nèi)徑—公差配合以均衡三個(gè)內(nèi)

圈的接觸壓力。使用三個(gè)內(nèi)圈的梯形配合時(shí)，安裝軸承到

輥頸上所需的總推力降低大約 20%

　　2. 內(nèi)圈軸向夾緊：安裝后TQITS組件的內(nèi)圈必須一直夾

緊，以保持正確的配合量和游隙。

　　3. 固定和浮動(dòng)位置：TQITS組件的外圈僅在軋機(jī)的固定位

（通常在操作側(cè)）夾緊。在浮動(dòng)側(cè)（圖88），外圈可在軸承座內(nèi)

孔中進(jìn)行軸向浮動(dòng)。每側(cè)外圈端面與相鄰軸承座擋肩/壓蓋端面

之間的軸向間隙推薦為3 mm (0.120 in.)。浮動(dòng)側(cè)不僅允許外圈

在軸承座內(nèi)孔中浮動(dòng)，也允許軸承座在機(jī)架牌坊中浮動(dòng)。這種

布置可適應(yīng)軋機(jī)溫度變化造成的軋輥?zhàn)杂膳蛎浐褪湛s。

圖88. TQITS軸承布局

軸承解決方案：徑向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

尺寸可調(diào)的倒角環(huán)

外圈每側(cè)3 mm (0.12 in.) 的軸向間隙

允許在軸承座內(nèi)孔中恰當(dāng)?shù)母?dòng)

浮動(dòng)側(cè)

固定側(cè)

TIMKEN 工程手冊 51

　　4. 錐形輥頸參數(shù)：硬度、表面光潔度和表面潔凈度。

錐形輥頸的表面硬度應(yīng)至少為27至37 HRC

輥頸表面光潔度不差于0.80 μm（32 μin.）

使用TQITS組件要求輥頸潔凈且干燥，以保證內(nèi)圈和輥頸

之間過盈配合而產(chǎn)生的最大抱緊力

　　5. 錐形輥頸測量：測量輥頸錐度、輥頸尺寸和倒角環(huán)長度

需要使用特殊工具。前導(dǎo)內(nèi)圈抵住倒角環(huán)后，這些工具對控制

適當(dāng)?shù)陌惭b配合量和游隙極其重要。第160頁介紹正弦規(guī)和可

選環(huán)規(guī)的使用說明。

　　6. 用于安裝和拆卸TQITS組件的工具：

安裝：使用液壓千斤頂將軸承和軸承座組合安裝到輥頸上。

液壓千斤頂將軸承推到輥頸上，直到內(nèi)圈抵住倒角環(huán)

拆卸：輥頸必須開有通向輥頸外徑與三個(gè)內(nèi)圈各自的接觸面

的軸向和徑向的孔。這些孔可向內(nèi)圈內(nèi)孔/輥頸接觸面輸送

高壓液體或液壓油，以使其脫離緊配合的輥頸。從外側(cè)的內(nèi)

圈開始，連續(xù)地拆下每個(gè)內(nèi)圈

　　請參閱第143-174頁的“軸承儲(chǔ)存、搬運(yùn)和安裝”以進(jìn)一步

了解關(guān)于安裝和拆卸的詳細(xì)信息。

　　7. 軋輥互換性：嚴(yán)格控制內(nèi)圈大端內(nèi)徑和輥頸尺寸（通過

倒角環(huán)長度控制）可在不同輥頸之間實(shí)現(xiàn)軸承互換。

　　8. 潤滑：用于TQITS軸承的主要潤滑方式是油氣潤滑。

　　9. 倒角環(huán)配合：對于錐孔軸承組件，倒角環(huán)應(yīng)當(dāng)采取緊配

合方式安裝在輥頸上，最小過盈配合為0.00050 x軸承內(nèi)徑。

中厚板粗軋機(jī)和熱精軋機(jī)

　　中厚板粗軋機(jī)的工作速度很低，通常為可逆式，并需要

進(jìn)行多次軋制以降低板坯厚度。軋機(jī)機(jī)架要承受極高的軋制

力以大幅減小板坯厚度，減小量可能超過 300 mm (12 in.)?？?/p>

使用一個(gè)或多個(gè)粗軋機(jī)架，通常為四輥配置。支撐輥的輥身直

徑最大可達(dá) 2500mm (100 in.)，軸承內(nèi)徑最大可達(dá) 1500mm

(59.06 in.)。

　　通常，粗軋中厚板軋機(jī)和熱軋機(jī)支撐輥使用四列圓錐滾

子軸承。

　　選擇 TQOW（圖 89）并將其成功應(yīng)用于所有類型的低到中

速軋機(jī)已數(shù)十年。采用輥頸松配合安裝的軋機(jī)，可接受的速度

最高為大約為800m/min. (2600 ft./min.)。鐵姆肯公司也有速

度超過1000m/min. (3300ft./min.)的軋機(jī)的軸承使用經(jīng)驗(yàn)，但

是需要更詳盡地審核應(yīng)用（如軸承內(nèi)孔和輥頸的潤滑規(guī)定）。

圖89. 典型的使用TQOW軸承的支撐輥組件

　　四列圓柱滾子軸承（RX型）也可用作熱精軋機(jī)架的可行選

擇方案。

軸承解決方案：徑向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

52 TIMKEN 工程手冊

支撐輥軸承可選特征

　　TQOW和2TDIW軸承是最常見的四列組件。同時(shí)，可以選

擇基本組件添加其它可選特征以適應(yīng)具體的應(yīng)用。

　　1. 貫穿雙內(nèi)圈大擋邊的徑向孔（圖90）：此特征用于油

液潤滑，以向輥頸和內(nèi)圈內(nèi)徑之間供應(yīng)潤滑油。使用大內(nèi)徑

軸承，轉(zhuǎn)速相對較低但徑向載荷很高的中厚板軋機(jī)，采用此

特征非常有益?；蛘?，也可在輥頸上鉆出潤滑油孔以潤滑輥

頸和內(nèi)圈內(nèi)徑接觸面。

　　中厚板軋機(jī)支撐輥軸承需承受很高的載荷。為了盡量降

低輥頸和軸承內(nèi)徑之間的接觸應(yīng)力，建議不要在內(nèi)圈內(nèi)徑中

加工出螺旋槽。

　　2. 適合極高載荷應(yīng)用的更大輥頸直徑：在運(yùn)行速度通常較

低的重載荷支撐輥中（例如：中厚板軋機(jī)或粗軋機(jī)），需要采

用更大的輥頸直徑以應(yīng)對更高的彎曲應(yīng)力。鑒于此需要，軸承

A（圖91）所代表的傳統(tǒng)重載荷軸承尺寸可能不適合。

　　對于這些高載荷應(yīng)用，建議使用外徑與重載荷軸承大約

相同而內(nèi)徑更大的小截面軸承（圖91軸承B）。使用這些小截

面軸承可獲得更大的輥頸-輥身尺寸比 (d/D ~ 68%)，且軸承

寬度較小，這可以縮短壓下裝置和輥身端面之間的軸向距離。

圖90. 潤滑油孔穿過大擋邊的TQOW軸承

圖91. 優(yōu)化輥頸直徑

d1

d

D

　　尺寸較小導(dǎo)致的軸承額定值下降可通過采用以下一種或多

種增強(qiáng)產(chǎn)品特性來補(bǔ)償：

超純凈鋼

改進(jìn)的滾道輪廓

提高的表面光潔度

　　另一種備選方案是考慮使用六列圓錐滾子軸承代替四列軸

承。在這種情況下，必須注意軸承與壓下裝置的相對位置。

提高帶鋼精度

　　利用多種不同的軋機(jī)結(jié)構(gòu)和控制系統(tǒng)來控制帶鋼的縱向

厚度和橫向輪廓。

　　控制帶鋼的橫向輪廓：帶鋼的輪廓主要由連接到工作輥

（在6-Hi軋機(jī)中還連接到中間輥）的系統(tǒng)控制。這些系統(tǒng)通常

稱為板形控制系統(tǒng)。

　　控制帶鋼的縱向精度：冷軋工藝中的必不可少的部分是

軋輥輥縫調(diào)整系統(tǒng)。

　　最現(xiàn)代化的軋機(jī)使用液壓調(diào)整系統(tǒng)，因?yàn)榕c傳統(tǒng)的機(jī)電壓

下系統(tǒng)相比，它可以實(shí)現(xiàn)更加快速準(zhǔn)確的控制。

　　造成縱向厚度變化（又稱為厚度精度）的因素之一是支撐

輥旋轉(zhuǎn)的偏心。它受到軸承類型和精度影響。

　　量規(guī)精度可通過選擇采取緊配合安裝在輥頸上的四列圓

柱滾子軸承或四列圓錐滾子軸承（TQITS型）得到提高。緊配

合內(nèi)圈也可消除出現(xiàn)在松配合軸承組件的輥頸和軸承內(nèi)徑之

間的磨損。

　　第126頁進(jìn)一步詳細(xì)地討論如何選擇軸承精度以達(dá)到最佳

厚度精度。

軸承解決方案：徑向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

軸承 A中心線

軸承 A

軸承B中心線

軸承 B

TIMKEN 工程手冊 53

軸承解決方案：軸向位置

工作輥和中間輥

　　軸向竄輥和交叉軋制系統(tǒng)都在工作輥和中間輥上產(chǎn)生很

高的軸向載荷。這些情況需要專用的止推軸承（圖92）。軸向

位置安裝軸承時(shí)總是留有與軸承座內(nèi)孔之間的間隙，以避免承

受任何徑向載荷。內(nèi)圈采用松配合安裝在軸上以便于從輥頸拆

下軸承座，并利用鍵銷防止內(nèi)圈和輥頸之間發(fā)生相對旋轉(zhuǎn)。

　　可以考慮多種軸承選擇：

彈簧預(yù)載TDIK

隔圈式TDIK

2TSR組件或

雙向/重載荷止推軸承

(TTDWK或TTDFLK)

圖92. 承受高軸向載荷的獨(dú)立止推軸承

Timken TDIK（帶有集成彈簧外圈的雙列圓錐滾子軸承）

圖93. 帶有集成彈簧的TDIK；簡化設(shè)計(jì)和安裝

帶有集成彈簧外圈的TDIK

　　鐵姆肯公司提供單外圈大端面集成彈簧與推力活塞的各

種標(biāo)準(zhǔn)TDIK。最終安裝到軸承座后，這些推力活塞向軸承組

件施加預(yù)載荷（圖92）。

　　在新式軋機(jī)中可考慮使用集成彈簧的TDIK軸承以簡化總體

設(shè)計(jì)，或使用這種軸承改裝老舊軋機(jī)。這種軸承相對于外部預(yù)

載式安裝有兩個(gè)主要的優(yōu)勢。

由于軸承座擋肩和端蓋中都不需要彈簧，因此可簡化相關(guān)安

裝結(jié)構(gòu)。這樣可最大限度地降低標(biāo)準(zhǔn) TDIK 組件所需的外部

彈簧脫落或損壞的可能性

適當(dāng)選擇彈簧尺寸、剛度和每個(gè)外圈中的數(shù)量以達(dá)到最佳

預(yù)載荷

　　兩側(cè)的彈簧預(yù)載外圈端面和軸承座擋肩之間的間隙為0.15

mm (0.006 in.)到0.30 mm (0.012 in.)（圖93）。這樣可確保系統(tǒng)

達(dá)到彈簧預(yù)載荷且彈簧在拆卸時(shí)與軸承保留在一起。

軸承解決方案：軸向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

外圈外徑的徑向松配合 = 2

至3 mm（0.080 至 0.120 in.）

軸向間隙 = 0.15至0.30 mm

（0.006至0.012 in.）

以設(shè)置彈簧預(yù)載

54 TIMKEN 工程手冊

隔圈式TDIK

　　鐵姆肯公司為彈簧預(yù)載式TDIK軸承提供替代方案。這種

軸承沒有彈簧系統(tǒng)，而是使用更傳統(tǒng)的外圈隔圈來控制軸承

游隙。可以使用 T 形或標(biāo)準(zhǔn)外圈隔圈。T形外圈隔圈應(yīng)通過

鍵銷連接到軸承座端蓋以防止旋轉(zhuǎn)，外圈在T形間隔圈中采用

緊配合安裝。

　　這種軸承組件通常設(shè)置較小的軸向游隙，大約為0.05 mm

(0.002 in.)，以盡量降低不受載那一列損壞的風(fēng)險(xiǎn)。

2TSR止推軸承組件

　　2TSR推力組件包括兩個(gè)單列調(diào)心軸承。通常，軋機(jī)制造

商在襯套中背對背地安裝兩個(gè)單列軸承（圖94）。TSR組件最

適合軋輥高彎曲和高偏心的應(yīng)用。這些組件能夠在任一方向

上承受內(nèi)圈和外圈之間高達(dá)2.5度的偏心。彈簧預(yù)載的應(yīng)用方

式與彈簧預(yù)載TDIK軸承相同。

　　軸承外圈安裝時(shí)必須采用松配合，以隔離徑向載荷，并

允許軸向浮動(dòng)。這樣可避免在發(fā)生彎曲的情況下將徑向載荷

傳遞到軸承。

圖95. TTDWK組件

（帶有平滾道外圈）

雙向重載荷止推軸承（TTDWK或TTDFLK）

　　對于產(chǎn)生特別大的軸向載荷的帶鋼軋機(jī)，例如交叉軋制系

統(tǒng)，應(yīng)當(dāng)考慮雙向止推圓錐滾子軸承組件。TTDWK（圖95）軸

承包含兩個(gè)平墊圈 -- 每側(cè)各一個(gè)，中間是雙滾道座圈，以及作

為一個(gè)整體保留在銷式保持架中的兩組滾子。

　　TTDFLK（圖96）作為這種TTDWK結(jié)構(gòu)的變化，使用兩個(gè)

錐形滾道墊圈（每側(cè)各一個(gè)）以及中間的一個(gè)雙平直滾道座圈。

　　由于其中間座圈的錐形滾道設(shè)計(jì)，具有相同承載能力的

TTDWK軸承，其寬度更窄。

圖94. 雙向2TSR

圖96. TTDFLK組件

（帶有平直滾道雙內(nèi)圈）

軸承解決方案：軸向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

徑向間隙

TIMKEN 工程手冊 55

　　輥頸安裝：平圈的彈簧安裝（圖97和98）通常用于在不受載

滾子列上獲得適當(dāng)?shù)念A(yù)緊載荷（與TDIK安裝相似）。

　　TTDFLK止推軸承組件可以配備外隔圈。但是，通常首選

在軸承座擋肩中安裝預(yù)緊彈簧，以確保兩列滾子都保持正確

的位置。

圖97. TTDWK推力組件典型安裝

圖98. TTDFLK止推組件典型安裝

角接觸球軸承組件

　　對于更高的軋制速度和較低的軸

向載荷的應(yīng)用，通常使用角接觸球軸

承來承受軸向載荷。由于角接觸球軸

承類型只能接受單向的軸向載荷，因

此應(yīng)成對使用（圖99），安裝后接觸角

方向相反。典型應(yīng)用包括鋁箔軋機(jī)和

高速線材軋機(jī)，在這些應(yīng)用中它們用

在軸向位置，配以徑向位置的四列圓

柱滾子軸承（圖100）。

圖100. 角接觸球軸承組件典型安裝

圖99. 角接觸球軸承組件

軸承解決方案：軸向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

56 TIMKEN 工程手冊

支撐輥

　　當(dāng)支撐輥使用圓柱滾子軸承或油膜軸承時(shí)，必須在軋機(jī)

固定側(cè)（通常為操作側(cè)）使用額外的重載荷止推軸承。在浮動(dòng)

側(cè)，也可使用相同的止推軸承以降低備件庫存需求，也可使

用輕載荷定位軸承，例如深溝球軸承。

　　在傳統(tǒng)軋機(jī)中（無竄輥或交叉軋制），這些軸向載荷通常

來自于軋輥偏心或進(jìn)料帶鋼產(chǎn)生的楔形輪廓。

　　如果軋機(jī)設(shè)計(jì)包括軋輥交叉或竄輥，這些軸向載荷可能會(huì)

顯著加大，需要選擇更高承載能力的止推軸承。

用于固定側(cè)軸承座的TDIK

　　固定側(cè)軸承座中最常用的止推

軸承是TDIK組件。這種軸承組件可

承受任一方向的軋輥軸向載荷，通

常配置彈簧預(yù)緊系統(tǒng)（圖101）。使?jié)L

子靠緊內(nèi)圈大擋邊所需的彈簧力通常

低于軸承軸向承載能力 Ca90的2%。

　　標(biāo)準(zhǔn)TDIK組件包括一個(gè)雙內(nèi)圈

和兩個(gè)單外圈。

　　雙內(nèi)圈通常通過鍵連接到輥頸的

外側(cè)表面。雙內(nèi)圈的兩個(gè)端面都有鍵

槽，因此當(dāng)軋輥主要承受一個(gè)方向的

軸向載荷時(shí)，軸承可以換向安裝，從而延長其使用壽命。鍵槽

通常位于端面上，但也可位于內(nèi)徑上。

　　外圈總是采用松配合安裝，以確保止推軸承僅承受軸向

載荷，而免于承受徑向載荷。這種外圈松配合應(yīng)為直徑上留

出2 至3 mm（0.08至0.12 in.）的間隙。內(nèi)圈安裝方式為松配合

且確保軸向夾緊。

浮動(dòng)側(cè)軸承座定位軸承

軋機(jī)浮動(dòng)側(cè)的圓柱滾子軸承組件也需要使用止推軸承來定位軸

承座并將軸承座保持在輥端。如果使用連桿來確定浮動(dòng)軸承座

與固定軸承座的相對位置，則不需要定位軸承。通常利用深溝

球軸承即足以軸向定位浮動(dòng)側(cè)軸承座，如下圖所示（圖102）。

圖102. 推力位置使用深槽滾珠軸承的浮動(dòng)側(cè)軸承座

壓下系統(tǒng)

　　在輥縫調(diào)整期間，壓下系統(tǒng)的工作速度極低?，F(xiàn)代軋機(jī)將

使用機(jī)電下壓系統(tǒng)聯(lián)合液壓輥縫調(diào)節(jié)系統(tǒng)，或單獨(dú)使用液壓輥

縫調(diào)節(jié)系統(tǒng)。液壓輥縫調(diào)節(jié)系統(tǒng)的主要優(yōu)勢是與機(jī)電下壓系統(tǒng)

相比響應(yīng)速度極短，但是機(jī)械系統(tǒng)定位更加精確，位移很小。

　　使用機(jī)械系統(tǒng)時(shí)，壓下止推軸承作用于主軋機(jī)螺桿和頂部

軸承座之間。通過這些壓下軸承傳遞的載荷極高，通常相當(dāng)于

軋機(jī)分離力的一半，達(dá)到幾千噸。由于在調(diào)整期間螺桿的旋轉(zhuǎn)

速度極低，因此工作速度基本為零。出于這個(gè)原因，應(yīng)根據(jù)靜

態(tài)承載能力 (C0

) 選擇軸承。

圖101. TDIK組件

軸承解決方案：軸向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

TIMKEN 工程手冊 57

TTHDFLSV

　　TTHDFLSV組件與上面的 TTHDFLSX相同，但是上圈采用

凹陷輪廓（圖104）以匹配螺桿或其調(diào)心墊圈。由于圓錐圈的斷

面較細(xì)，因此這種設(shè)計(jì)不如凸面上圈設(shè)計(jì)常見。

圖103. TTHDFLSX凸面上圈設(shè)計(jì)

應(yīng)用場合考慮因素：

壓下軸承

軸承襯套：軸承主要安裝在襯套中，以容納組件所需的潤

滑油，但是也可利用完整軸承組件。

圓錐底圈：如果底圈為圖105中所示的圓錐形(TTHDSX)，

則建議與圈外徑之間保持3 mm (0.120 in.) 的徑向間隙，以

確保底圈相對于上圓錐圈進(jìn)行自動(dòng)調(diào)心。否則，滾子末端

將無法同時(shí)正確地靠在上下大擋邊上。在襯套中嵌入導(dǎo)

套，用于使上圈和滾子居中。底圈定中將通過上圈和滾子

組實(shí)現(xiàn)。

平底圈：如果底圈為扁平形(TTHDFLSX)，則按照裝配方法

指導(dǎo)方針采取緊配合安裝。平圈允許滾子和圓錐墊圈進(jìn)行

徑向自動(dòng)調(diào)心。

密封：上板中安裝的油封采用栓接方式固定到襯套，以防

止污染物進(jìn)入軸承組件。

潤滑：向軸承中加注40o C (104oF) 時(shí)粘度大約為450 cSt 的

優(yōu)質(zhì)EP潤滑脂，以保持充分潤滑。

圖105. 帶有圓錐底圈的TTHDSX組件

鐵姆肯公司提供下面的多種重載荷止推軸承：

TTHDFLSX

　　傳統(tǒng)壓下組件使用平底圈和圓錐頂圈。頂圈采用特殊的凸

面輪廓（圖103）以匹配螺桿末端或其調(diào)心墊圈。上圈和下圈都

配有螺紋吊裝栓以便于搬運(yùn)。這些組件采用滿裝設(shè)計(jì)（無保持

架）以使承載能力達(dá)到最高。

圖104. TTHDFLSV凹面上圈設(shè)計(jì)

軸承解決方案：軸向位置

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

1.

2.

3.

4.

5.

必需間隙

導(dǎo)套

58 TIMKEN 工程手冊

圖106. 單螺旋齒輪箱

輔助設(shè)備

軋機(jī)主傳動(dòng)和小齒輪機(jī)架齒輪箱

　　軋機(jī)傳動(dòng)通常由減速器或增速器以及小齒輪機(jī)架構(gòu)成。

小齒輪機(jī)架將傳動(dòng)分成兩個(gè)反向旋轉(zhuǎn)的輸出以連接到軋輥。

減速器和小齒輪機(jī)架可以是獨(dú)立的裝置，也可以是結(jié)合在一

起的整體式裝置。

　　這些傳動(dòng)的功率范圍為數(shù)百到10000 kW以上，輸出速度

可達(dá)1200 RPM甚至更高。例如，鋁箔軋機(jī)的工作速度較高，

而鋼材熱軋機(jī)的工作速度較低。

軸承選擇

　　齒輪箱配置極其多樣，包括單級減速和雙級減速。雖然

種類多樣，但是所有這些齒輪箱都被視為重載型，設(shè)計(jì)需要

很高的可靠性，典型理論軸承 L10 壽命需要50000小時(shí)甚至更

久（請參閱第67-93頁的“軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析”以

了解更多詳情）。

單螺旋齒輪傳動(dòng)

　　單螺旋齒輪（圖106）產(chǎn)生方向相反的軸向載荷，必須由支

撐每條齒輪軸的軸承之一承受。齒輪結(jié)構(gòu)通常設(shè)計(jì)為齒輪箱中

的每條軸各有一個(gè)固定位置軸承和一個(gè)浮動(dòng)位置軸承。單螺旋

齒輪傳動(dòng)一般用于較小的軋機(jī)傳動(dòng)。

圖107. 雙螺旋齒輪箱

雙螺旋齒輪傳動(dòng)或人字齒輪傳動(dòng)

　　雙螺旋齒輪（圖107）不會(huì)產(chǎn)生額外的軸向載荷。來自半邊

齒輪的軸向載荷被另外半邊的軸向載荷抵消。這些齒輪設(shè)計(jì)的

要求之一是允許配對齒輪自由地進(jìn)行軸向?qū)?zhǔn)，以便將載荷分

布在每個(gè)齒輪的兩半部分上。

　　最終所選的軸承必須僅固定一條軸的一端，而允許所有其

他位置浮動(dòng)。固定端軸承確定整個(gè)齒輪和軸系統(tǒng)在齒輪箱中的

位置。考慮到徑向和軸向載荷的綜合承載能力，在固定端位置

通常選擇雙列圓錐滾子軸承。

　　浮動(dòng)端軸承必須適應(yīng)軸和軸承座之間的相對軸向移動(dòng)。

圓柱滾子設(shè)計(jì)可支撐相對較重的載荷，允許自由地進(jìn)行軸向

移動(dòng)。如果外圈和軸承座內(nèi)徑之間的滑動(dòng)壓力不是很大，則

可以選用調(diào)心滾子軸承或TDO圓錐滾子軸承。

　　較大軋機(jī)的主傳動(dòng)可能會(huì)承受高慣性載荷加速或減速。

這些源自軋輥的速度變化可被傳動(dòng)系統(tǒng)中的減速器放大。結(jié)

果，傳動(dòng)輸入軸在同一時(shí)間段將會(huì)遇到更劇烈的速度變化。

　　上述的高慣性載荷情況可增大傳動(dòng)中的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，因?yàn)樵?/p>

涉及的多種元件共同作用下產(chǎn)生了復(fù)雜的扭轉(zhuǎn)彈性體系統(tǒng)。在

極端情況下，這可能會(huì)造成扭矩逆轉(zhuǎn)。

輔助設(shè)備

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

TIMKEN 工程手冊 59

　　上一頁中討論的因素意味著選擇軸承時(shí)必須考慮保持架

強(qiáng)度和內(nèi)部間隙。

　　保持架強(qiáng)度必須足以承受載荷區(qū)之外的滾子沖擊力，同時(shí)

承受載荷區(qū)內(nèi)的滾子所產(chǎn)生的慣性載荷。

應(yīng)用考慮因素

　　為這些傳動(dòng)裝置選擇軸承時(shí)，齒輪傳動(dòng)類型和軋機(jī)的工作

參數(shù)很重要。必須考慮下面的因素：載荷和速度、軸和軸承座

配合、工作溫度范圍和潤滑。

工作條件：軸承載荷是齒輪箱傳輸扭矩的函數(shù)，是齒輪嚙

合部位產(chǎn)生的切向力、分離力和軸向力的合力。第67-93

頁的“軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析”章節(jié)提供了推導(dǎo)這

些力的公式。具體的傳動(dòng)類型可產(chǎn)生不同的軸承要求。要

確定疲勞壽命、發(fā)熱量、潤滑流速和軸承游隙，必須了解

工作速度范圍和載荷譜。

配合：軸和軸承座配合影響軸承性能，必須謹(jǐn)慎選擇以獲得

正確而充分的軸承支撐，通常內(nèi)圈采用緊配合而外圈采用松

配合，但是每種應(yīng)用都必須按照其實(shí)際情況進(jìn)行確認(rèn)。請聯(lián)

系鐵姆肯公司工程師以了解詳細(xì)信息。

潤滑：對于滾動(dòng)軸承，潤滑油參數(shù)對軸承性能至關(guān)重要。

軋機(jī)傳動(dòng)通常利用齒輪潤滑油來潤滑軸承。潤滑油在工作

溫度下的粘度必須足以形成EHL，以及選擇合適的流速以

利于散熱。

高速：對于高速應(yīng)用，圓錐滾子軸承雙外圈可帶有擴(kuò)孔配合

鎖緊銷在軸承座內(nèi)使用。這樣可避免外圈在軸承座跑圈，以

及由此產(chǎn)生的磨損和碎屑。沉孔與潤滑孔配合使用,此時(shí)需

要中空的鎖緊銷。

急劇加速和減速：無論是哪種齒輪傳動(dòng)類型和齒輪箱配置，

選擇軸承時(shí)除了基本徑向和軸向承載能力之外都還必須考慮

多種因素，包括高慣性載荷及其對傳動(dòng)振動(dòng)的影響。

軸承工作游隙：選擇還必須考慮工作游隙的影響。較小的工

作游隙比較有利，因?yàn)樗梢栽龃蟪休d區(qū)，減少能夠自由沖

擊保持架的承載區(qū)外的滾子數(shù)量。較小的游隙還可降低傳動(dòng)

系統(tǒng)中的反沖力，以及在軸承中更好地引導(dǎo)無載荷滾動(dòng)體。

　　影響軸承工作游隙最大的因素包括：

所用的配合，因?yàn)榫o配合會(huì)減小游隙

相對于載荷,軸承外圈與內(nèi)圈之間的溫度差主要取決于工作

速度

正常工作溫度下所需要的最小工作游隙

　　球、圓柱 和調(diào)心滾子軸承要求存在正的工作游隙，但圓

錐滾子軸承可在小得多的游隙直到輕微預(yù)載條件下正常工作。

　　圓柱滾子軸承和調(diào)心滾子軸承的初始徑向游隙由制造商預(yù)

設(shè)。這些軸承的游隙通常從工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)范圍中選擇，但是也可提

供特殊游 隙以適應(yīng)特殊應(yīng)用。

　　雙列圓錐滾子軸承的初始游隙可進(jìn)一步優(yōu)化以獲得所需的

工作游隙。圓錐滾子軸承的軸向游隙也可調(diào)整。最準(zhǔn)確的方法

是在組裝時(shí)根據(jù)實(shí)際部件和座的尺寸由客戶自行磨削軸承間隔

圈。這樣可消除軸直徑、軸承內(nèi)徑公差和間隔圈寬度對最終安

裝間隙（或預(yù)載）的影響，獲得更窄的游隙范圍。

輔助設(shè)備

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

1.

2.

3.

4.

5.

6.

60 TIMKEN 工程手冊

開卷機(jī)和卷曲機(jī)

　　帶鋼軋機(jī)生產(chǎn)線通常包含盤卷工序，作為軋制或金屬加工

生產(chǎn)線功能的一部分。因此，至少會(huì)有一個(gè)卷軸用于放開或重

繞帶鋼。這些卷軸的名稱五花八門，包括開卷機(jī)、退繞機(jī)、卷

取機(jī)、卷繞機(jī)和張力卷取機(jī)等。

　　集成熱帶鋼軋機(jī)生產(chǎn)線可配有多達(dá)三個(gè)重載卷軸以進(jìn)行連

續(xù)或半連續(xù)卷繞。每個(gè)卷軸使用一個(gè)芯軸來支撐盤卷。

　　兩種常見的卷軸類型是雙柄芯軸和正面脹開芯軸。

　　雙柄芯軸安裝在盤卷每側(cè)，每端僅與盤卷內(nèi)徑嚙合。雙柄

芯軸可以是帶有傳動(dòng)銷的整體錐式，也可以是膨脹式，通常用

于輕型鋁材軋機(jī)和箔材軋機(jī)，因?yàn)楸P卷本身固定在鋼管上。這

樣有助于盤卷拖運(yùn)，無需在外徑上為盤卷提供支撐，從而減少

了柔軟和表面關(guān)鍵型材料受損的幾率。

　　正面脹開芯軸在盤卷的整個(gè)長度上與之嚙合。膨脹和收

縮功能允許盤卷承載和卸載（收縮），但是也可傳輸相當(dāng)大的

轉(zhuǎn)矩（膨脹）。這些卷軸在帶鋼張力和盤卷重量相對較高的熱

軋式和冷軋式帶鋼軋機(jī)中很常見。當(dāng)盤卷重量過高時(shí)，例如

在寬大帶鋼應(yīng)用中，通常增加外側(cè)軸承以盡可能減少芯軸彎

曲（圖108）。

　　在現(xiàn)代設(shè)計(jì)中，膨脹和收縮功能由安裝在芯軸桿背面的旋

轉(zhuǎn)液壓缸驅(qū)動(dòng)。芯軸桿通常集成在傳動(dòng)齒輪箱中作為輸出軸。

它的變體采用配備空心輸出軸的齒輪箱，以便于將芯軸組件插

入。這種設(shè)計(jì)有助于快速地更換芯軸組件。

圖108. 帶有外側(cè)軸承的正面芯軸

外側(cè)軸承支撐

輔助設(shè)備

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

TIMKEN 工程手冊 61

應(yīng)用場合考慮因素：卷筒

工作周期

　　開卷機(jī)和卷曲機(jī)應(yīng)用中的軸承工況需要考慮特殊的因

素，因?yàn)樵诰砣『烷_卷過程中載荷/速度一直變化。開卷機(jī)啟

動(dòng)時(shí)承受全盤卷重量，但是速度較低。隨著盤卷材料軋制，

盤卷重量穩(wěn)定地下降，而速度穩(wěn)定地升高。相反的情況適用

于卷曲機(jī)。芯軸桿的重量以及帶鋼張力產(chǎn)生的載荷也必須考

慮在內(nèi)。

　　軸承的載荷和使用壽命分析可通過兩種方式進(jìn)行。最簡

單的方法是使用加權(quán)平均盤卷重量和速度值。也可以選擇盤

卷重量以及相關(guān)直徑和速度。這些參數(shù)必須代表盤卷材料軋

制過程中不同時(shí)間點(diǎn)的情況，并用來計(jì)算軸承的平均使用壽

命。請參閱第67-93頁的“軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析”部

分以了解軸承的載荷和使用壽命計(jì)算方法。

軸承選擇

　　軸承選擇標(biāo)準(zhǔn)與主傳動(dòng)相似，包括考慮是固定端還是浮

動(dòng)端、工作游隙和速度。但是，這些軸承的選擇還需要考慮

特殊因素。首選軸承布置包括：

固定和浮動(dòng)位置選用雙列圓錐滾子軸承

固定端的雙列圓錐滾子軸承和浮動(dòng)端的圓柱滾子軸承

雙列TDO型軸承是輸出軸/芯軸桿前端（離盤卷最近）位置

的首選類型，因?yàn)樗膹较蚝洼S向承載能力以及剛度都很

高。在需要承受明顯的軸彎曲變形的固定和浮動(dòng)位置，也

可使用調(diào)心軸承

輔助設(shè)備

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

62 TIMKEN 工程手冊

剪切機(jī)和剪切機(jī)傳動(dòng)

　　剪切機(jī)及其驅(qū)動(dòng)裝置的工作條件可對軸承產(chǎn)生嚴(yán)苛的載

荷要求。選擇軸承時(shí)需要特別注意。

　　冶金和金屬加工線中使用的剪切機(jī)設(shè)計(jì)多種多樣。大部

分是固定剪切機(jī)或飛剪。固定剪切機(jī)要求待剪切材料保持靜

止，而飛剪在材料移動(dòng)過程中完成剪切。

高速固定剪切機(jī)

　　這些剪切機(jī)通常使用低功率驅(qū)動(dòng)電機(jī)通過齒輪箱連續(xù)地

驅(qū)動(dòng)飛輪。飛輪通過離合器和制動(dòng)器連接到剪切機(jī)。進(jìn)行剪

切時(shí)，離合器合上，剪切機(jī)從飛輪獲取能量。離合器的合上

和斷開所需的時(shí)間不到一秒，因此會(huì)向驅(qū)動(dòng)傳回沖擊載荷。

在很短的時(shí)段內(nèi)，軸承載荷相對較高。

飛剪

　　此處考慮的飛剪類型是滾筒剪，但是其他類型需要考慮

的因素與其相似。滾筒剪由兩個(gè)平行的滾筒構(gòu)成，一個(gè)位于

帶鋼上方，另一個(gè)位于帶鋼下方（圖109）。滾筒的間隔距離固

定，每個(gè)滾筒配備一個(gè)或兩個(gè)相互成180 角定位的葉片。滾筒

在齒輪傳動(dòng)下旋轉(zhuǎn)，使葉片合攏并完成切割。它們由齒輪箱中

的高功率電機(jī)驅(qū)動(dòng)。切割時(shí)滾筒的旋轉(zhuǎn)速度受到控制，以使葉

片的移動(dòng)速度與待切割材料相同。但是，剪切機(jī)及其驅(qū)動(dòng)在兩

次切割之間保持靜止。

　　剪切機(jī)的運(yùn)行涉及滾筒從停止位置快速加速，直到使葉

片速度與材料速度相符。對于單葉滾筒，這必須發(fā)生在滾筒

旋轉(zhuǎn)不到一圈的時(shí)間內(nèi)。對于雙葉滾筒，這必須發(fā)生在旋轉(zhuǎn)

不到半圈的時(shí)間內(nèi)。

圖109. 滾筒式飛剪

輔助設(shè)備

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

TIMKEN 工程手冊 63

應(yīng)用場合考慮因素：剪切機(jī)

工作條件：軸承的工作周期涉及速度和載荷快速變化，變

速率可能超過主軋機(jī)傳動(dòng)應(yīng)用。這些可能會(huì)對軸承部件產(chǎn)

生高慣性/沖擊載荷，特別是在保持架和滾動(dòng)體之間。

急劇加速和減速：請務(wù)必注意，源自剪切機(jī)本身的加速和

減速在通過驅(qū)動(dòng)齒輪箱（減速器）傳輸回輸入軸后將會(huì)得到

放大。因此，輸入軸的軸承將會(huì)遇到最突然的速度變化

（加速和減速?zèng)_擊）。

軸承選擇必須考慮到軸承本身內(nèi)部的高慣性和沖擊載荷。

特別需要注意軸承保持架，尤其是輸入軸上。此外，軸承

內(nèi)部間隙應(yīng)當(dāng)盡可能小，以降低這些慣性/沖擊載荷并減少

工作周期中載荷較低時(shí)滾子打滑的幾率。

軸承選擇：剪切機(jī)中所用的軸承通常不會(huì)出現(xiàn)需要特別考

慮的速度變化，但是在進(jìn)行剪切的瞬間軸承載荷可能極

高。高載荷部分通常使用多列圓錐滾子軸承和圓柱滾子軸

承。重載滾筒剪切機(jī)經(jīng)常使用多列滿裝圓柱滾子軸承以在

指定空間中獲得最大承載能力。這些軸承需要通常集成到

滾筒軸向調(diào)整裝置中的獨(dú)立止推軸承。止推圓錐、調(diào)心和

圓柱軸承均可用于此位置。

輔助設(shè)備

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

1.

2.

3.

64 TIMKEN 工程手冊

滾道

　　所有冶金和金屬加工線都包含用于支撐、夾緊、偏轉(zhuǎn)或

張緊待處理材料的滾道（圖110和113）。這些滾道可為實(shí)心或

空心、從動(dòng)或非從動(dòng)式，并可使用各種軸承和軸承組合來支撐

它們。最常用的軸承是調(diào)心和雙列圓錐滾子軸承。也可使用圓

柱滾子軸承，但是僅用于浮動(dòng)位置且與固定位置的圓錐或調(diào)心

滾子軸承成對使用。

　　調(diào)心滾子軸承具有高徑向承載能力和中等軸向承載能力，

并可承受高偏心度。軸向載荷承載能力實(shí)用指導(dǎo)方針是不應(yīng)當(dāng)

超過應(yīng)用的徑向載荷的三分之一。軸向載荷超過些值將會(huì)產(chǎn)生

兩列滾子中單列滾子受載。偏心能力根據(jù)系列不同稍有不同。

　　安裝在帶座軸承單元時(shí)，調(diào)心滾子軸承在這些應(yīng)用中的靈

活性進(jìn)一步得到增強(qiáng)（圖111）。帶座軸承單元組件提供整體式密

封組件，可使用潤滑脂或潤滑油潤滑并配置為用于固定或浮動(dòng)

位置。整體式組件便于安裝。

圖 110. 熱軋線滾道

圖111. 安裝在帶座軸承單元中的調(diào)心滾子軸承支撐的滾道

　　對于要求特別苛刻的應(yīng)用，例如加熱爐出料滾道，可以考

慮使用 Timken 一體式帶座軸承單元。它們可提供安裝在極堅(jiān)固

的一片式軸承座中的調(diào)心滾子軸承。

輔助設(shè)備

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

TIMKEN 工程手冊 65

　　雙列圓錐滾子軸承的承載能力更高，但是對于指定內(nèi)徑尺

寸時(shí)，它的寬度大于調(diào)心軸承。在滾道應(yīng)用中，雙列圓錐滾子

軸承常用作AP?型組件（圖112）。AP組件配有密封圈和密封

磨損環(huán)以及各種安裝附件。所有AP軸承都使用滲碳軸承圈和

滾子，斷裂韌性高于全淬透材料。預(yù)計(jì)出現(xiàn)明顯的沖擊載荷

時(shí)，可以考慮這一點(diǎn)。

圖113. 熱軋線輸送滾道

圖112. AP?型圓錐滾子軸承組件支撐的滾道

　　圓錐滾子軸承解決方案的偏心度公差與調(diào)心滾子軸承不

同。如果滾道彎曲變形造成穿過軸承的軸偏心率超過0.5毫弧

度，則通常不推薦使用圓錐滾子軸承。

輔助設(shè)備

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

66 TIMKEN 工程手冊

應(yīng)用考慮因素和軸承選擇

TIMKEN 工程手冊 67

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

　　本部分中涵蓋了下列主題：

符號(hào)匯總

疲勞壽命

軸承額定值

載荷計(jì)算

壽命計(jì)算

軸承內(nèi)部游隙

高級分析

注意

如需更多信息，請參閱

《Timken工程手冊》

（編號(hào) 10424C）。

FsP

FtP

FtG

FsG

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

68 TIMKEN 工程手冊

用于載荷計(jì)算和軸承分析的符號(hào)匯總

符號(hào) 說明 單位（公制/英制

a1 可靠性壽命系數(shù)

a2 材料壽命系數(shù)

a3 工作條件壽命系數(shù)

a3d 異物壽命系數(shù)

a3k 承載區(qū)壽命系數(shù)

a3l 潤滑壽命系數(shù)

a3m 偏心壽命系數(shù)

a3p 低載荷壽命系數(shù)

b 齒寬度 mm, in.

C1 基于100萬轉(zhuǎn)L10壽命定義的單列軸承額定動(dòng)態(tài)

徑向載荷

N, lbf

C1(2) 基于100萬轉(zhuǎn)L10壽命定義的雙列軸承額定動(dòng)態(tài)

徑向載荷

N, lbf

C1(4) 基于100萬轉(zhuǎn)L10壽命定義的四列軸承額定動(dòng)態(tài)

徑向載荷

N, lbf

C90 9000 萬轉(zhuǎn) L10 或 500 RPM 速度下3000小時(shí)的單

列軸承基本動(dòng)態(tài)徑向額定載荷

N, lbf

C90(2) 9000 萬轉(zhuǎn) L10 或 500 RPM 速度下3000小時(shí)的雙

列軸承基本動(dòng)態(tài)徑向額定載荷

N, lbf

C90(4) 9000 萬轉(zhuǎn) L10 或 500 RPM 速度下3000小時(shí)的四

列軸承基本動(dòng)態(tài)徑向額定載荷

N, lbf

Ca90 9000 萬轉(zhuǎn) L10 或 500 RPM 速度下3000小時(shí)的單

列軸承基本動(dòng)態(tài)推力額定載荷

N, lbf

Co 基本靜態(tài)徑向額定載荷 N, lbf

Cr ISO/ABMA額定值等式定義的一百萬轉(zhuǎn)L10的單

列軸承基本動(dòng)態(tài)徑向額定載荷

N, lbf

d 軸承內(nèi)徑 mm, in.

D 軸承外徑 mm, in.

do 內(nèi)圈平均直徑 mm, in.

Dh 軸承座外徑 mm, in.

DmG 齒輪的平均工作直徑或有效工作直徑 mm, in.

DmP 小齒輪的有效工作直徑 mm, in.

Do 外圈平均直徑 mm, in.

DpG 齒輪節(jié)徑 mm, in.

DpP 小齒輪節(jié)徑 mm, in.

dS 軸孔內(nèi)徑 mm, in.

Dwe 平均滾子直徑 mm, in.

Fa 施加的推力（軸向）載荷 N, lbf

Fac 離心力引起的軸向載荷 N, lbf

Fae 作用于軸上的軸向載荷 N, lbf

FaG 齒輪受到的軸向載荷 N, lbf

Fai 徑向載荷引起的軸向 N, lbf

FaP 小齒輪上的軸向載荷 N, lbf

符號(hào) 說明 單位（公制/英制

Fs 齒輪上的分離力 N, lbf

FsG 齒輪上的分離力 N, lbf

FsP 小齒輪上的分離力 N, lbf

Ft 切向力 N, lbf

Fte 車輪上的牽引力 N, lbf

FtG 齒輪上的切向力 N, lbf

FtP 小齒輪上的切向力 N, lbf

gG 錐齒輪傳動(dòng) – 大齒輪分段圓錐角 °

g

P 錐齒輪傳動(dòng) – 小齒輪分度圓錐角 °

H TIMKEN用于 C90 額定值公式幾何結(jié)構(gòu)相關(guān)

系數(shù)

H 功率 kW, hp

i 軸承中滾子的列數(shù)

K 圓錐滾子軸承K系數(shù)；單列軸承中基本動(dòng)態(tài)徑

向額定載荷與基本動(dòng)態(tài)軸向額定值的比率

L 軸承幾何中心跨距 mm, in.

L10a 指定條件下達(dá)到90%可靠性的軸承壽命調(diào)節(jié)系

數(shù)，例如a3l和a3m至L10

h

L10wt 具體工況下軸承加權(quán)壽命 h

L10 軸承壽命 h

Leff 滾子有效長度 mm, in.

M 軸承工作力矩 N-m, N-mm, lb.-in.

Mc 用于C90 額定值等式的Timken 材料常數(shù)

m 齒輪傳動(dòng)比

n 軸承工作速度 RPM

nG 齒輪工作速度 RPM

nP 小齒輪工作速度 RPM

NG 齒輪輪齒數(shù)

NP 小齒輪輪齒數(shù)

Pa 動(dòng)態(tài)當(dāng)量軸向載荷 N, lbf

Pr 動(dòng)態(tài)當(dāng)量徑向載荷 N, lbf

R 可靠性百分比，用于計(jì)算a1系數(shù)

TX 百分比條件時(shí)間，見“加權(quán)壽命公式” %

Y 動(dòng)態(tài)推力（軸向）載荷系數(shù)

Z 滾動(dòng)體數(shù)量

α 滾珠軸承標(biāo)稱接觸角 °

δH 軸承座中的外圈過盈配合 mm, in.

δS 軸上的內(nèi)圈過盈配合 mm, in.

?T 軸/內(nèi)圈/滾子和軸承座/外圈之間的溫差 ?C, ?F

φG 齒輪的正常齒壓角度 °

φP 小齒輪的正常齒壓角度 °

ΨG 齒輪的螺旋角 °

ΨP 小齒輪的螺旋角 °

符號(hào)匯總

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 69

疲勞壽命

　　軸承選擇涉及分析多種不同的性能標(biāo)準(zhǔn)，包括軸承疲勞

壽命、旋轉(zhuǎn)精度、功率要求、溫度限制和速度能力。本部分

重點(diǎn)介紹與材料相關(guān)疲勞度有關(guān)的軸承使用壽命。在這里，

我們將軸承使用壽命定義為出現(xiàn)6 mm2疲勞剝落之前的時(shí)間

長度或轉(zhuǎn)數(shù)。由于軋機(jī)軸承的尺寸很大，軸承工作時(shí)通常都

會(huì)超出此限制，因此預(yù)期使用壽命更長。

　　由于金屬疲勞是一種統(tǒng)計(jì)現(xiàn)象，軸承即便看起來一模一

樣，但在相同的條件下測試時(shí)，使用壽命也可能迥然相異。

這樣就需要基于在類似條件下運(yùn)轉(zhuǎn)的大量軸承的統(tǒng)計(jì)評估結(jié)

果來預(yù)測軸承的使用壽命。威布爾 (Weibull) 分布函數(shù)常用于

在任何給定的可靠性級別預(yù)測軸承的使用壽命。對于軋機(jī)軸

承，測試大量軸承不太現(xiàn)實(shí)，但是鐵姆肯公司的工程師可幫

助您計(jì)算軸承使用壽命。(1)

　　軸承的實(shí)際壽命取決于多種因素，例如載荷、速度、潤

滑、裝配、軸承內(nèi)部游隙、工作溫度、污染、維護(hù)和許多其

他環(huán)境因素。請務(wù)必注意，在統(tǒng)計(jì)學(xué)上，多列系統(tǒng)的使用壽

命總是低于系統(tǒng)中任何指定列的使用壽命。

　　圖114中所示的額定使用壽命 (L10) 是指在一組具有相同

尺寸的軸承中，90%的軸承在疲勞剝落達(dá)到指定限制之前達(dá)

到或超過的使用壽命。L10還與單個(gè)軸承在特定載荷條件下的

90%可靠性相關(guān)。中值使用壽命L50大約為L10壽命的3.5倍。

圖114. 一百個(gè)具有相同尺寸的軸承在相似條件下運(yùn)行時(shí)的理

論使用壽命頻數(shù)分布

5

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

10

15

20

失效軸承百分比

額定使用壽命L10的倍數(shù)

軸承額定載荷

　　軸承制造商指定軸承的額定載荷，允許設(shè)計(jì)人員計(jì)算軸

承預(yù)期使用壽命。廣泛使用的標(biāo)準(zhǔn)參考額定值有兩種。C90是

9000萬轉(zhuǎn)軸承的參考額定載荷，C1是一百萬轉(zhuǎn)軸承的標(biāo)準(zhǔn)參

考值。C90額定值主要用于圓錐滾子軸承使用壽命計(jì)算，而C1

更常用于調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸承。由于軸承運(yùn)行時(shí)的載

荷不符合任何一種標(biāo)準(zhǔn)參考條件，因此務(wù)必將正確的使用壽命

等式用于相應(yīng)的額定值。

(1) 注意

無法精確地確定單個(gè)軸承的使用壽命。

疲勞壽命 軸承額定載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

額定使用

壽命

L10

中值使用

壽命

1.50

70 TIMKEN 工程手冊

　　兩列的系統(tǒng)使用壽命確定兩個(gè)滾道幾何形狀相同的雙列

軸承的額定值。

　　C90(2) = 2

4/5 x C90 或 C90(2) = 1.74 x C90

　　雙列組件額定值的兩倍等于四列組件的基本徑向載荷額

定值。

　　C90(4) = 2 x C90(2)

　　雙列組件額定值的三倍等于六列組件的基本徑向載荷額

定值。

　　C90(6) = 3 x C90(2)

鐵姆肯公司動(dòng)態(tài)額定值 C1

　　我們的一百萬轉(zhuǎn)鐵姆肯公司額定值為：

　　C1

= C90 x 903/10 = C90 x 3.857

　　通過鐵姆肯公司 C1 額定值，可以利用基于一百萬轉(zhuǎn)的

額定值評估結(jié)果直接比較 Timken軸承與其他制造商的產(chǎn)品。

但是，直接比較不同制造商的額定值可能會(huì)產(chǎn)生誤導(dǎo)，因?yàn)?/p>

額定值計(jì)算方法、材料、制造、設(shè)計(jì)和驗(yàn)證測試存在差異。

　　為了在不同軸承供應(yīng)商的額定值之間進(jìn)行準(zhǔn)確的幾何對

比，僅使用按國際標(biāo)準(zhǔn)化組織(ISO)等式公布的額定值。但

是，這種方法無法說明不同軸承制造商之間的鋼材質(zhì)量差異。

Dwe

L

鐵姆肯公司動(dòng)態(tài)額定值 C90

　　鐵姆肯公司考慮到材料潔凈度和制造技術(shù)的連續(xù)改進(jìn)，開

發(fā)出并驗(yàn)證了用于滾子軸承的特定額定載荷計(jì)算方法。

徑向額定載荷

　　公布的鐵姆肯公司C90 額定值的基礎(chǔ)是9000萬轉(zhuǎn)或500

rev/min條件下運(yùn)行3000小時(shí)的基本額定使用壽命。為了在世

界范圍內(nèi)達(dá)到均一的質(zhì)量，鐵姆肯公司在實(shí)驗(yàn)室中開展了全

面的軸承疲勞壽命測試。這些審計(jì)測試在我們的額定值中獲

得了很高的置信度水平。

　　為了估算旋轉(zhuǎn)軸承的使用壽命，我們使用基本動(dòng)態(tài)載荷

額定值，其公式為：

　　C90 = Mc

H (iLeff cos α)

4/5 Z

7/10 Dwe

16/15

　　其中（圖 115）：

　　C90 = 徑向額定值（估計(jì)）

　　Mc

= 材料常數(shù)

　　H = 幾何結(jié)構(gòu)相關(guān)系數(shù)

　　i = 組件中的列數(shù)

　　Leff = 滾子有效長度 (mm)(1)

　　α = 包含外圈的半邊軸承的角度（度)

　　Z = 每列的滾子數(shù)量

　　Dwe = 平均滾子直徑 (mm)

(1) 滾子有效長度是指能夠承受載荷的滾子-滾道長度。它是滾子主體長度 L 以及滾子半徑和相應(yīng)滾

道的幾何形狀的函數(shù)。

圖115. 動(dòng)態(tài)載荷額定值公式中使用的

軸承幾何形狀參數(shù)

軸承額定載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 71

圖 116. 小角度與大角度結(jié)構(gòu)

α α

徑向滾子軸承的動(dòng)態(tài)軸向額定載荷

　　具體軸承類型決定徑向滾子軸承的軸向承載能力。圓錐滾

子軸承的設(shè)計(jì)特別適合組合載荷，主要由軸承外圈的滾道角度

確定軸向額定載荷。對于每種圓錐滾子軸承，鐵姆肯公司都公

布了相應(yīng)的K系數(shù)，這是單列軸承的動(dòng)態(tài)徑向額定載荷與軸向

額定載荷的比值：

　　 C90 　　K = ––––––

　　 Ca90

　　其中：

　　C90是基本動(dòng)態(tài)徑向額定載荷，Ca90是額定動(dòng)態(tài)軸向額定

載荷，基于9000萬轉(zhuǎn)（500 rev/min. 條件下運(yùn)行3000小時(shí)）的

額定使用壽命。

　　K系數(shù)越小，軸承外圈的角度越大，軸承的軸向承載能力

越大（圖116）。

　　這種關(guān)系在幾何學(xué)上也可表達(dá)為：

　　K = 0.389 x cot α

　　其中：

　　α =　外圈滾道的半包含角

　　我們也設(shè)計(jì)了調(diào)心軸承用于承受純徑向載荷或徑向和軸

向組合載荷。未公布軸向載荷限制，因?yàn)檎{(diào)心軸承不適用于

純軸向載荷。

　　滾柱軸承的軸向承載能力主要由內(nèi)圈和外圈法蘭支撐載

荷的能力以及滾子/法蘭接觸區(qū)域的熱條件決定。滾子端和法

蘭的滑動(dòng)接觸控制熱條件，它受到工作溫度、潤滑、偏心和

載荷影響。在正常工作條件下，軸向載荷不應(yīng)超過所施加的

徑向載荷的10%。

靜態(tài)額定載荷CO

　　標(biāo)準(zhǔn)軸承疲勞壽命根據(jù)軸承的轉(zhuǎn)數(shù)計(jì)算。但是，對于靜態(tài)

應(yīng)用，疲勞壽命的概念不適應(yīng)。在這種情況下，我們根據(jù)可施

加的最大允許載荷來選擇軸承。我們將其定義為在未通過降低

軸承性能的方式改變物理性質(zhì)的情況下可以施加的載荷。對于

靜態(tài)工況，軸承滾道的最大接觸應(yīng)力必須低于 4000 MPa (580

ksi)，此值被視為軸承鋼的 Brinnell 極限。高于此值的應(yīng)力水平

可能會(huì)造成接觸面像塑料一樣變形，產(chǎn)生將來甚至在較低載荷

下都會(huì)造成剝落的起始點(diǎn)。

　　C0 是 Timken 軸承的額定靜態(tài)額定載荷。我們在載荷最重

的滾動(dòng)體的接觸區(qū)域中心位置最大接觸應(yīng)力為 4000 MPa (580

ksi) 的條件下得出此值。

　　如果聲音、振動(dòng)或扭矩是關(guān)注的重點(diǎn)，或者存在強(qiáng)大的沖

擊載荷，則應(yīng)采用較低的載荷極限。

　　如需更加深入地了解這些額定值的知識(shí)，請聯(lián)系鐵姆肯

公司工程師。

軸承額定載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

a) 角度較小，

主要承受徑向載荷

b) 角度較大，

主要承受軸向載荷

72 TIMKEN 工程手冊

載荷計(jì)算

　　傳統(tǒng)的軸承使用壽命計(jì)算方法首先確定施加的力并計(jì)算

軸承的動(dòng)態(tài)載荷當(dāng)量。然后，計(jì)算單列或多列軸承的預(yù)期理

論壽命。

　　在軋機(jī)應(yīng)用中，根據(jù)軋機(jī)結(jié)構(gòu)以及軋制計(jì)劃指定的各種

條件確定施加的力。因此，僅根據(jù)最大載荷和/或速度制定標(biāo)

準(zhǔn)計(jì)算方法還遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠。只有在每個(gè)項(xiàng)目中與工程部門密切

合作，才能切實(shí)可行地估算軸承使用壽命。相似應(yīng)用的經(jīng)驗(yàn)

可以作為發(fā)起評估的良好起點(diǎn)。

　　冶金中的常見軸承應(yīng)用包括軋機(jī)傳動(dòng)、小齒輪機(jī)架、支

撐輥、中間輥和工作輥位置、壓下系統(tǒng)和輔助設(shè)備。為了確

定機(jī)器元件在應(yīng)用中施加的力，我們使用下面的等式：

　　如需其他齒輪傳動(dòng)類型的信息，請參閱《Timken工程手

冊》（編號(hào)10424C）。

齒輪傳動(dòng)

直齒輪傳動(dòng)

切向力

(1.91 x 107

) H

FtG = –––––––––– (公制)

DpGnG

(1.26 x 105

) H

= –––––––––– (英制)

DpGnG

單螺旋齒輪傳動(dòng)

切向力

(1.91 x 107

) H

FtG = –––––––––– (公制)

DpGnG

(1.26 x 105

) H

= –––––––––– (英制)

DpGnG

分離力

FtG tan ?G

FsG = ––––––––––

cos ψG

軸向力

FaG = FtG tan ψG

圖118. 單螺旋齒輪傳動(dòng)。

FsP

FtP

FtG

FsG

FaP

FaG

FsP

FtP

FtG

FsG

圖117. 直齒輪傳動(dòng)

分離力

FsG = FtG tan ?G

載荷計(jì)算

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 73

直錐齒輪

切向力

(1.91 x 107

) H

FtP = ––––––––––– (公制)

DmP np

(1.26 x 105

) H

= ––––––––––– (英制)

DmP np

軸向力

FaG = FtG tan ?G

sin gG

分離力

FsG = FtG tan ?G

cos gG

帶有零度螺旋的直錐齒輪傳動(dòng)和弧齒傘齒輪

傳動(dòng)

　　在直錐齒輪傳動(dòng)和弧齒傘齒輪傳動(dòng)中，齒輪力趨向于于將

齒輪和小齒輪在嚙合位置分離，因此軸向力和分離力的方向始

終相同（無論旋轉(zhuǎn)方向如何）（圖119）。為錐齒輪傳動(dòng)計(jì)算切

向力（FtP 或 FtG）時(shí)，使用小齒輪或齒輪平均直徑（DmP 或

DmG）而非節(jié)徑（DpP 或 DpG）。平均直徑的計(jì)算方式如下：

　　DmG = DpG - b sin gG

　　DmP = DpP - b sin g

P

　　在直錐齒輪傳動(dòng)和弧齒傘齒輪傳動(dòng)中：

　　FtP = FtG

小齒輪

切向力

(1.91 x 107

) H

FtP = ––––––––––– (公制)

DmP np

(1.26 x 105

) H

––––––––––– (英制)

DmP np

軸向力

FaP = FtP tan ?P

sin g

P

圖119. 直錐齒輪和弧齒傘齒輪 – 無論旋轉(zhuǎn)方向如何，軸向力

和分離力總是保持同一個(gè)方向

+

軸向力為

指

正時(shí)

背向小齒輪頂點(diǎn)

順時(shí)針

逆時(shí)針

FtP

FaG

FaP

FsP

FsG

FtG

圖120. 直錐齒輪傳動(dòng)

分離力

FsP = FtP tan ?P

cos g

P

施加的載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

74 TIMKEN 工程手冊

螺旋錐齒輪傳動(dòng)和準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)

　　在螺旋錐齒輪傳動(dòng)和準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)中，軸向力和分

離力的方向取決于螺旋角、螺旋方向、旋轉(zhuǎn)方向以及齒輪是

傳動(dòng)齒輪還是從動(dòng)齒輪（見下一頁的表1）。螺旋的方向是通

過觀察齒輪正面的齒輪廓（圖121）是從軸線向左傾還是向右

傾來確定。旋轉(zhuǎn)的方向是通過望向齒輪或小齒輪頂點(diǎn)判斷順

時(shí)針還是逆時(shí)針。

　　在螺旋錐齒輪傳動(dòng)中：

　　FtP = FtG

　　在準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)中：

　　 FtG cos ψP 　　FtP = –––––––––

　　cos ψG

　　準(zhǔn)雙曲面小齒輪有效工作直徑：

　　DmP = DmG　　NP　　cos ψG

　　　––– 　　–––––––

　　　　NG　　cos ψP

切向力

　　 (1.91 x 107

) H

　　FtG =　　––––––––––– (公制)

　　　DmG nG

　　 (1.26 x 105

) H

　　= 　　––––––––––– (英制)

　　　DmG nG

準(zhǔn)雙曲面齒輪有效工作直徑：

　　DmG = DpG - b sin gG

( )( )

施加的載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 75

FaG

FsG

FtG

FtP

FaP

FsP

圖121. 螺旋錐齒輪傳動(dòng)和準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)——軸向力和分

離力的方向取決于螺旋角、螺旋方向、旋轉(zhuǎn)方向以及齒輪是

傳動(dòng)還是從動(dòng)

+

–

遠(yuǎn)

軸向力為正

離小齒輪頂點(diǎn)

指

軸向力為負(fù)

向小齒輪頂點(diǎn)

順時(shí)針

逆時(shí)針

注意

請參閱第 68 頁以查看等式中所用符號(hào)的匯總

主動(dòng)件旋轉(zhuǎn)方式 軸向力 分離力

右螺旋順時(shí)針方向

或左螺旋逆時(shí)針方向

右螺旋逆時(shí)針方向

或左螺旋順時(shí)針方向

主動(dòng)件

FtP FaP = –––––– (tan ?P

sin g

P

– sin ψP

cos g

P

)

cos ψP

主動(dòng)件

FtG FaG = –––––– (tan ?G

sin gG

+ sin ψG

cos gG

)

cos ψG

主動(dòng)件

FtP FaP = –––––– (tan ?P

sin g

P

+ sin ψP

cos g

P

)

cos ψP

主動(dòng)件

FtG FaG = –––––– (tan ?G

sin gG

– sin ψG

cos gG

)

cos ψG

主動(dòng)件

FtP FsP = –––––– (tan ?P

cos g

P

+ sin ψP

sin g

P

)

cos ψP

主動(dòng)件

FtG FsG = –––––– (tan ?G

cos gG

– sin ψG

sin gG

)

cos ψG

主動(dòng)件

FtP FsP = –––––– (tan ?P

cos g

P

– sin ψP

sin g

P

)

cos ψP

主動(dòng)件

FtG FsG = –––––– (tan ?G

cos gG

+ sin ψG

sin gG

)

cos ψG

表 1. 螺旋錐齒輪和準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)公式

施加的載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

76 TIMKEN 工程手冊

軋制載荷路徑

支撐輥和工作輥位置

　　在傳統(tǒng)四輥軋機(jī)機(jī)架中，軋機(jī)機(jī)架和軋制材料之間載荷

通過軸承傳遞，如圖122所示。根據(jù)軋輥平衡缸位置和/或彎

輥缸的位置不同，在將板材壓下的軋制力基礎(chǔ)上，加上或減

去彎輥力或平衡力。

　　一般情況下，支撐輥軸承需要承受軋制載荷（通常稱為分

離力），外加系統(tǒng)中產(chǎn)生的所有其他載荷。工作輥和中間輥

軸承則承受存在的平衡力和彎輥力。根據(jù)軋機(jī)設(shè)計(jì)不同，偏

心、軋輥修形等可能會(huì)產(chǎn)生某些軸向載荷，該值可達(dá)到總軋

制載荷的0.5-2%。在某些新軋機(jī)中，支撐輥和工作輥軸承還

需要承受由于交叉輥和/或竄輥引起的軸向載荷，此時(shí)需要額

外的止推軸承。

　　如果已知對軸承承受的載荷與具體的載荷譜，計(jì)算壽命將

更準(zhǔn)確地反應(yīng)軸承的實(shí)際性能。

圖122. 典型四輥軋機(jī)及軋輥載荷路徑矢量圖

施加的載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 77

動(dòng)態(tài)徑向當(dāng)量載荷 (Pr

)

　　計(jì)算L10壽命，需要計(jì)算動(dòng)態(tài)徑向當(dāng)量載荷，由Pr標(biāo)明。

動(dòng)態(tài)徑向當(dāng)量載荷是指一個(gè)單一徑向載荷，如果施加到軸承

上，會(huì)得到與軸承工作復(fù)合載荷下相同的壽命。下面動(dòng)態(tài)徑

向當(dāng)量載荷的計(jì)算公式，適用于所有軸承類型。

　　Pr

= XFr

+ YFa

　　其中：

　　Pr

= 動(dòng)態(tài)徑向當(dāng)量載荷

　　X = 徑向載荷系數(shù)

　　Fr = 施加的徑向載荷

　　Y = 軸向載荷系數(shù)

　　Fa

= 施加的軸向載荷

　　X和Y的值根據(jù)軸承類型變化，我們將在下面進(jìn)一步討論。

圓柱滾子

　　圓柱滾子軸承通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可以承受較小的軸向載荷。但

是，對于冶金行業(yè)中的重載應(yīng)用，合理設(shè)計(jì)是使用第二個(gè)軸承

專門承受軸向載荷。在這種情況下，圓柱滾子軸承僅承受徑向

載荷，動(dòng)態(tài)徑向當(dāng)量載荷等于凈徑向載荷。

　　Pr

= Fr

調(diào)心滾子軸承

　　動(dòng)態(tài)徑向當(dāng)量載荷利用下面的等式計(jì)算。首先計(jì)算軸向

與徑向載荷之比，然后比較此比率與軸承的e值。

F 　　P a

r

= Fr

+ YFa

for ___ ≤

e

　　Fr

　　F 　　P a

r

= 0.67Fr

+ YFa

for ___ >

e

　　 Fr

　　e和Y的值可按零件編號(hào)從產(chǎn)品表中查得。

圓錐滾子軸承

　　圓錐滾子軸承是承受所有載荷類型的理想選擇，包括純

徑向、純軸向或兩者的組合。由于采用圓錐設(shè)計(jì)，徑向載荷

在軸承中引起的軸向反作用力必須施加一個(gè)反作用力，以避

免內(nèi)圈和外圈分離。使用單列軸承時(shí)，必須與另一個(gè)單列軸

承成對使用。對于多列軸承配置，產(chǎn)生的軸向力將在載荷區(qū)

內(nèi)產(chǎn)生，需要由正確大小的端蓋和螺釘來承受，同時(shí)端蓋和

螺釘保持夾緊功能。

單列安裝

　　用于確定雙單列軸承系統(tǒng)中的軸向力反作用力和動(dòng)態(tài)軸承

徑向載荷當(dāng)量的等式基于如下假設(shè)：

一個(gè)軸承（非定位處軸承）中的180度承載區(qū)以及

對側(cè)軸承（定位軸承）中的180度或更大的承載區(qū)。

　　承載區(qū)是軸承內(nèi)數(shù)量的角度表示(1)。目錄分析建立這些關(guān)

于載荷區(qū)的簡化假設(shè)，但是在更高級的分析中，軸承內(nèi)的實(shí)際

載荷區(qū)（徑向和軸向軸承反作用力的函數(shù)）用于關(guān)聯(lián)軸承反作

用力與動(dòng)態(tài)當(dāng)量徑向載荷。這種復(fù)雜的分析要求鐵姆肯公司和

其他領(lǐng)先軸承制造商開發(fā)各種數(shù)值和分析工具。

(1) 請參閱第84頁（具體頁數(shù)需要按照中文版頁數(shù)調(diào)整）的“承載區(qū)壽

命系數(shù) (a3k).

施加的載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

78 TIMKEN 工程手冊

軸承 A 軸承 B

F

rA F

ae

n

F

rB

軸承 A 軸承 B

F

rA F

ae F

rB

n n

ISO 方法 鐵姆肯公司方法

軸向載荷條件

0.5 FrA 0.5 FrB ––––– ≤ ––––– + Fae YA YB

0.5 FrA 0.5 FrB ––––– > ––––– + Fae YA YB

0.47 FrA 0.47 FrB –––––– ≤ –––––– + Fae KA KB

0.47 FrA 0.47 FrB –––––– > –––––– + Fae KA KB

軸向載荷

0.5 FrB FaA = ––––– + Fae YB

0.5 FrB FaB = –––––

YB

0.5 FrA FaA = –––––

YA

0.5 FrA FaB = ––––– - Fae YA

0.47 FrB FaA = –––––– + Fae KB

0.47 FrB FaB = ––––––

KB

0.47 FrA FaA = ––––––

KA

0.47 FrA FaB = –––––– - Fae KA

動(dòng)態(tài)徑向載荷當(dāng)量

軸承 A

FaA PA

= FrA, if ––– ≤ eA

or

FrA

FaA PA

= 0.4 FrA + YA

FaA, if ––– > eA

FrA

PA

= FrA PA

= 0.4 FrA + KA

FaA

(1) PA

= FrA

軸承 B

PB

= FrB

FaB PB

= FrB, if ––– ≤ eB

or

FrB

FaB PB

= 0.4 FrB + YB

FaB, if ––– > eB

FrB

PB

= FrB PB

= 0.4 FrB + KB

FaB

(1)

(1)如果PA < FrA, 應(yīng)使用 PA

= FrA ，如果 PB

< FrB, 應(yīng)使用 PB

= F ISO 281系數(shù) rB

e = 1.5 tan α = 0.59 K

Y = 0.4 cot α = 1.03 K

其中:

α = 包含外圈的半邊軸承的角度

K = 0.389x cot α

　　對于單列軸承，可使用下表計(jì)算動(dòng)態(tài)徑向載荷當(dāng)量。首

先，確定軸承安裝采用的是直接還是間接安裝方法，以及軸向

載荷 (Fae) 作用于哪個(gè)軸承。確定合適的軸承布局之后，查閱

下表以確定應(yīng)使用哪個(gè)軸向載荷和動(dòng)態(tài)徑向載荷當(dāng)量等式。

表2.徑向和軸向載荷組合（單列）

施加的載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 79

雙列軸承

　　對于雙列圓錐滾子軸承或配對單列軸承，可以使用表3。在此表中，只有軸承A承受軸向載荷。如果外部軸向載荷作用于

軸承B，則應(yīng)將等式中的A替換為B，反之亦然。

ISO 281系數(shù)

e = 1.5 tan α = 0.59 K

Y1

= 0.45 cot α = 1.15 K

Y2

= 0.67 cot α = 1.72 K

ISO方法 鐵姆肯公司的方法

軸向載荷條件

Fae

–––– ≤ e

FrAB

Fae

–––– > e

FrAB

0.6 FrAB Fae > ––––––

KA

0.6 FrAB Fae ≤ ––––––

KA

動(dòng)態(tài)徑向載荷當(dāng)量

PAB = FrAB + Y1AB Fae

PC

= FrC

PA

= 0.67 FrAB + Y2AB Fae

PB

= 0

PC

= FrC

PAB = 0.4 FrAB + KA Fae

FB

= 0

PC

= FrC

PA

= 0.5 FrAB + 0.83 KA Fae

PB

= 0.5 FrAB - 0.83 KA Fae

PC

= FrC

n

固定軸承

固定軸承

浮動(dòng)軸承

浮動(dòng)軸承

FrAB FrC

Fae

軸承 A

軸承 軸承

軸承B 軸承 C

軸承

n

固定軸承

固定軸承

浮動(dòng)軸承

浮動(dòng)軸承

FrAB FrC

Fae

軸承 A

軸承 軸承

軸承B 軸承 C

軸承

表3. 徑向和軸向載荷組合（雙列）

施加的載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

80 TIMKEN 工程手冊

六列軸承

　　六列軸承可能適合帶鋼寬度極大或利用竄滾來控制帶鋼

輪廓的情況。

　　徑向載荷平均地分配到每對滾子列，三對之一承受40%

的軸向載荷，另兩對各承受30%。此時(shí)，載荷最重的一對承

受33%的徑向載荷和40%的軸向載荷（圖124）。

動(dòng)態(tài)軸向載荷當(dāng)量 (Pa

)

止推圓柱軸承和圓錐軸承

　　止推圓柱軸承和止推圓錐軸承應(yīng)當(dāng)采用僅受到軸向載荷的

方式安裝。在軸承圈和非引導(dǎo)面之間保持適當(dāng)?shù)拈g隙，以避免

受到徑向載荷。如果徑向載荷為零，Pa將等于所施加的推力載

荷 (Fa

)。如果應(yīng)用中預(yù)計(jì)會(huì)出現(xiàn)任何徑向載荷，請咨詢鐵姆肯

公司工程師，以獲得關(guān)于軸承選擇的建議。

四列和六列軸承

純徑向載荷

　　在軸向載荷過大的情況下，可額外使用止推軸承來承受軸

向載荷。四列軸承僅承受徑向載荷。對于純徑向載荷，在計(jì)算

軸承使用壽命時(shí)動(dòng)態(tài)當(dāng)量徑向載荷 (Pr) 等于徑向載荷，并使用

四列軸承的動(dòng)態(tài)徑向額定值，該四列軸承決定軸承組件的系統(tǒng)

使用壽命。六列軸承可用于特殊應(yīng)用，請咨詢鐵姆肯公司工程

師以了解如何計(jì)算使用壽命。

徑向和軸向載荷組合

　　如果不額外使用止推軸承，四列或六列軸承的使用壽命

將被視為幾乎與載荷最重的一對滾子列相同。確定載荷最重

的一對滾子列后，即可使用雙列軸承的使用壽命計(jì)算方法來

計(jì)算軸承使用壽命。

四列軸承

　　由于采用精密制造和組裝公差，因此在計(jì)算中假定對于四

列軸承，徑向載荷平均地分配到每對滾子列，軸向載荷由一對

滾子列承受40%，另一對承受60%。在這種情況下，載荷最

重的一對承受50% 的徑向載荷和60%的軸向載荷（圖 123）。

圖123. 基本使用壽命計(jì)算中四列圓錐滾子軸承內(nèi)的組合載荷

分布

50%

100% 60%

100%

50%

40%

33%

100% 40%

100%

33% 33%

30% 30%

圖124. 基本使用壽命計(jì)算中六列圓錐滾子軸承內(nèi)的組合載荷

分布

施加的載荷

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 81

壽命計(jì)算

理論軸承使用壽命等式

　　通常，對于承受徑向或組合載荷且動(dòng)態(tài)徑向載荷當(dāng)量已

確定的滾子軸承，基于一百萬個(gè)周期的軸承使用壽命 (L10) 的

計(jì)算方式如下：

Cr

10/3 1 x 106

　　L10 =

––– –––––– 小時(shí)

Pr 60n

　　其中：

　　n

= 旋轉(zhuǎn)速度 (rev/min.)

　　對于止推軸承，目錄使用壽命等式為：

Ca

10/3 1 x 106

　　L10 =

––– –––––– 小時(shí)

Pa 60n

　　相對于一百萬轉(zhuǎn)壽命計(jì)算方法，圓錐滾子軸承的動(dòng)態(tài)額

定載荷是基于九千萬轉(zhuǎn)壽命計(jì)算方法，壽命計(jì)算公式如下：

C90

10/3 500

　　L10 =

––– ––– x 3000 小時(shí)

Pr n

　　and

Ca90

10/3 500

　　L10 =

––– ––– x 3000 小時(shí)

Pa n

　　L10 廣泛應(yīng)用于整個(gè)冶金行業(yè)的軸承壽命計(jì)算，特別是原

始設(shè)備制造商 (OEM) 的軸承選擇。L10是指僅使用載荷和速度

進(jìn)行的目錄使用壽命計(jì)算，不考慮環(huán)境影響。這也是L10又稱

為目錄使用壽命的原因。

圖125. 應(yīng)力沿軸承滾道寬度的分布

標(biāo)準(zhǔn)輪廓

滾道長度

接觸

應(yīng)力

2750 MPa

(400 ksi)

可接受

限制

修形輪廓

止推調(diào)心滾子軸承

　　對于止推調(diào)心滾子軸承，動(dòng)態(tài)軸向載荷由以下因素確定：

　　Pa

= 1.2 Fr

+ Fa

　　雖然止推調(diào)心軸承設(shè)計(jì)用于徑向和軸向組合載荷，但是施

加的載荷需要滿足Fr

≤ 0.55 Fa。由于滾子角度較大且軸承可分

離，因此徑向載荷將會(huì)產(chǎn)生必須使用其他止推軸承抵消的軸向

載荷分量 (Fai =1.2Fr

)或者用彈簧力抵消。

慢速旋轉(zhuǎn)設(shè)備

　　在有些應(yīng)用（例如連鑄機(jī)）中，旋轉(zhuǎn)速度可低至1 RPM。低

旋轉(zhuǎn)速度意味著滾子和滾道之間很難形成流體動(dòng)態(tài)潤滑油膜，

因此軸承不是在真正的動(dòng)力狀態(tài)下工作，靜態(tài)分析更加適用。

通常，軸承選擇可基于3:1的軸承靜態(tài)承載能力 (Co

) 與施加當(dāng)量

徑向載荷 (Pr

) 比率。在載荷極高的應(yīng)用中，必須考慮滾子和軸

承圈之間的接觸應(yīng)力特征。如果最大應(yīng)力超過2750 MPa (400

ksi)，則應(yīng)考慮利用特殊的改良滾子特征來平衡滾子-軸承圈接

觸線上的應(yīng)力（圖125）。

( ) ( )

( ) ( )

( ) ( )

( ) ( )

施加的載荷 軸承使用壽命等式

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

82 TIMKEN 工程手冊

指定載荷周期的使用壽命計(jì)算

　　軋機(jī)可在多種工況下工作。因此，最好計(jì)算不同載荷、

速度和持續(xù)時(shí)間的軸承使用壽命，然后利用加權(quán)軸承使用壽

命 L10wt 總結(jié)出結(jié)果。限定工作周期（載荷、速度和時(shí)間百分

比）后，可通過下面的方法獲得加權(quán) L10 壽命。

100

　　L10wt =

–––––––––––––––––––––––––

T1 T2 Tn

　　–––– + –––– + ... + ––––

　　 L10(1) L10(2) L10(nn

)

　　其中：

　　nn 　　= 載荷條件數(shù)量

　　T 　　　= 每種條件的百分比時(shí)間

　　L10 　 　= 每種條件的L10壽命（小時(shí)）

　　L10wt

= 加權(quán)軸承使用壽命（小時(shí)）

軸承調(diào)節(jié)使用壽命等式

　　傳統(tǒng)使用壽命等式更加注重參考條件和軸承的實(shí)際工作

環(huán)境之間的關(guān)系，并已進(jìn)行擴(kuò)展，從而包含更多會(huì)影響軸承

性能的變量。

　　擴(kuò)展的ISO/ABMA軸承使用壽命等式為：

　　L10a = a1

a2

a3 L10

　　其中：

　　a1 = 可靠性壽命系數(shù)

　　a2

= 材料壽命系數(shù)

　　a3

= 工作條件壽命系數(shù)（由制造商制定）

( )

　　擴(kuò)展的鐵姆肯公司軸承使用壽命等式為：

　　L10a = a1

a2

a3da3ka3la3ma3p L10

　　其中：

　　a1 = 可靠性壽命系數(shù)

　　a2 = 材料壽命系數(shù)

　　a3d = 碎屑壽命系數(shù)

　　a3k = 承載區(qū)壽命系數(shù)

　　a3l = 潤滑壽命系數(shù)

　　a3m = 偏心壽命系數(shù)

　　a3p = 低載荷壽命系數(shù)。對于軋機(jī)應(yīng)用，此系數(shù)

　　　　　　　　值取 1

　　L10a擴(kuò)展壽命是指在軸承分析和選擇中考慮調(diào)節(jié)系數(shù)后

得出的軸承使用壽命。軸承系統(tǒng)分析和調(diào)節(jié)壽命計(jì)算極少手

工完成，因?yàn)樵摲治龇浅?fù)雜。軸承系統(tǒng)分析是 Timken?

Syber軸承系統(tǒng)分析程序的組成部分，用于對軋機(jī)應(yīng)用進(jìn)行

建模。Syber根據(jù)從客戶獲得的數(shù)據(jù)對軸、軸承和軸承座進(jìn)

行有限元分析。

　　典型分析包括給定載荷、速度、指定潤滑油類型、工作

溫度和其他環(huán)境因素條件下的軸承、軸承座和軸的行為。程

序分析各種行為，例如偏轉(zhuǎn)和變形、接觸應(yīng)力、膜厚度、轉(zhuǎn)

矩、工作間隙和調(diào)節(jié)壽命，以及其他行為。

　　更多有關(guān)此類詳細(xì)分析的信息，請咨詢鐵姆肯公司工程

師。

　　需要注意，鐵姆肯公司技術(shù)評論的準(zhǔn)確度取決于提供給

鐵姆肯公司的信息的有效性和完整性。實(shí)際的產(chǎn)品性能受到

許多超出鐵姆肯公司控制范圍的因素的影響。因此，所選出

全部設(shè)計(jì)和產(chǎn)品的適用性和可行性應(yīng)該由客戶來驗(yàn)證。由于

上述原因，鐵姆肯公司應(yīng)用評論呈遞給您僅僅是為了向鐵姆

肯公司及其母公司或附屬機(jī)構(gòu)的客戶提供有助于進(jìn)行設(shè)計(jì)的

數(shù)據(jù)。鐵姆肯公司未通過所呈遞的應(yīng)用評論做出任何明確的

或暗示的擔(dān)保，包括對于某個(gè)特定目的適用性的任何擔(dān)保。

售出的Timken產(chǎn)品適用于有限的擔(dān)保，這些擔(dān)保在鐵姆肯公

司銷售的條款和條件中規(guī)定。

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

軸承使用壽命等式

TIMKEN 工程手冊 83

可靠性壽命系數(shù) (a1

)

　　對于一組具有相同外觀并在相同條件下運(yùn)轉(zhuǎn)的軸承的使

用壽命，可靠性是指這一組軸承中預(yù)計(jì)達(dá)到或超過指定使用

壽命的百分比。個(gè)別軸承的可靠性是指此軸承達(dá)到或超過指

定使用壽命的概率。

　　使用壽命的可靠性調(diào)整系數(shù)為：

　　　100 2/3

　　a1 = 4.26 ln

––– + 0.05

　　R

　　ln = 自然對數(shù)（以e為底）

　　要調(diào)整計(jì)算出的 L10 使用壽命以得出可靠性，請乘以 a1 系

數(shù)。如果在上面的等式中將 R 取代為 90（90% 可靠性），則

a1

= 1。對于 R = 99（99% 可靠性），則 a1

= 0.25。下面的

表 4 列出了常用可靠性值的可靠性系數(shù)。

( )

材料壽命系數(shù) (a2

)

　　軸承中所用的鋼材的質(zhì)量非常重要。在反復(fù)受到應(yīng)力的條

件下，非金屬雜質(zhì)會(huì)引起剝落，并發(fā)展成疲勞剝落。

　　在鐵姆肯公司中，我們開發(fā)并生產(chǎn)自己的鋼材。多年以

來，我們不斷提高鋼材的質(zhì)量。我們的使用壽命等式通過鋼材

質(zhì)量調(diào)整系數(shù)a2考慮到了這種材料改進(jìn)。對于使用軸承質(zhì)量鋼

材制造的標(biāo)準(zhǔn)Timken軸承，使用保險(xiǎn)系數(shù)1。

　　由于金屬加工中所用的軸承有特殊要求，因此鐵姆肯公

司提供的軸承都使用最高空氣熔煉等級的鋼材。優(yōu)質(zhì)鋼所含

雜質(zhì)數(shù)量和體積都比標(biāo)準(zhǔn)鋼更低，并可延長受非金屬雜質(zhì)限

制的軸承疲勞壽命。

　　例如，采用增強(qiáng)材料、光潔表面和異型幾何形狀的

Timken? DuraSpexx? 軸承，通常用于軋機(jī)應(yīng)用。DuraSpexx

軸承包含空氣熔煉鋼，通過減少雜質(zhì)數(shù)量和改變雜質(zhì)形狀提

高了潔凈度?？諝馊蹮掍摰燃壸罡叩膬?yōu)等 DuraSpexx軸承已

公布的動(dòng)態(tài)額定值升高23%，疲勞壽命延長（與a2系數(shù)為2的

情況相似）。

　　應(yīng)用材料壽命系數(shù)的條件是：疲勞壽命受到非金屬雜質(zhì)

的限制、接觸應(yīng)力低于2400 MPa (350 ksi)、提供有充分的潤

滑。一定要注意，在運(yùn)轉(zhuǎn)的軸承系統(tǒng)中，即使材料有改善，仍

然需要充分潤滑和控制偏心。請咨詢鐵姆肯公司工程師，以了

解材料系數(shù)的適用性。

　　請注意，可靠性調(diào)整等式假設(shè)存在一個(gè)材料系數(shù)，低于

這個(gè)很短的最短使用壽命時(shí)，損壞的概率降至最低（例如產(chǎn)

生較短使用壽命的軸承零損壞概率）。大量的軸承疲勞壽命測

試表明，最短使用壽命（當(dāng)軸承低于此壽命時(shí)，損壞的概率可

以忽略不計(jì)）大于使用上述調(diào)整系數(shù)所預(yù)測出的值。要以更高

的可靠性等級更精確地預(yù)測軸承使用壽命，請咨詢您的鐵姆

肯公司工程師。

R（百分比） Ln

a1

90 L10 1.00

95 L5

0.64

96 L4

0.55

97 L3

0.47

98 L2

0.37

99 L1

0.25

99.5 L0.5 0.175

99.9 L0.1 0.093

表4. 可靠性系數(shù)

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

軸承使用壽命等式

84 TIMKEN 工程手冊

承載區(qū)壽命系數(shù) (a3k)

　　軸承的疲勞壽命在一定程度上是滾子和滾道應(yīng)力以及軸承

每旋轉(zhuǎn)一圈承載軸承表面經(jīng)受的應(yīng)力周期數(shù)量的函數(shù)。應(yīng)力取

決于施加的載荷以及支撐載荷的滾子數(shù)量。此外，應(yīng)力周期數(shù)

量取決于軸承幾何形狀和支撐載荷的滾子數(shù)量。因此，對于指

定的外部載荷，軸承使用壽命與軸承中分擔(dān)載荷的滾子數(shù)量（或

承載區(qū)）的角度測量結(jié)果有關(guān)（圖126）。

　　軸承中的承載區(qū)大小由徑向或軸向內(nèi)部游隙確定，具體情

況取決于軸承的類型。它還取決于構(gòu)造系統(tǒng)的剛度、偏轉(zhuǎn)和熱

梯度。對于初始軸承選擇，假定承載區(qū)為150度，a3k等于1.0。

縮小內(nèi)部游隙將可增加分擔(dān)載荷的滾子數(shù)量，形成更大的承載

區(qū)，從而在未達(dá)到預(yù)載的情況下獲得更長的軸承使用壽命。

　　確定此系數(shù)需要詳細(xì)地了解軸承的內(nèi)部幾何結(jié)構(gòu)。請聯(lián)系

鐵姆肯公司工程師以了解詳細(xì)信息。

圖126. 軸承承載區(qū)

180?

承載區(qū)

軸承使用壽命額定值參

考條件 150?

360?

承載區(qū)

90?

承載區(qū)

潤滑壽命系數(shù) (a3l)

　　軸承使用壽命與潤滑油膜厚度直接關(guān)聯(lián)。反過來，油膜

厚度取決于潤滑油粘度、軸承的工作溫度、載荷、速度和表

面光潔度。

　　鐵姆肯公司進(jìn)行了全面的測試，以量化潤滑相關(guān)參數(shù)對軸

承使用壽命的影響?，F(xiàn)在已知道潤滑膜與軸承表面之間的粗糙

（金屬——金屬）接觸有關(guān)，改善滾子和滾道的表面光潔度對

提高潤滑油膜厚度和軸承性能的影響最顯著。軸承幾何結(jié)構(gòu)、

材料、承載區(qū)和速度之類的其他因素在油膜厚度和相應(yīng)的壽命

中也會(huì)產(chǎn)生重要的作用。

　　潤滑壽命調(diào)整系數(shù)將會(huì)考慮工作溫度，但是不考慮與潤

滑不足相關(guān)的問題，這些問題可能由多種環(huán)境造成，包括：

污染物

潤滑油循環(huán)不良

供油系統(tǒng)不當(dāng)

潤滑油類型或等級錯(cuò)誤

潤滑油添加劑、潤滑脂或加油方法不當(dāng)

密封不足

摻水

　　a3l系數(shù)的范圍為最大值2.88，滲碳軸承最小值0.20，全淬

透軸承最小值0.13。最大潤滑油壽命調(diào)整值代表高油膜厚度和

最小粗糙接觸的水平。最小a3l系數(shù)是材料核心條件的函數(shù)，因

為在表面光潔度相等時(shí)，與滲碳軸承相比，全淬透軸承在薄油

膜條件下可獲得的軸承壽命較短。

　　確定此系數(shù)需要詳細(xì)地了解軸承的內(nèi)部幾何結(jié)構(gòu)。請聯(lián)系

鐵姆肯公司工程師以了解詳細(xì)信息。

軸承使用壽命等式

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 85

軸承使用壽命等式

軸承系列 最大偏心度

238 ±0.5o

222, 230, 231, 239, 249 ±0.75o

223, 240 ±1.0o

232, 241 ±1.25o

表5. 各種系列調(diào)心滾子軸承的最大允許偏心度

偏心壽命系數(shù) (a3m)

　　軸承圈之間的偏心是指內(nèi)圈與外圈中心線之間的相對角

度，如圖127所示。各種軸承類型允許的偏心量不同，偏心對

軸承使用壽命的影響取決于偏心幅度、軸承內(nèi)部幾何結(jié)構(gòu)和施

加的載荷。偏心壽命系數(shù) (a3m) 計(jì)算偏心、滾道接觸截?cái)嗪蜐L

道輪廓對軸承使用壽命的影響。

　　由于調(diào)心滾子軸承具有自動(dòng)調(diào)心功能，因此調(diào)心軸承的偏

心系數(shù)等于一 (a3m = 1)。調(diào)心滾子軸承的允許偏心值在±0.5

度至±1.25度之間，具體情況取決于軸承系列，表 5 中進(jìn)行

了詳細(xì)說明。如果超出了這些偏心限制，由于滾子-滾道接觸

截?cái)?，軸承使用壽命將會(huì)縮短。

　　對于圓錐滾子軸承和滾柱軸承，軸相對于軸承座的精確

校準(zhǔn)對獲得最佳性能至關(guān)重要。額定載荷的參考條件定義為

0.0005弧度（0.03度）最大偏心，其中a3m = 1。

　　對于存在偏心的應(yīng)用，滾道上的應(yīng)力特征如圖128和129

所示。在這種情況下，a3m將低于1。采用特殊的特征來優(yōu)化

滾道應(yīng)力分布并提高a3m。如果實(shí)際條件產(chǎn)生的接觸應(yīng)力分布

優(yōu)于參考條件，則偏心壽命系數(shù)可超過1。

　　利用Timken Syber軸承系統(tǒng)分析，可以預(yù)測各種偏心水

平的軸承性能。請咨詢鐵姆肯公司工程師以了解詳細(xì)信息。

圖127. 軸承偏心

外圈軸 偏心角度

內(nèi)圈軸

圖128. 高偏心度且無特殊特

征條件下的滾子——滾道應(yīng)

力分布

圖129. 利用特殊特征最小化

偏心度影響的滾子——滾道

應(yīng)力分布

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

86 TIMKEN 工程手冊

軸承內(nèi)部游隙

　　滾子軸承的內(nèi)部間隙會(huì)顯著影響軸承性能，包括疲勞壽

命、振動(dòng)、轉(zhuǎn)矩、產(chǎn)熱和組裝方便性。因此，選擇正確的內(nèi)

部游隙是在確定類型和尺寸后選擇軸承時(shí)最重要的任務(wù)之一。

　　軸承內(nèi)部游隙是軸承圈和滾動(dòng)體之間的組合間隙。徑向

和軸向間隙是一個(gè)軸承圈在徑向和軸向相對于其他軸承圈可

移動(dòng)的總量（圖130）。

　　正確的軸承安裝和裝配操作對于正確調(diào)整軸承至關(guān)重

要。安裝的軸承內(nèi)的間隙或干涉量受內(nèi)圈和外圈與軸和軸承

座之間的安裝配合量影響。雖然在冶金行業(yè)中有些軸承需要

安裝間隙，但是應(yīng)當(dāng)分析每個(gè)應(yīng)用位置以確定最佳調(diào)整。為

此，必須考慮到載荷、速度、安裝方法、材料、徑向跳動(dòng)精

度、熱條件、環(huán)向應(yīng)力以及軸和軸承座設(shè)計(jì)之類的相關(guān)因素。

調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸承

　　徑向內(nèi)部游隙 (RIC) 是指軸承內(nèi)的徑向游隙。調(diào)心和圓柱

滾子軸承的Timken軸承標(biāo)準(zhǔn) RIC（C0 或 CN）允許采取緊配合

安裝，軸承安裝后在正常工作條件下保留充分的內(nèi)部游隙。

　　如需C0和CN的值，請參閱《Timken工程手冊》（編號(hào)

10424C）。

　　與直孔軸承相比，帶有錐孔的調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸

承（K 后綴）需要在軸上采用稍大一點(diǎn)的過盈配合方式。這種更

大的過盈配合明顯地降低RIC。對于錐孔軸承，選擇更大的RIC

以補(bǔ)償此要求至關(guān)重要。這種 RIC 減少體現(xiàn)在標(biāo)準(zhǔn)游隙表中，

圓柱滾子軸承與錐孔調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸承存在不同。

　　影響RIC減少量的因素有多種。例如，壓進(jìn)實(shí)心鋼軸的

內(nèi)圈膨脹后可達(dá)到過盈配合的80%。壓進(jìn)鋼或鑄鐵軸承座的

外圈造成的RIC減少量取決于軸承座內(nèi)徑和剛度。要計(jì)算裝配

操作造成的RIC減少，請參閱第88頁（中文版可能有調(diào)整）。

　　如未特別指定，Timken調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸承將

采用標(biāo)準(zhǔn)RIC供貨。

圓錐滾子軸承

　　當(dāng)圓錐滾子軸承只承受徑向載荷時(shí)，為了便于進(jìn)行目錄壽

命計(jì)算，假定只有半數(shù)滾子承受載荷。用于確定雙單列軸承系

統(tǒng)中的軸承軸向載荷反作用力和徑向載荷當(dāng)量的等式基于以下

假設(shè)：一個(gè)軸承中的承載區(qū)為180度，相對側(cè)軸承中的承載區(qū)

為180度或更大。

　　直接影響軸承使用壽命的承載區(qū)，與軸承的內(nèi)部游隙（稱

為軸承調(diào)整）相關(guān)聯(lián)。對于圓錐滾子軸承，主要采用軸向游隙。

對于單列軸承，必須通過測量結(jié)果進(jìn)行調(diào)整。多列軸承（雙列或

更多）可采用稱為初始軸向游隙(BEP) 或初始預(yù)載 (BPL) 的預(yù)設(shè)

游隙，在這種情況下通過隔圈實(shí)現(xiàn)調(diào)整。

　　因?yàn)闊o法在工作狀態(tài)測量運(yùn)行游隙，可通過初始軸向游

隙、配合以及熱膨脹計(jì)算工作游隙

　　工作游隙 = BEP – 裝配影響 +/- 熱效應(yīng)

圖 130. 軸承內(nèi)部游隙示例

徑向內(nèi)部游隙 (RIC)

徑向游隙

徑向游隙

軸向游隙

軸承內(nèi)部游隙

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 87

　　雖然軸承在輕預(yù)載條件下運(yùn)行可獲得最大使用壽命（圖 131），

但是在工作條件變化巨大的軋機(jī)應(yīng)用中通常避免采用此游

隙。在這些情況中，目標(biāo)工作游隙通常為較小的軸向游隙，

承載區(qū)為120度至160度。典型輥頸軸承工作承載區(qū)的范圍為

90度至110度。

　　可以提供計(jì)算機(jī)分析以顯示預(yù)載或軸向游間隙對軸承使

用壽命的影響。

　　如需了解更多詳情，請參閱“軸承儲(chǔ)存、搬運(yùn)和安裝”

部分。

圖131. 軸承使用壽命與游隙和承載區(qū)

0

輕預(yù)載

大軸向游隙

重預(yù)載

零間隙

預(yù)載 軸承工作游隙調(diào)整 軸向游隙

軸承承載區(qū)（度）

L10 壽命

360 180 160 120

裝配對游隙的影響

　　軸承配合可直接影響軸承內(nèi)部游隙，并影響軸承使用壽

命和性能。軸承配合是指安裝后的軸承與軸承座和軸之間的

間隙或過盈量?；緶?zhǔn)則包括旋轉(zhuǎn)部件采用緊配合，而固定

部件根據(jù)應(yīng)用設(shè)計(jì)采用緊配合或松配合。這種準(zhǔn)則的例外情

況是輥頸上安裝四列或六列直孔圓錐滾子軸承的應(yīng)用，在此

應(yīng)用中使用松配合。

　　一般來說，當(dāng)軸承采用過盈配合安裝在軸上或軸承座中

時(shí)，軸承圈膨脹或收縮，就會(huì)消除軸承的部分內(nèi)部游隙。在

內(nèi)圈和外圈都采用松配合的情況下，內(nèi)部間隙不受軸承安裝

方式影響。選擇正確的配合方式時(shí)必須考慮多種因素，例如

載荷、溫度和安裝要求。

　　調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸承的緊配合影響表現(xiàn)為徑向

內(nèi)部游隙的縮小。圓錐滾子軸承的配合影響表現(xiàn)為軸向游隙

縮小。

　　使用第88頁（可能有調(diào)整）中的公式計(jì)算簡單軸和軸承座

設(shè)計(jì)的裝配方法影響。對于調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸承，

確定徑向的配合影響，而對于圓錐滾子軸承則確定軸向的游

隙影響。

軸承內(nèi)部游隙

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

88 TIMKEN 工程手冊

圓柱滾子軸承

　　由于安裝在實(shí)心或空心軸上的內(nèi)圈的配合影響造成的徑

向內(nèi)部游隙縮?。?/p>

實(shí)心軸：

d

配合影響（內(nèi)圈） =

–– δS

do

ds

2

1 - –––

d d

配合影響（內(nèi)圈） =

–– –––––––––– δS

d0

1 - ds

2

–––

do

　　由于安裝在薄壁斷面軸承座中的外圈的配合影響造成的徑

向內(nèi)部游隙縮?。?/p>

D

2

1 - –––

Do

DH 配合影響（外圈） =

––– –––––––––– δH

D

1 - Do

2

–––

DH

δS

= 軸上的內(nèi)圈過盈配合

δH

= 軸承座中的外圈過盈配合

d = 軸承內(nèi)徑

do = 平均內(nèi)圈直徑

D = 軸承外徑

Do

= 平均外圈直徑

dS

= 軸內(nèi)徑

DH

= 軸承座外徑

( ) { }

調(diào)心滾子軸承

　　由于安裝在實(shí)心或空心軸上的內(nèi)圈的配合影響造成的徑

向內(nèi)部游隙縮?。?/p>

實(shí)心軸：

d

配合影響（內(nèi)圈）=

cos α –– δS

do

ds

2

1 - –––

d d

配合影響（內(nèi)圈） =

cos α –– –––––––––– δS

do

1 - ds

2

–––

do

　　由于安裝在薄壁斷面軸承座中的外圈的配合影響造成的

徑向內(nèi)部游隙縮?。?/p>

D

2

1 - –––

Do

DH 配合影響（外圈）=

cos α ––– –––––––––– δH

D

1- Do

2

–––

DH

δS

= 軸上的內(nèi)圈過盈配合

δH

= 軸承座中的外圈過盈配合

d = 軸承內(nèi)徑

do = 平均內(nèi)圈直徑

D = 軸承外徑

Do

= 平均外圈直徑

dS

= 軸內(nèi)徑

DH

= 軸承座外徑

α = 接觸角

( )

( )

( )

{ }

{ }

( )

( )

( )

( )

空心軸：

( )

( ) { }

( )

( )

( )

( )

空心軸：

圖132. 調(diào)心滾子軸承命名規(guī)則

圖133. 圓柱滾子軸承命名規(guī)則

do

D Do

d

DH

ds

軸承內(nèi)部游隙

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 89

圓錐滾子軸承

　　由于安裝在實(shí)心或空心軸上的內(nèi)圈的配合影響造成的軸

向內(nèi)部間隙縮?。?/p>

實(shí)心軸：

K

d

EPLoss = ––– –– δS

0.39 do

空心軸： dS

2

1 - –––

K d d

EPLoss =

––– ––– –––––––––– δS

0.39

do

1 - dS

2

–––

do

　　安裝在薄壁斷面軸承座中的外圈：

D

2

1 - –––

K Do

DH

EPLoss =

––– ––– –––––––––– δH

0.39

D

1 - Do

2

–––

DH

注意

對于單列軸承，乘以0.5以獲得對一列的影響。

　　安裝在實(shí)心軸上的內(nèi)圈的配合影響（一列）：

K

d

EPLoss = 0.5 ––– –– δS

0.39 do

( )( )

( )( )

( )( )

( )( )

{ }

{ }

( )

( )

( )

( )

δS

= 軸上的內(nèi)圈過盈配合

δH

= 軸承座中的外圈過盈配合

K 　　= 軸承 K 系數(shù)

d = 軸承內(nèi)徑

do = 平均內(nèi)圈直徑

D = 軸承外徑

Do

= 平均外圈直徑

dS

= 軸內(nèi)徑

DH

= 軸承座外徑

　　對于要求極準(zhǔn)確調(diào)整的特殊應(yīng)用（高速卷取機(jī)、軋機(jī)傳

動(dòng)、側(cè)邊修邊機(jī)、切條機(jī)等），應(yīng)根據(jù)可影響過盈配合的實(shí)測

部件尺寸嚴(yán)格控制間隔圈寬度調(diào)整量。這種方法稱為定制調(diào)

整，有助于將調(diào)整中的過盈配合范圍的影響降至最低。

　　如果錐孔圓錐滾子軸承安裝在輥頸上，配合和最終安裝調(diào)

整都由內(nèi)圈相對于支撐圈的最終位置控制。對于錐孔軸承，

按照極小的公差范圍控制過盈配合，這樣將可嚴(yán)格控制安裝

內(nèi)部游隙。

DH

D

D

d o

o

dS

d

圖 134. 圓錐滾子軸承命名規(guī)則

軸承內(nèi)部游隙

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

90 TIMKEN 工程手冊

溫度的影響

　　在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中使用的的軸承游隙即稱為工作溫度下的游

隙，是運(yùn)轉(zhuǎn)過程中出現(xiàn)的熱膨脹現(xiàn)象導(dǎo)致環(huán)境溫度下的軸承

游隙發(fā)生變化的結(jié)果。

　　軸承正確安裝后，我們必須確保系統(tǒng)達(dá)到工作溫度后處于

穩(wěn)態(tài)條件。需要精確預(yù)測軸與軸承座之間的溫度差，以計(jì)算軸

承內(nèi)部游隙的變化值。在不同類型的應(yīng)用具有不同的溫度差。

　　根據(jù)軸承尺寸和旋轉(zhuǎn)速度近似計(jì)算溫度影響。在有些情況

下，如果軸承中沒有實(shí)際性的溫度梯度，則對工作游隙的溫度

影響可以忽略。軸承內(nèi)部游隙縮小的效應(yīng)可表示為：

　　間隙縮小 = α (ΔT) Do

　　其中：

　　α = 熱膨脹系數(shù)

　　ΔT = 軸/內(nèi)圈和軸承座/軸承外圈之間的溫差

　　Do

= 平均內(nèi)圈直徑

　　調(diào)心滾子軸承和滾柱軸承不應(yīng)在負(fù)內(nèi)部間隙（預(yù)載）條件

下運(yùn)行。選擇軸承RIC時(shí)，應(yīng)當(dāng)認(rèn)真考慮熱效應(yīng)。如果溫度影

響可導(dǎo)致負(fù)內(nèi)部工作間隙，則應(yīng)考慮使用較大的RIC。

調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸承

　　如果工作期間內(nèi)圈和外圈之間的溫差未知，則可按照下面

的方式估算正常載荷條件下的熱效應(yīng)：

調(diào)心滾子軸承

　　當(dāng)工作速度超過目錄參考速度的三分之二時(shí)，ΔT = 13o C

(55o F)。

圓柱滾子軸承

　　當(dāng)工作速度超過目錄參考速度的三分之二時(shí)，ΔT=10o C

(50o F)。

　　根據(jù)實(shí)際工作數(shù)據(jù)或利用 Timken 建模軟件，更加準(zhǔn)確地

預(yù)測對工作徑向內(nèi)部間隙的熱效應(yīng)。

軸承內(nèi)部游隙

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 91

圓錐滾子軸承

　　當(dāng)內(nèi)圈和外圈之間的溫度梯度已知時(shí)，按照下面的方式

確定軸端間隙縮?。?/p>

K1

DO1 K2

DO2

=

α ΔT –––– x ––– + –––– x ––– ± L

0.39 2

0.39 2

　　其中：

　　L = 軸承幾何中心跨距

　　直接安裝（圖135）使用正值，間接安裝（圖 136）使用負(fù)

值。

　　α = 熱膨脹系數(shù)

　　Do

= 平均外圈直徑

　　ΔT = 內(nèi)圈和外圈之間的溫度梯度

( ) ( )

圖135. 直接安裝

L

1 2

Do

圖136. 間接安裝

L

1 2

Do

擋邊速度

m/min. (FPM)

ΔT

o C (o F)

0 - 600 (0 - 2000) 5.5 (10)

600 - 900 (2000 - 3000) 11.0 (20)

900 - 1200 (3000 - 4000) 16.5 (30)

表6. 默認(rèn)ΔT與擋邊速度

平均擋邊直徑

D d

圖137. 平均擋邊直徑估算

　　如果擋邊速度超過1200 m/min. (4000 fpm)，請咨詢鐵

姆肯公司工程師。

{ }

　　如果圓錐滾子軸承的應(yīng)用工作溫度未知，由于工作條件

下的熱效應(yīng)而造成的側(cè)向縮小可通過計(jì)算軸承擋邊速度并確

定表6中給出的相應(yīng)默認(rèn)溫度梯度來估算。

　　擋邊速度 = 平均擋邊直徑 x π x 速度 (RPM)

　　估計(jì)平均擋邊直徑 = (d + D) / 2（圖 137）

軸承內(nèi)部游隙

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

92 TIMKEN 工程手冊

高級分析

　　鐵姆肯公司開發(fā)出了多種高級分析工具，包括Syber以及基

于我們在軸承計(jì)算領(lǐng)域長期經(jīng)驗(yàn)的熱傳遞模型。由于考慮到軸

承所處的環(huán)境，這可以獲得更準(zhǔn)確的壽命計(jì)算結(jié)果（圖138）。

此外，這些高級建模工具可以更加準(zhǔn)確地計(jì)算軸承內(nèi)部的變

形和分布。

　　為了獲得更準(zhǔn)確的結(jié)果，對軸承座執(zhí)行有限元分析 (FEA)。

對軸承座進(jìn)行建模，以確定不同承載條件下它的行為及產(chǎn)生

的應(yīng)力。然后，計(jì)算位移量并評估對軸承使用壽命的影響。

軸承座最小截面厚度

　　鐵姆肯公司工程師已經(jīng)建立了軸承座最小截面厚度的經(jīng)驗(yàn)

關(guān)系。有些情況下，設(shè)計(jì)人員會(huì)因?yàn)槎喾N原因而無法保持最小

厚度。在此類情況下，通過 FEA 可以深刻地了解如何預(yù)測特定

軸承座幾何形狀受到最大載荷時(shí)的實(shí)際應(yīng)力和變形。

圖138. 在Syber（鐵姆肯公司開發(fā)的一種軸承分析工具）中建模的輥頸軸承——軸承座系統(tǒng)

最大承載滾子應(yīng)力計(jì)算

　　軸承滾道應(yīng)力和應(yīng)力分布是軸承性能的關(guān)鍵指標(biāo)。利用專

有分析工具，鐵姆肯公司工程師們可以評估軸承中的滾道接觸

應(yīng)力。從FEA獲得的軸承座剛度可用于此目的。

　　在金屬加工應(yīng)用中使用多列軸承時(shí)，確保載荷在列間均勻

地分布至關(guān)重要。如果列間的載荷分布不均勻，可能會(huì)由于幾

何應(yīng)力集中 (GSC) 而導(dǎo)致過早損壞。結(jié)合FEA與鐵姆肯公司專

有的分析工具，可以計(jì)算軸承列之間的載荷分布，并了解對軸

承使用壽命和軸承座最小截面的影響。

高級分析

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 93

　　通過分析顯示，在某些情況下，甚至軸承座發(fā)生明顯變

形時(shí)，軸承的壽命仍可能會(huì)比預(yù)期壽命長。

　　然而，這種分析并不用于每個(gè)軸承的計(jì)算，而是用于關(guān)

鍵的設(shè)備應(yīng)用。如需關(guān)于有限元分析的詳細(xì)信息，請咨詢鐵

姆肯公司工程師。

軸承座內(nèi)徑變形分析

　　軸承座由于存在橫截面變化，內(nèi)徑變形也存在差異。變

形的差異會(huì)影響到軸承性能表現(xiàn)。這種存在差異的變形會(huì)影

響軸承性能。利用FEA（圖139）和鐵姆肯公司的專有分析工具

（圖140）進(jìn)行分析。

圖140. 軸承座變形導(dǎo)致的滾動(dòng)體載荷分布

圖139. 軸承座有限元應(yīng)力分析與變形分析

高級分析

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

等值線

步長 ：第 1 步

增量 ：10

網(wǎng)格部分 ：節(jié)點(diǎn)

數(shù)據(jù) ：應(yīng)力自變量

元素 ：米塞

最小值 ：1.99E - 02

最大值 ： 63.38

變形

步長 ：第 1 步

增量 ：增量 10

數(shù)據(jù) ：Disp - T

比例 ： 258.99

最大值 ：2.37E - 01

變形軸承座

未變形軸承座

94 TIMKEN 工程手冊

軸承使用壽命計(jì)算和相關(guān)分析

TIMKEN 工程手冊 95

潤滑和密封

潤滑和密封

　　本部分中涵蓋了下列主題：

潤滑

潤滑基礎(chǔ)知識(shí)

主要潤滑劑特征

潤滑選擇

密封

密封類型

密封系統(tǒng)

油位

靜態(tài)密封圈（ 形環(huán)）

靜態(tài)內(nèi)徑密封圈 徑向動(dòng)態(tài)密封圈

96 TIMKEN 工程手冊

潤滑

　　潤滑對于成功地達(dá)到滾子軸承的性能和預(yù)期使用壽命至

關(guān)重要。有效潤滑取決于多種因素，包括潤滑油物理和化學(xué)

性質(zhì)、所需的用量和潤滑劑輸送到軸承的方法。

　　由于輥頸應(yīng)用中存在水和軋制工藝潤滑冷卻液，因此要求

可靠的密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。請參閱第110頁以了解更多詳情。

潤滑基礎(chǔ)知識(shí)

　　軸承潤滑劑具有以下功能：

減小滾動(dòng)體和滾道在分離表面時(shí)受到的軋制阻力

最大限度地降低滾動(dòng)體、滾道和保持架之間的滑動(dòng)摩擦

傳遞熱量（循環(huán)油潤滑）

防腐蝕

　　潤滑系統(tǒng)還可以充當(dāng)密封劑（脂潤滑方式），幫助密封圈

阻止液態(tài)和固態(tài)污染物進(jìn)入軸承內(nèi)部。

遵循歐洲REACH指令

　　鐵姆肯公司品牌的潤滑油、潤滑脂以及在獨(dú)立容器或遞

送系統(tǒng)中銷售的類似產(chǎn)品均遵循歐洲REACH（化學(xué)品注冊、

評估、許可和限制）指令。向歐盟進(jìn)口時(shí)，鐵姆肯公司只能銷

售和提供在 ECHA（歐洲化學(xué)品管理局）注冊的那些潤滑油和

潤滑脂。有關(guān)詳細(xì)信息，請咨詢鐵姆肯公司工程師。

流體彈性動(dòng)力潤滑

　　潤滑可通過形成潤滑油膜控制相鄰軸承表面的摩擦和磨

損。

　　相鄰表面之間是否形成極薄的流體彈性動(dòng)力 (EHD) 潤滑

油膜取決于這些表面的彈性變形以及潤滑油本身的流體動(dòng)力

學(xué)性質(zhì)。

　　當(dāng)載荷作用于軸承時(shí)，滾子和軸承滾道表面發(fā)生彈性變

形，在有限的區(qū)域相互接觸。兩個(gè)彈性體之間的接觸（又稱為

赫茲接觸）能夠改善接觸區(qū)域的壓力分布，中心的赫茲壓力

最大（圖141）。

　　滾動(dòng)體軸承中的典型最大赫茲壓力可超過1400 MPa。赫

茲變形區(qū)之前的入口區(qū)中會(huì)產(chǎn)生流體動(dòng)壓力（圖142）。

圖141. 接觸區(qū)的壓力分布

赫茲壓力

滾子

軸承圈

赫茲區(qū)

壓力

速度

速度

入口區(qū) 赫茲區(qū) 出口區(qū)

h h min.

圖142. 流體動(dòng)壓力分離接觸表面

潤滑

潤滑和密封

正確的維護(hù)和處理做法非常重要。

始終遵循安裝說明并保證適當(dāng)?shù)臐櫥?/p>

警告

不遵守以下警告信息可能會(huì)導(dǎo)致嚴(yán)重的

人身傷害或死亡。

TIMKEN 工程手冊 97

　　影響潤滑油膜厚度的主要因素包括工作粘度和速度。載荷

的影響較小。形成的EHD膜厚度通常很小，只有零點(diǎn)幾μm或

μin。很多情況下，由于接觸面很粗糙，EHD膜厚度僅比粗糙

度單位（表面粗糙度）略高。

　　當(dāng)表面完全分離時(shí)，EHD膜離開粗糙接觸面的局部區(qū)域，

很容易產(chǎn)生表面疲勞。

　　軸承的疲勞壽命與速度、載荷、潤滑油、溫度、調(diào)整和偏

心有關(guān)。速度、粘度和溫度主要決定潤滑油在此交互中的作

用。這些因素對軸承使用壽命的影響可能極大。在測試中，

兩個(gè)軸承組分別采用恒定的速度和載荷條件。改變工作溫度

和油液等級（從而改變油液的工作粘度），獲得了不同的油膜

厚度。在較高的溫度條件下，粘度較低，產(chǎn)生的油膜較薄，

因此壽命大幅降低（表7）。

　　在接觸區(qū)中，流體動(dòng)壓力試圖分離兩個(gè)表面，而載荷試

圖將其合攏。入口區(qū)的高接觸壓力導(dǎo)致粘度快速升高，產(chǎn)生

了足以隔離兩個(gè)表面的高流體動(dòng)力膜壓力。在接觸區(qū)中，潤

滑油壓力可升高到使流體行為類似半固體的水平。高壓力對

粘度升高的影響在各種潤滑油應(yīng)用中并不均衡，取決于特定

流體的壓力——粘度系數(shù)特征。

滾道上的油膜厚度

　　EHD潤滑機(jī)制非常重要，因?yàn)閮蓚€(gè)接觸面之間的潤滑油膜

厚度與軸承工作條件相關(guān)。

　　產(chǎn)生的油膜厚度取決于以下工作條件（按影響排序）：

　　1. 表面速度

　　2. 潤滑油粘度

　　3. 壓力——粘度關(guān)系

　　下面是用于計(jì)算最小和平均油膜厚度的分析關(guān)系：

　　最小油膜厚度（Dowson等式）：

　　hmin. = 2.65 x (μ x V)0.7 x α0.54 x W-0.13 x R0.43 x E'-0.03

　　平均油膜厚度（Grubin 等式）：

E' 　　h

=

1.95 x ––– x R0.364 x (α x μ x V)0.727

W

　　其中：

　　h, hmin.= 平均和最小油膜厚度 (m)

　　μ = 潤滑油粘度 (Ns/m2

)

　　V

= 相對表面速度 (m/s)

　　α = 潤滑油壓力粘度系數(shù)

(常用值為2.2 x 10-8 m2

/N)

　　W = 單位長度的載荷 (N/m)

1 　　R =

–––––––– , R1和R2是指表面彎曲部分的半徑(m)

1/R1

+ 1/R2

　　E' = 縮小的楊氏模量。對于鋼-鋼接觸，E'=2.2x1011 N/m2

( )

測試組

溫度 測試溫度下

的粘度

cSt (SUS)

EHD膜 (hmin.)

百分比壽命

o C (o F) μm (mil)

A - 1 135 (275) 2.0 (32) 0.038 (0.0015) 13 - 19

A - 2 66 (150) 19.4 (95) 0.264 (0.0104) 100

表7. 相對軸承疲勞壽命與EHD膜厚度

（恒定速度—— 可變溫度）

測試組 速度

rev/min.

EHD膜 (hmin.)

百分比壽命

μm (mil)

B - 1 3600 0.102 (0.0040) 100

B - 2 600 0.028 (0.0011) 40

表8. 相對軸承疲勞壽命與EHD膜厚度

（可變速度—— 恒溫）

　　另一項(xiàng)在恒溫條件下對兩組軸承進(jìn)行的測試（表8）顯示在

這種情況下，較高的速度形成的油膜更厚，壽命更長。

潤滑

潤滑和密封