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主轴轴承是单列角接触球轴承的一种特殊形式,除承受径向力外还承受轴向力和合力。由于其较小的公差范围,适用于最高要求的引导和运行精度、刚性、速度增加和优化摩擦。主轴轴承不可分离,不适用于补偿角度偏差。主轴轴承通常应用于机床主轴。

 

尺寸和公差

KRW标准主轴轴承公差等级P4S, 即尺寸精度为P4级,旋转精度为P2级。

滚动轴承公差

标准

按照DIN 628-6标准(主轴轴承)、DIN 616标准(滚动轴承-尺寸方案)和ISO 15标准(径向轴承-通用尺寸),主轴轴承的基本尺寸已标准化。

 

面对面、背对背和串联配置的主轴轴承

面对面、背对背和串联配置的主轴轴承

轴承设计

主轴轴承为自锁式径向轴承,不可分离。除承受径向力外,还可以承受单向的轴向力,与相邻镜像安装的另一个主轴轴承组合承受两个方向的轴向力。

对于组配的轴承根据接触压力曲线不同可分为O型布置、X型布置和串联布置。X型布置的轴承不太适合承受倾覆力矩,O型布置的轴承刚性很强,仅允许很小的倾覆力矩。串联布置的轴承,两个轴承的压力线沿同一个方向,只能承受单向的轴向力。在这种情况下,配对的两个轴承均承受轴向力,轴向载荷能力显著提升。

主轴轴承

主轴轴承的基本设计;α-接触角

主轴轴承的轴向载荷能力随接触角的增大而增大。接触角的大小用后缀C(15°)、D(20°)和E(25°)表示。

KRW生产万能组配设计的主轴轴承,轴承组可按任意配置方式组配安装,轴承组的预紧力已预调完成。

预紧

主轴轴承分为不同的预紧等级,预载荷数值不是标准规定值,KRW预紧等级通过后缀来定义。轴承组预紧大小的选择是在最大轴向载荷的情况下未受载的相反方向的轴承仍有足够的预紧力,需要注意提升力,请联系KRW应用工程部工程师。

保持架

KRW主轴轴承带外圈引导的酚醛树脂窗式保持架(后缀:TPA)可按需提供其他保持架设计,或按具体应用选型,并在轴承上标记为后缀。

保持架的一般信息

 

特殊后缀

C更改内部设计,接触角15°
D更改内部设计,接触角20°
E更改内部设计,接触角25°
TPA窗式酚醛树脂实体保持架,外圈引导
U万能配对轴承,通用轴承,后缀后接一个字母表示轴承的预紧程度,区分如下:
L - 轻预紧
M - 中预紧
H - 重预紧
DU轴承组由两个万能配对轴承组成, 后缀后接一个符号表示轴承的预紧程度, 区分如下:
L - 轻预紧
M - 中预紧
H - 重预紧
TU轴承组由三个万能配对轴承组成,后缀后接一个符号表示轴承的预紧程度,区分如下: 
L - 轻预紧
M - 中预紧
H - 重预紧
QU轴承组由四个万能配对轴承组成,后缀后接一个符号表示轴承的预紧程度,区分如下:
L - 轻预紧
M - 中预紧
H - 重预紧
PU轴承组由五个万能配对轴承组成,后缀后接一个符号表示轴承的预紧程度,区分如下:
L - 轻预紧
M - 中预紧 
H - 重预紧

 

角度误差补偿

主轴轴承不适用于补偿不对中误差。不对中会导致钢球的运行不理想,并在轴承中产生额外的应力,以致缩短轴承使用寿命。

 

转速

轴承系统的总能量平衡对于可达到的转速至关重要。这取决于:

  • 轴承数量
  • 轴承布置
  • 外部载荷
  • 预紧等级
  • 润滑剂
  • 散热。

极限转速nG是一个实际的机械极限值,它是基于滚动轴承的机械疲劳强度,该疲劳强度取决于轴承的安装条件和润滑情况。主轴轴承的极限转速不同于其他类型的轴承,是由所选的润滑剂(润滑脂或润滑油)来决定的。在未事先咨询KRW的情况下,即使在最佳运行条件下也不得超过极限转速。

脂润滑的极限转速取决于以下条件:使用与工作条件相匹配的高速润滑脂及正确数量的润滑脂。

轴承布置中的转速限制

若以刚性预紧的背对背、面对面或串联布置方式配对的主轴轴承[图1],则会降低轴承表中给出的单个轴承的极限转速。为此引入一个缩小系数fr,根据轴承布置在下表中定义该系数。

主轴轴承列表-不同轴承布置的极限速度

L:轻预紧、M:中预紧、H:重预紧

允许的工作温度

轴承的允许工作温度受保持架材质、轴承组件(滚道和滚动体)的尺寸稳定性以及润滑的限制。默认情况下,KRW轴承尺寸稳定温度可达200°C(S1),但是酚醛树脂保持架最高工作温度到100°C。KRW也可以按需提供更高工作温度的滚动轴承。

保持架材料的一般信息

尺寸标注

采用ISO 281寿命标准来计算主轴轴承的方法已经不合适了,主轴轴承通常是耐疲劳的,轴承都能在极限疲劳载荷下运行,这就是为什么材料疲劳原理已不适用。要根据轴承载荷大小、刚度和精度来进行布置设计。

借助下列公式计算主轴轴承的当量静载荷:

S0*疲劳强度的载荷比,动载安全系数[-]
C0基本额定静载荷(出自轴承表格)[kN]
P0*根据当量静载荷公式,利用动载荷力计算轴承当量静载荷[kN]

轴承当量静载荷P0*:

下列关系适用于主轴轴承:

P0当量静载荷[kN]
F0,r径向静载荷[kN]
F0,a轴向静载荷[kN]
e计算系数,参阅表格[-]
X计算系数,参阅表格[-]
Y计算系数,参阅表格[-]

 

设计eXY
设计C1,090,50,46
设计D1,20,50,42
设计E1,300,50,38


当一个轴承单元由多个轴承以面对面、背对背或串联方式布置时,外部载荷的分布以形成。则承受最高载荷的轴承是要考虑的,下表显示了外部载荷在轴承组中的载荷分布情况。

对于主轴轴承设计,更精确的计算方法是使用计算程序和ISO/TS 16281标准确定滚珠与滚道之间的赫兹接触压力,其最大值不能超过2000 N/mm2。

 

最小径向载荷

滚动轴承如要可靠运行,需要一个最小载荷。若未达到最小载荷,则可能会发生打滑。可近似假设主轴轴承的最小径向载荷为轴承基本额定静载荷C0的1%。如果未达到该值,请联系KRW应用技术部。

 

 


 

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