FAG超精密轴承.pdf - 第90页
88 SP 1 Schaeffler Group Industrial 主轴轴承 轴承布置设计 为了使主轴轴承的性能综合利用，相邻的结构必须有合适的 设计。 轴和轴承座的加工公差 推荐的与主轴轴承配合的轴和轴承座配合面的加工公差，见表。 轴的加工公差 轴承座的加工公差 轴的 公称直径 d 的偏差 圆柱度 平面度 轴向跳动 同轴度 平均粗糙度 d mm m m m m m m 大于 至 t 1 t 3 t 4 t …
Schaeffler Group Industrial
SP 1
87
刚度 轴承组的轴向和径向刚度取决于轴承的布置和预载。
轴承组的轴向刚度 轴向中心载荷下的轴承组轴向刚度
c
a
和卸载力
K
aE
见表。
轴向刚度
1)
值，见尺寸表。
轴承组的轴向刚度 在通过轴承中心的卸载力使得一个轴承被卸载前轴承组的变形
是线性的。轴承表中给出的轴向刚度
c
a
适用于
O
型或
X
型布置
的轴承组。
径向刚度
c
r
可以由轴向刚度估算：
■
c
r
⬇
6·c
a
对于
=15°
■
c
r
⬇
3
.
5·c
a
对于
= 20°
■
c
r
⬇
2·c
a
对于
=25°
。
超过两个以上轴承的轴承组，刚度数值和卸载力都会增加。
上表轴向刚度所示在中心轴向力作用下的轴向刚度和卸载力的
近似值。
承受径向中心载荷作用的轴承组的径向刚度可根据下表进行
估算。
径向刚度
轴承布置 后缀 轴向刚度 卸载力
C
a
1)
K
aE
N/
m N
DB C
a
3·F
V
TBT 1.64 · c
a
6·F
V
QBC 2·c
a
6·F
V
QBT 2.24 · c
a
9·F
V
PBC 2.64 · c
a
9·F
V
轴承布置 后缀 径向刚度
C
r
N/
m
DB C
r
TBT 1.36 · c
r
QBC 2·c
r
88
SP 1
Schaeffler Group Industrial
主轴轴承
轴承布置设计
为了使主轴轴承的性能综合利用，相邻的结构必须有合适的
设计。
轴和轴承座的加工公差 推荐的与主轴轴承配合的轴和轴承座配合面的加工公差，见表。
轴的加工公差
轴承座的加工公差
轴的
公称直径
d
的偏差 圆柱度 平面度 轴向跳动 同轴度 平均粗糙度
d
mm
m
m
m
m
m
m
大于 至
t
1
t
3
t
4
t
5
R
a
–
10 2 –2 0.6 0.6 1 2
.
5 0.2
10 18 2
.
5 –2
.
5 0.8 0.8 1
.
2 3 0.2
18 30 3 –3 1 1 1
.
5 4 0.2
30 50 3
.
5 –3
.
5 1 1 1
.
5 4 0.2
50 80 4 –4 1.2 1.2 2 5 0.4
80 120 5 –5 1.5 1.5 2
.
5 6 0.4
120 180 6 –6 2 2 3
.
5 8 0.4
180 250 7 –7 3 3 4
.
5 10 0.4
250 315 8 –8 4 4 6 12 0.8
315 400 9 –9 5 5 7 13 0.8
400 500 10 –10 6 6 8 15 0.8
500 630 11 –11 7 7 9 16 0.8
630 800 12 –12 8 8 10 18 0.8
轴承座孔的
公称直径
D
的偏差 圆柱度 平面度 轴向
跳动
同轴度 平均
粗糙度
D
mm
m
m
m
m
m
m
大于 至 固定轴承 浮动轴承
t
1
t
3
t
4
t
5
R
a
10 18 +3 –2 +7 +2 1
.
2 1
.
2 2 3 0.4
18 30 +4 –2 +8 +2 1
.
5 1
.
5 2
.
5 4 0.4
30 50 +4 –3 +10 +3 1
.
5 1
.
5 2
.
5 4 0.4
50 80 +5 –3 +11 +3 2 2 3 5 0.4
80 120 +6 –4 +14 +4 2
.
5 2
.
5 4 6 0.8
120 180 +8 –4 +17 +5 3
.
5 3
.
5 5 8 0.8
180 250 +10 –4 +21 +7 4
.
5 4
.
5 7 10 0.8
250 315 +12 –4 +24 +8 6 6 8 12 1.6
315 400 +13 –5 +27 +9 7 7 9 13 1.6
400 500 +15 –5 +30 +10 8 8 10 15 1.6
500 630 +16 –6 +33 +11 9 9 11 16 1.6
630 800 +18 –6 +36 +12 10 10 12 18 1.6
800 1000 +21 –7 +42 +14 11 11 14 21 1.6
Schaeffler Group Industrial
SP 1
89
速度与配合的关系
FAG
主轴轴承可在最高转速下使用。
若采用油脂润滑，转速指数
n·d
m
可达
2
·
10
6
mm
/
min
，
若采用油润滑可达
3
·
10
6
mm
/
min
，甚至更高。
如此高速会产生高离心力，作用到内圈上从而导致内圈膨胀。
内圈的膨胀影响内圈与轴颈之间的配合。
由此可能产生以下后果：
■ 微动腐蚀
■ 内圈在轴上打滑
■ 轴颈失去引导作用易于振动
■ 可能偏心失准降低轴承性能。
过盈量的计算 上述种种情况可以通过轴承与轴颈紧配合来避免。 所需的过盈量
可由 B
EARINX
®
， 第
90
页，
图
12
计算或图表得到。
由此方式求得的数值，在最高转速下仍要留出
1
m
的过盈量。
f
w
可从下面的图表得到。
轴承类型
B
、
HCB
、
XCB
、
RS
和
HCRS
，见第
90
页，
图
13
。
轴承类型
HS
、
HC
和
XC
，见第
90
页，
图
14
。
过盈量大会增加预载，特别是对于经过刚性调整的轴承。
这将导致轴承布置中发热增加，影响转速能力。如此增加的预
载荷必须采用恰当的方法加以补偿。
如果值
f
w
·
n
2
1
.
2
（红色区域），第
90
页，
图
12
，最好咨询
Schaeffler Group
工业应用技术部。
范例 如果
f
w
·
n
2
1
.
2
，所得轴颈尺寸如下：
给定数据 ■ 主轴轴承
–
HCS71914E.T.P4S.UL
■ 转速
n
–
16 000 min
–1
■ 内圈实际尺寸 （内圈尺寸偏差标在轴承套圈上）
–
70 mm
–
3
m
=
69
.
997 mm
■ 空心轴的孔径
–
35 mm
（
50%
轴径）
■ 确定合适的速度系数轴承型号
HS
、
HC
和
XC
，第
90
页，
图
12
–
f
W
=4
.
30
·
10
–9
计算
n
2
·
f
W
=
1
.
1
用值
1
.
1
和曲线 ，第
90
页，
图
12
，得出所需过盈量
9
m
。
轴的实际尺寸应为
70
.
006 mm
，由此在转速
n
=
16 000 min
–1
时
内圈仍紧固在轴上。