第 13 章滚动轴承

第13章滚动轴承 带传动和链传动都是通过中间挠性件传递运动和动力的，适用于两轴中心距较大的场合。与齿轮传动相比，它们具有结构简单，成本低廉等优点。 §13-1 概述 §13-2 滚动轴承的主要类型和代号 §13-3 滚动轴承的类型选择 §13-4 滚动轴承的工作情况 §13-5 滚动轴承尺寸的选择 §13-6 轴承装置的设计 §13-7 滚动轴承与滑动轴承性能对照 §13-8 滚动轴承例题分析

§13-1 概述 滚动轴承的组成：外圈、内圈、滚动体、保持架。各零件的作用：内圈：支撑轴；装在机座或零件轴孔内；外圈：支撑零件或轴系；内外圈上有滚道，当内外圈相对旋转时，滚动体将沿着滚道滚动。滚动体：滑动滚动；保持架: 将滚动体分开。滚动副的材料要求：硬度和接触疲劳强度↑ 、耐磨性和冲击韧性↑ 用含铬合金钢制造，经热处理后硬度达：61~65HRC。工作表面需经磨削或抛光。保持架：低碳钢，冲压制成高速轴承：有色金属或塑料。

滚动轴承标准化; 并由专业厂大批量生产。设计人员的主要任务是: 熟悉标准，正确选用。表13-1 各类轴承的公称接触角向心轴承主要承受径向载荷推力轴承主要承受轴向载荷轴承类型径向接触角接触角接触轴向接触 0˚ <α<45˚ 公称接触角 α= 90˚ 45˚ <α<90˚ α α α 优点：摩擦阻力小、启动灵敏、效率高、润滑简便、和易于互换等。滚动轴承按其承受载荷的方向（接触角）和滚动体的形状分类。缺点：抗冲击能力差、高速时出现噪音。接触角：滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的平面之间的夹角称为公称接触角。接触角 ↑ → 轴向承载能力↑ 它是滚动轴承的一个重要参数，轴承的受力分析和承载能力等都与接触角有关。 α= 0˚

Fa Fa Fr Fr 向心推力轴承推力轴承向心轴承 §13-2 滚动轴承的主要类型和代号一、分类向心轴承按载荷方向分推力轴承向心推力轴承轴承类型按滚动体形状分

表13-2 滚动轴承的主要类型和特性 轴承名称、类型及代号承载方向结构简图主要特性和应用极限转速允许角偏差主要承受径向载荷，同时也能承受少量轴向载荷。因为外滚道表面是以轴承中点为中心的球面，故能调心。调心球轴承 10000 中 2˚ ~3˚ 一、分类向心轴承按载荷方向分推力轴承向心推力轴承轴承类型圆柱滚子球轴承按滚动体形状分圆锥滚子滚子轴承球面滚子滚针

表13-2 滚动轴承的主要类型和特性（续） 轴承名称、类型及代号结构简图承载方向主要特性和应用极限转速允许角偏差能承受很大的径向载荷和少量轴向载荷。承载能力大，具有调性能。调心滚子轴承 20000C 低 0.5˚ ~2˚ 比10000小能同时承受较大的径向、轴向联合载荷。因线性接触，承载能力大，内外圈可分离，装拆方便，称对使用。圆锥滚子轴承 30000 中 2’ 只能承受轴向载荷，且作用线必需与轴线重合。分为单、双向两种。高速时，因滚动体离心力大，球与保持架摩擦发热严重，寿命较低，可用于轴向载荷大、转速不高之处。推力球轴承 50000 低不允许 a)单向

表13-2 滚动轴承的主要类型和特性（续） 轴承名称、类型及代号结构简图承载方向主要特性和应用极限转速允许角偏差 b)双向只能承受轴向载荷，且作用线必需与轴线重合。分为单、双向两种。高速时，因滚动体离心力大，球与保持架摩擦发热严重，寿命较低，可用于轴向载荷大、转速不高之处。推力球轴承 50000 不允许低能同时承受较大的径向、轴向联合载荷。因线性接触，承载能力大，内外圈可分离，装拆方便，称对使用。深沟球轴承 60000 高 8’~16’ 角接触球轴承 70000C(α=15˚ ) 70000AC(α=25˚ ) 70000B(α=40˚ ) 能同时承受较大的径向、轴向联合载荷。 α大，承载能力越大，有三种规格。称对使用。 2’~10’ 较高

表13-2 滚动轴承的主要类型和特性（续） 轴承名称、类型及代号结构简图承载方向主要特性和应用极限转速允许角偏差推力圆柱滚子轴承 80000 能承受很大的单向轴向载荷。不允许低能承受较大的径向。因线性接触，内外圈只允许有小的相对偏转。除U结构外，还有内圈无挡边(NU)、外圈单挡边(NF)、内圈单挡边(NJ)等型式圆柱滚子轴承 N0000 较高 2’~4’ 只能承受径向载荷。承载能力大，径向尺寸特小。一般无保持架，因而滚针间有摩擦，极限转速低。滚针轴承 a) NA0000 b) RNA0000 a) 低不允许 b)

表13-3 滚动轴承代号的排列顺序 前置代号基本代号共5位后置代号或加 0 （）注：代表字母；代表数字滚动轴承的类型很多，而各类轴承又有不同的结构、尺寸、公差等级、技术要求等，为便于组织生产和选用，规定了滚动轴承的代号，二、滚动轴承的代号成套轴承分部件代号尺寸系列代号类型代号直径系列代号宽(高)度系列代号 1. 前置代号----成套轴承分部件代号。是轴承代号的基础，有三项 2. 基本代号：表示轴承的基本类型、结构和尺寸。类型代号 ----左起第一位，为0（双列角接触球轴承）则省略。

a)单向 b)双向圆锥滚子轴承 30000 调心球轴承 10000 调心滚子轴承 20000C 推力圆柱滚子轴承 80000 圆柱滚子轴承 N0000 角接触球轴承 70000 深沟球轴承 60000 推力球轴承 50000 滚针轴承 a) NA0000 b) RNA0000

滚动轴承主要类型代号表 轴承类型代号轴承类型代号双列角接触球轴承 0 角接触球轴承 7 调心球轴承 1 推力滚子轴承 8 调心滚子轴承 2 推力圆锥滚子轴承 9 推力调心滚子轴承 29 圆柱滚子轴承 N 圆锥滚子轴承 3 滚针轴承 NA 双列深沟球轴承 4 外球面球轴承 U 推力球轴承 5 直线轴承 L 深沟球轴承 6

表13-3 滚动轴承代号的排列顺序 前置代号基本代号后置代号或加（）成套轴承分部件代号尺寸系列代号类型代号直径系列代号宽(高)度系列代号注：代表字母；代表数字 000 300 400 200 尺寸系列代号----左起第二、三位。内径相同，而直径系列代号不同的四种轴承的比较。

表13-4 向心轴承和推力轴承的常用尺寸系列代号向心轴承推力轴承高度系列代号宽度系列代号直径系列代号 1 2 (0) 1 2 宽窄正常正常尺寸系列代号 0 1 (0) 0 (0) 1 20 21 10 11 10 11 特轻轻 (0) 2 2 12 22 12 22 3 中 (0) 3 13 13 23 23 重 4 (0) 4 24 14 24

表13-3 滚动轴承代号的排列顺序 前置代号基本代号后置代号或加（）成套轴承分部件代号尺寸系列代号类型代号直径系列代号宽(高)度系列代号注：代表字母；代表数字表13-5 轴承的内径代号内径代号 02 00 01 03 04~99 12 15 17 数字 5 轴承内径尺寸 mm 10 内径代号 ---- 基本代号左起第四、五位。

表13-3 滚动轴承代号的排列顺序 前置代号基本代号后置代号或加（）成套轴承分部件代号尺寸系列代号类型代号直径系列代号宽(高)度系列代号注：代表字母；代表数字表13-6 轴承后置代号排列顺序 6 后置代号组 1 3 4 5 2 7 8 内部结构密封与防尘套圈变形保持架及材料轴承材料公差等级含义游隙配置其它 3. 后置代号 ---- 用字母（或加数字）表示。

表13-7 轴承内部结构常用代号 轴承类型代号含义示例 B α=40˚ 7210B 角接触球轴承 C α=15˚ 7210C AC α=25˚ 7210AC 圆锥滚子轴承 B 接触角α加大 32310B E 加强型 N207E 表13-8 公差等级代号代号省略 /P6 /P6x /P5 /P4 /P2 公差等级符合标准的 0级 6级 6x级 5级 4级 2级示例 6203 6203/P6 30201/P6x 6203/P5 6203/P4 6203/P2 注：公差等级中0级最低，向右依次增高，2级最高。

轴承内径 d=17 mm 直径系列代号，2(轻)系列宽度系列代号，2(宽)系列深沟球轴承公差等级6级公称接触角 α=25˚ 轴承内径 d=12×5=60 mm 直径系列代号，3(中)系列宽度系列代号，0(窄)系列，代号为0，不标出角接触球轴承三、滚动轴承代号示例公差等级为0级; 游隙组为0组； 6 2 2 03 7 (0) 3 12 AC / P6 游隙组为0组；

公差等级5级 轴承内径 d=65 mm 轴承内径 d=25 mm 直径系列代号，2(轻)系列直径系列代号，1(特轻)系列宽度系列代号，0(窄)系列圆柱滚子轴承圆锥滚子轴承游隙组为0组； N 1 05 / P5 公差等级为0级; 游隙组为0组； 3 0 2 13

按轴径确定轴承内径 N 有严格要求吗？ Y 不进行承载能力验算校核承载能力 N 合格吗？ Y END §13-3 滚动轴承的类型选择滚动轴承是标准零件，要求设计者应能在机械设计过程中，根据使用的要求较合理地选择滚动轴承的类型与规格。一、滚动轴承选择的一般过程根据载荷性质选择轴承的类型和直径系列

二、滚动轴承选择应考虑的问题 Fr 1）轴承的载荷由于结构不同，各类轴承的使用性能也不相同，现说明如下。向心轴承用于受径向力；载荷方向：

二、滚动轴承选择应考虑的问题 Fa Fr 1）轴承的载荷向心轴承用于受径向力；向心推力轴承用于承受径向力和周向力联合作用。载荷方向：

二、滚动轴承选择应考虑的问题 Fa ∴大载荷采用滚子轴承推力轴承 1）轴承的载荷向心轴承用于受径向力；向心推力轴承用于承受径向力和周向力联合作用。载荷方向：推力轴承用于受轴向力；载荷大小：在同样的外形尺寸下，滚子轴承的承载能力大于球轴承。一般：滚子轴承≈(1.5~3)球轴承当d ≤20 mm时，两者承载能力接近，宜采用球轴承。因滚子轴承贵角接触球轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷。

滚动体为滚子，则只能承受径向载荷； 若滚动体为球，可承受一定的轴向载荷。 α= 0˚ → 承受径向载荷为主； 0˚ <α<45˚ → 承受轴向载荷为主； 45˚ <α<90˚ → 只能承受轴向载荷。 α= 90˚ → 2）轴承的转速滚动体回火或胶合破坏。润滑失效→ 转速过高→ 温度↑ → 极限转速----滚动轴承在一定载荷与润滑条件下，允许的最高转速。具体可查阅设计手册或轴承样本。选用原则： 1.球轴承比滚子轴承的极限转速高，应优先选用球轴承； 2.在高速时，以选用超轻、特轻及轻系列的轴承；内径相同时，外径越小，滚动体就越轻小，产生的离心惯性力也小，；

θ 调心轴承 3.保持架的材料对轴承转速影响极大，实体保持架比冲压保持架允许有更高一些的转速； 4.推力轴承的极限转速很低，当工作转速高时，若轴向载荷不是十分大，可以采用角接触球轴承来承受纯轴向力； 5.若工作转速超过了轴承样本，可以用提高公差等级、适当增大游隙、选用循环冷却等方法。 3）轴承的调心行性能轴承由于安装误差或轴的变形等都会引起内外圈中心线发生相对倾斜。其倾斜角称为角偏差。影响轴承正常运转。角偏差 ↑ → 可采用调心轴承。滚针轴承对轴线倾斜最敏感，应紧可能避免在轴线有倾斜的情况下使用。

Fr δ0 Fmax σH FNi σH FNi 径向载荷的分布 t t o o 无载荷有载荷固定圈上确定点的应力变化滚动体、动圈上确定点的应力变化 §13-4 滚动轴承的工作情况一、滚动体的受力分析受纯轴向载荷时，各滚动体受力相同；受纯径向载荷Fr时，上半圈滚动体不受力；所有水平分力相互抵销，铅垂分力与外载荷平衡。下半圈各滚动体受力大小方向均不同。可以导出：z为滚动体的总数。二、滚动体的应力变化情况

α Fr Fdi Fae Fa FNi F’ri β 圆锥滚子轴承角接触球轴承 70000C(a=15º) 70000AC(a =25º) 70000B(a =40º) Fd=Fr／(2Y) Fd=eFr Fd=0.68Fr Fd=1.14Fr 三、轴向载荷的计算当角接触球轴承或圆锥滚子轴承承受径向载荷Fr时，由于存在接触角α，第i个滚动体所受力为FNi。可分解为两个轴向和径向两个分力： FNi = Fdi +Fri 第i个滚动体其中： Fdi = Fri tgβ 假设作用在轴上的轴向外载荷为：Fae 所有滚动体轴向力之和： Fd =∑Fdi = ∑Fri tgβ ----派生轴向力 Fd将迫使内圈和轴径向右移动。可按下表来计算Fd 由于产生了派生轴向力，此时轴承所承受的实际轴向力不再等于外部轴向力，即： Fa ≠ Fae

α α Fdi Fd Fa Fa Fr Fr FNi FN Fae Fae β β Fr Fr FN FNi 1)假设没有外部轴向力Fae 当只有一个滚动体受载时： = Fr tgβ = Fr tgα Fa =Fd 当多个滚动体受载时有：因为各Pi方向不同，它们的合力虽然与R平衡，但其代数和必然大于R，而派生力S=∑Si，是代数和，故有此结论。 Fa =Fd =∑Fri tgβ >Fr tgα 2)当施加有外部轴向力Fae时轴承不会沿轴向窜动，实际轴向力应取决于Fd与Fac中较大的一个，即： Fa =max{ Fd Fae }

轴承承受的载荷 决定了滚动轴承尺寸轴承寿命要求可靠性的要求 ----最常见 §13-5 滚动轴承尺寸的选择静载荷失效形式不同。滚动轴承的载荷动载荷一、滚动轴承的失效形式工作过程中，滚动体相对内外圈不断转动，因此滚动体和滚道接触表面受脉动循环变应力，产生疲劳点蚀。疲劳破坏永久变形当轴承转速很低或间歇摆动时，不会产生疲劳损坏。但很大的静载荷或冲击载荷作用下，会使滚道和滚动体产生永久变形，从而使轴承在运转过程中产生剧烈振动和噪音而失效。失效形式早期磨损维护保养不当而造成。胶合轴承元件破裂

L/(1×10-6 r) 20 15 10 5 0 50 100 R(%) 轴承的寿命曲线二、滚动轴承的寿命计算定义：轴承在一定转速下，其中任何零件出现疲劳扩展迹象之前的工作小时数称为：对一组同一型号的轴承，由于材料、热处理和工艺等很多随机因素的影响，即使在相同条件下运转，寿命也不一样，有的甚至相差几十倍。因此，对一个具体的轴承，很难预知其确切的寿命。实验表明：寿命与可靠性有关。如图轴承寿命可靠度：一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分比. 基本额定寿命：一组同一型号轴承，在同一运转条件下，其可靠度R为90%时，能达到或超过的寿命L(Lh) 对于单个轴承而言，其损坏的可能性只有90% 单位为百万转106 r，或小时. 换句话说寿命为1百万转时. 可靠度为90%，寿命为5百万转时. 可靠度只有50%，在到达额定寿命时，有90%的轴承没坏，只损坏了10%。

表13-3 轴承预期寿命Lh的参考值 Lh /h 使用场合不经常使用的仪器和设备 500 短时间或间断使用，中断时不致引起严重后果 4000~8000 间断使用，中断时会引起严重后果 8000~12000 每天8h工作的机械 12000~20000 每天24h连续工作的机械 40000~60000 基本额定动载荷定义：当一套轴承运转达到一百万（106）转时，轴承所能承受的载荷C。. 不同的轴承该值不一样，它表征了轴承的承载特性。是在大量试验的基础上，通过理论分析得到，需要时可从设计手册或轴承样本中查得。. 向心轴承记为：Cr，可查表推力轴承记为：Ca

P KN 29.5 25 20 15 10 5 0 1 2 3 4 5 10 15 L∞ (106) 3 ε= 10/3 寿命计算公式通过试验得出如图所示6208轴承的载荷—寿命曲线。曲线上对应于 Lh=106的载荷为: 29.5KN。 P---动载荷载荷--寿命曲线的公式： ---球轴承寿命指数： ---滚子轴承用小时表示：基本额定动载荷： L’h--预期寿命

表13-4 温度系数 轴承工作温度℃ 100 150 200 300 125 250 温度系数 ft 0.60 0.95 1 0.70 0.90 0.80 引进温度系数 ft 进行修正。当 t>100℃时， → C ↓ Ct= ft C 修正后的计算公式：

表13-6 载荷系数 载荷性质无冲击或轻微冲击中等冲击强烈冲击 1.0~1.2 fP 1.8~3.0 1.2~1.8 引进载荷系数 fP 进行修正。工作中冲击振动 → C ↓ 最终计算公式：

滚动轴承的基本动载荷是在一定的实验条件下确定的。对于向心轴承是指轴承承受纯径向载荷；对于推力轴承是指承受中心轴向载荷。实际情况可能既受径向载荷又有轴向载荷，则必须将实际载荷换算成与实验条件相同的载荷后，才能和基本额定动载荷进行比较。换算后的载荷是一种假定载荷，称为当量载荷。滚动轴承的基本动载荷是在一定的实验条件下确定的。对于向心轴承是指轴承承受纯径向载荷；对于推力轴承是指承受中心轴向载荷。实际情况可能既受径向载荷又有轴向载荷，则必须将实际载荷换算成与实验条件相同的载荷后，才能和基本额定动载荷进行比较。换算后的载荷是一种假定载荷，称为当量载荷。三、当量动载荷的计算理由：基本额定动载荷是单向载荷（径向或轴向）试验条件下得出的。实际情况可能受到双重载荷作用。很显然，单向载荷与双向载荷作用下，轴承的寿命是不一样的。含义：当量动载荷是一种考虑径向载荷与轴向载荷双重影响，经换算后的假想载荷。其效果与某一个基本额定动载荷相当。计算公式： P=X Fr+YFa Y----轴向动载荷系数。见下页 X----径向动载荷系数；向心轴承： P=Fr 推力轴承： P=Fa

表13-5 向心轴承当量载荷系数X、Y的值 Fa / Fr >e Fa / Fr≤ e 12.3Fa e 轴承类型 C0r Y Y X X 0.172 0.19 2.3 0.345 0.22 1.99 0.689 0.26 1.71 深沟球轴承 1.03 0.28 1.55 1.38 0.30 0.56 1.45 1 0 …… …… …… 0.178 0.38 1.47 角接触球轴承 0.357 0.40 1.40 0.714 0.23 1.30 1.07 0.46 1.23 α= 15˚ 1.43 0.47 0.44 1.19 1 0 …… …… …… α= 25˚ ---- 0.68 0.41 0.87 1 0 (单列) α= 40˚ ---- 1.14 0.35 0.57 1 0 圆锥滚子轴承(单列) ---- 1.5tgα 0.4 0.4ctgα 1 0 调心球轴承(双列) ---- 1.5tgα 0.65 0.65ctgα 1 0

1 2 Fae Fd2 Fd1 O2 O1 a2 a1 Fr1 Fr2 四、向心推力轴承的轴向力计算　 1.若 Fae+ Fd2 >Fd1 由于轴承1的右端已固定，轴不能向右移动，轴承1被压紧。由平衡条件得轴承1(压紧端)承受的轴向载荷：压紧端：Fa1 = Fae+ Fd2 轴承2(放松端)承受的轴向载荷：放松端：Fa2 = Fd2 2.若 Fae+Fd2 < Fd1 则轴承2被压紧。由平衡条件得：放松端： Fa1 = Fd1 外圈窄边相对安装 (正装) 压紧端： Fa2 = Fd1 - Fae 结论：放松端轴承的轴向载荷 = 内部轴向力压紧端轴承的轴向载荷 = 其余轴向力的代数和本身除外

2 1 O1 O2 外圈宽边相对安装(反装) Fae Fd2 a2 Fd1 a1 Fr2 Fr1 反装时选左边的轴承为1，右边的轴承为2。 1. 若Fae+ Fd2 >Fd1 则有：压紧端：Fa1 = Fae+ Fd2 放松端：Fa2 = Fd2 2.若 Fae+Fd2 < Fd1,则有：放松端： Fa1 = Fd1 压紧端： Fa2 = Fd1 - Fae 结论与正装相同：放松端轴承的轴向载荷 = 内部轴向力压紧端轴承的轴向载荷 = 其余轴向力的代数和本身除外

五、滚动轴承的静承载能力 　对于在工作载荷下基本不旋转或缓慢旋转或缓慢摆动的轴承，其失效形式不是疲劳点蚀，而是因滚动接触面上的接触应力过大而产生的过大的塑性变形。　在国家标准中，对每一种规格的滚动轴承规定了一个不应超过得载荷界限—基本额定静载荷，用C0表示。轴承上作用的径向载荷Fr与轴向载荷Fa应折合成一个当量静载荷P0 ，即： P0=X0Fr+Y0Fa C0≥S0P0 按轴承静承载能力选择轴承的公式为：式中：S0为静强度安全系数，可由设计手册查取。

滚动轴承的静强度安全系数 S0 旋转条件载荷条件 S0使用条件 S0 普通载荷 1~2高精度旋转场合 1.5~2.5 连续旋转轴承冲击载荷 2~3振动冲击场合 1.2~2.5 普通旋转精度场合不常旋转及作摆动运动的轴承普通载荷 0.51.0~1.2 冲击及不均匀载荷 1~1.5允许有变形量 0.3~1.0

计算当量动载荷P=fP(XFr+YFa) 明确轴承的工作转速n与预计寿命L10 计算轴承应满足的基本额定动载荷由轴承样本（手册）查取合适的轴承六、滚动轴承尺寸选择的过程由力分析确定轴承所承受的Fr与Fa

可靠度不为90%时的额定寿命修正系数a1 (GB/T6391-1995) 可靠度% 90 95 96 97 98 99 Ln L10 L5L4 L3 L2L1 a1 1.0 0.62 0.53 0.44 0.3 0.21 七、滚动轴承的可靠度　在一般工程问题中，均以轴承的基本额定动载荷和基本额定寿命来衡量轴承的承载能力，这时对应的可靠度均为90%。但是，对于航空航天产品、国防装备等，对于轴承的可靠度有更高的要求。这时滚动轴承寿命的计算须引入可靠性系数a1，即修正寿命为： a1也可按下式计算确定： R--为预期可靠度。

§13-6 轴承装置的设计 轴承的定位和紧固轴承的配置设计轴承位置的调节设计内容: 轴承的润滑与密封轴承的配合轴承的装拆一、滚动轴承的定位和紧固　滚动轴承的轴向紧固是指将轴承的内圈或外圈相对于轴或轴承座实施紧固。具体的紧固方法有很多，下面列举常用的方法。

内圈的紧固方法： 圆螺母与止动垫圈固定紧定衬套、圆螺母、止动垫圈与锥孔内圈固定。轴端挡圈固定弹性挡圈固定外圈的紧固方法：端盖固定孔用挡圈螺纹环紧固轴承外圈止动槽

预留补偿间隙 C=0.2~0.3 mm 二、滚动轴承的配置　轴承配置----指对于一个轴系应采用几个轴承支承、如何支承、如何配置等问题。常用的轴承配置方案有以下三类，每一类又有若干具体方案。双支点各单向固定常用配制方案一个支点双向固定、另一端游动。两端均游动双支点各单向固定两端固定支承

两端固定支承 双支点各单向固定

选用圆柱滚子轴承时，外圈应双向固定。 L 游动支承二、滚动轴承的配置　轴承配置----指对于一个轴系应采用几个轴承支承、如何支承、如何配置等问题。双支点各单向固定常用配制方案一个支点双向固定、另一端游动。两端均游动选用深沟球轴承时，外圈与端盖间应留有间隙。适用于温度变化较大的长轴。游动支承固定支承

二、滚动轴承的配置 　轴承配置----指对于一个轴系应采用几个轴承支承、如何支承、如何配置等问题。双支点各单向固定常用配制方案一个支点双向固定、另一端游动。两端均游动人字齿轮由于本身的轴向限位作用，其中一根轴设计成两端固定的形式，另外一根轴必须游动，否则会卡死。两端游动

调整垫片 调整垫片加减垫片加减垫片三、轴系部件的调整 1. 轴承间隙的调整加减垫片的厚度方法：螺钉调整螺钉调整

对于某些可调游隙的轴承，在安装时给与一定的轴向压紧力，使得内外圈产生相对移动而消除游隙，并在套圈和滚动体接触处产生弹性预变形，借此提高轴的旋转精度和刚度。这种方法称为轴承的预紧。对于某些可调游隙的轴承，在安装时给与一定的轴向压紧力，使得内外圈产生相对移动而消除游隙，并在套圈和滚动体接触处产生弹性预变形，借此提高轴的旋转精度和刚度。这种方法称为轴承的预紧。 2. 轴承的预紧加金属垫片方法磨窄套圈

对于某些可调游隙的轴承，在安装时给与一定的轴向压紧力，使得内外圈产生相对移动而消除游隙，并在套圈和滚动体接触处产生弹性预变形，借此提高轴的旋转精度和刚度。这种方法称为轴承的预紧。对于某些可调游隙的轴承，在安装时给与一定的轴向压紧力，使得内外圈产生相对移动而消除游隙，并在套圈和滚动体接触处产生弹性预变形，借此提高轴的旋转精度和刚度。这种方法称为轴承的预紧。 3. 轴承组合位置的调整目的：使轴上的零件具有准确的工作位置。如齿轮、带轮等才能保证正确啮合。例如：圆锥齿轮传动，要求两个节锥顶点相重合。对于蜗杆传动，要求蜗轮中间平面通过蜗杆的轴线。方法：套杯+调整垫片

第 13 章滚动轴承