1.滚动轴承概述
（1）基本构造 滚动轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架组成（见图7-8）。通常内圈随轴颈转动，外圈装在机座或零件的轴承孔内固定不动。内外圈都制有滚道，当内外圈相对旋转时，限制滚动体侧向位移，降低滚动体与座圈的接触应力。保持架的作用是把滚动体沿滚道均匀地隔开，避免互相碰撞，减小磨损（相邻滚动体接触处运动方向相反，相对滑动速度是滚动体表面的两倍，磨损增大）及噪声。
滚动体与内外圈的材料应具有高的硬度和接触疲劳强度、良好的耐磨性和冲击韧性。一般用铬锰高碳合金钢（GCr6、GCr9、GCr15、GCr15SiMn等）制造，经淬火后硬度可达61～65HRC，工作表面须经磨削和抛光。保持架应具有良好的减磨性，由低碳钢、铜合金、铝合金或塑料等制成。
按滚动体形状滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。滚动体又分为圆柱滚子、圆锥滚子、球面滚子和滚针等，如图7-9所示。
图7-8 滚动轴承构造
图7-9 滚动体的形状
（2）优缺点 与滑动轴承相比，滚动轴承的主要优点：由于滚动轴承处于滚动摩擦状态，因此具有起动时摩擦阻力小、起动灵敏、效率高；由于摩擦阻力小，因此发热少，功率消耗少；由于滚动轴承是标准件，有专门工厂大量生产，因此互换性好，成本低；维护简单，消耗润滑剂也较少；轴承单位宽度的承载能力较大。
缺点：由于滚动轴承的元件之间是金属直接接触，因此与液体润滑的滑动轴承相比接触应力高、抗冲击能力差，高速重载负荷下寿命低；噪声也比液体润滑的滑动轴承大；滚动轴承不能剖分，因此不能用于曲轴；径向外廓尺寸比滑动轴承大。
综上所述，滚动轴承广泛应用在机械行业中，尤其在中速、中载和一般工作条件下运转的机器中应用非常普遍。
2.类型及选择原则
（1）滚动轴承的类型 我国生产的滚动轴承按大类可分十几类，各类轴承的结构型式不同，分别适用于不同工作条件的场合，表7-19列出几种常用滚动轴承的类型及特点。
表7-19 滚动轴承的主要类型和特点
（续）
滚动轴承的分类原则通常按其承受载荷的方向（或接触角）及滚动体的形状来分类。
接触角α是指滚动体套圈接触处的法线与轴承径向平面（垂直于轴承轴心线的平面）之间的夹角称为接触角。接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大。
滚动轴承按其承受载荷的方向或接触角的不同，可分为向心轴承和推力轴承。向心轴承主要用于承受径向载荷，其接触角从0°到45°。其中径向轴承（如深沟球轴承、圆柱滚子轴承等）接触角α=0°；角接触球轴承、圆锥滚子轴承等0°＜α≤45°。推动轴承主要用于承受轴向载荷，接触角45°＜α≤90°，推力球轴承、推力圆柱滚子轴承等α=90°。
按滚动体的形状，滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。
（2）类型选择 滚动轴承类型的选择原则主要考虑工作载荷（大小、性质、方向）、转速、价格及其他等方面的因素，其中主要因素是工作载荷。
1）载荷因素。如果外载荷是纯径向力，可选择圆柱滚子轴承；如果外载荷是纯轴向力，可选择推力轴承；如果外载荷既有径向力又有轴向力，若径向力较大、轴向力较小（如采用斜齿轮且螺旋角较小）时，可选用深沟球轴承；如果径向力、轴向力较大时，一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承；而当轴向力较大、径向力较小时，可采用推力角接触球轴承、四点接触球轴承或选用推力球轴承和深沟球轴承的组合结构等。
2）转速因素。转速较高、载荷较小、要求旋转精度高时应选用球轴承，因为球轴承是点接触，阻力小，极限转速高；转速较低、载荷较大或有冲击载荷时则选用滚子轴承，因为滚子轴承是线接触，阻力大，极限转速低。
3）价格因素。球轴承比滚子轴承价格低，因此优先选用球轴承。
4）其他方面的因素。参考表7-19所列的特点及应用场合进行选择。例如：在同样外形尺寸下，滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.5～3倍，所以，在载荷较大或有冲击载荷时宜采用滚子轴承。为了便于安装拆卸和调整间隙常选用内、外圈可分离型轴承，如圆锥滚子轴承、四点接触球轴承等。
3.滚动轴承的代号
滚动轴承的类型很多，而各类轴承又有不同的结构、尺寸、精度和技术要求，为便于组织生产和选用，国标GB/T 272—1993规定了轴承的代号及其表示方法。滚动轴承代号由基本代号、前置代号和后置代号组成，用字母和数字表示，详细内容见“轴承的代号及其表示方法”国家标准的有关规定，此处仅介绍比较常用的滚动轴承代号的表示方法。
（1）代号的组成 一个完整的滚动轴承代号应由以下三部分组成。
（2）基本代号 基本代号是轴承代号的核心，表示轴承的类型代号、尺寸系列代号（包括直径系列、宽度系列）和内径代号。类型代号：用一位数字或者字母表示；尺寸系列（直径系列、宽度系列）代号：用两位数字表示，第1位数字代表宽度系列，第2位数字代表直径系列；内径代号：用两位数字表示。将最常见的轴承的基本代号表示方法以图7-10的框图表示（滚针轴承除外）。
图7-10 常用滚动轴承基本代号框图
注：在写轴承代号时，宽度系列为窄系列（用0表示）时不必标出，但对圆锥滚子轴承和调心滚子轴承不能省略。
1）类型代号。绝大部分轴承用一位阿拉伯数字表示，但也有个别轴承用字母表示，详见国家标准。
2）尺寸系列代号。包括直径系列和宽度系列两部分组成，用两位数字表示，第1位数字代表宽度系列，第2位数字代表直径系列。
宽度系列：即结构、内径和直径系列都相同的轴承，只是宽度不同以适应不同的支撑刚度要求的一系列轴承，一般机械中传递动力的轴承常用窄系列。
直径系列：即内径相同的轴承外径和滚动体尺寸有变化的系列轴承，以适应不同的承载能力要求。例如，对于深沟球轴承，0、1表示特轻系列，2表示轻系列，3表示中系列，4表示重系列。内径为50mm的深沟球轴承直径系列对比如图7-11所示。
3）内径代号。右起第一、二位数字表示内径代号，轴承内径为d=20～480mm时，代号为内径尺寸除以5。例如：轴承内径为d=50mm，代号为08；轴承内径d=10～17mm的代号，表示方法如图7-10所示。
（3）前置代号 滚动轴承的前置代号用于表示轴承的分部件，用字母表示。如用L表示可分离轴承的可分离套圈；K表示轴承的滚动体与保持架组件等。前置代号及具体其含义可参阅国家标准。
图7-11 深沟球轴承的直径系列代号
（4）后置代号 用字母和数字表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求等，见表7-20。
表7-20 轴承后置代号内容
1）内部结构。内部结构代号表示同一类轴承的不同内部结构，用紧跟着基本代号的字母来表示。例如：接触角为15°、25°和40°的角接触球轴承分别用C、AC和B表示，见表7-21。
2）公差等级。轴承的公差等级分为2级、4级、5级、6级、6X级和0级，共有6个级别（见表7-22），依次由高级到低级，其代号分别为/P2、/P4、/P5、/P6、/P6X和/P0，造价由高到低，最高和最低价格相差7～10倍。其中，6X级仅适用于圆锥滚子轴承；0级为普通级，在轴承代号中不标出。
3）游隙。常用的轴承径向游隙系列分为1组、2组、0组、3组、4组和5组，共6个组别，径向游隙依次由小到大。0组游隙是常用的游隙组别，在轴承代号中不标出，其余的游隙组别在轴承代号中分别用/C1、/C2、/C3、/C4、/C5表示。当游隙与公差同时表示时，符号C可以省略。
4）配置。指角接触轴承（即带斜面的轴承）的排列方式不同而对轴的支承刚度的，成对安装轴承有三种配置型式：/DB（背对背）、/DF（面对面），/DT（串联）。例如：圆锥滚子轴承32208/DF，为面对面排列；角接触球轴承7210C/DB，为背对背排列。
后置代号中的其他部分如无特殊要求，在轴承代号中可不标注。
例如：滚动轴承代号为62203，其含义为：6—深沟球轴承，2—宽度系列为宽系列，2—直径系列为轻系列，03—内径d=17mm，公差等级为P0级。再如7312AC/P6表示：7—角接触球轴承，宽度系列为窄系列（0省略），3—直径系列为中系列，12—内径d=60mm，AC—接触角α=25°，/P6—6级公差。
表7-21 轴承内部结构代号
表7-22 轴承公差等级代号
4.失效形式及计算准则
（1）失效形式 滚动轴承工作时内外套圈间有相对运动，滚动体既自转又围绕轴承中心公转，滚动体和套圈分别受到不同的脉动接触应力。根据工作情况，滚动轴承的主要失效形式如下。
1）疲劳点蚀。在一般载荷和速度条件工作的滚动轴承，疲劳点蚀是主要失效形式。因为在工作过程中，滚动体和内外圈不断地接触，滚动体与滚道受变应力作用，可近似地看作是脉动循环。在载荷的反复作用下，首先在表面下一定深度处产生疲劳裂纹，继而扩展到接触表面，形成疲劳点蚀，致使轴承不能正常工作。
2）塑性变形。低速重载条件工作的滚动轴承，塑性变形是主要失效形式，因为速度低，循环次数少，一般不会发生疲劳点蚀，而重的静载荷或冲击载荷会使轴承滚道和滚动体接触处产生塑性变形，使滚道表面形成变形凹坑，从而使轴承在运转中产生剧烈振动和噪声，运转精度也会降低，无法正常工作。
3）磨粒磨损。在多尘条件工作的滚动轴承，虽然采用密封装置，滚动体与套圈仍有可能产生磨粒磨损。据统计，在拖拉机中，滚动轴承由于磨粒磨损失效的约为点蚀失效的2.5倍。
4）胶合。高速重载条件工作的滚动轴承，胶合是主要失效形式，因为速度越高，发热越量越大，发生胶合的可能性越高。
此外，还有锈蚀、电腐蚀和由于操作、维护不当引起的元件破裂等失效形式。
（2）设计准则 在确定滚动轴承的类型和尺寸后，应针对其主要失效形式进行必要的计算。
1）寿命计算。一般工作条件的回转滚动轴承，因主要失效形式是疲劳点蚀，因此应进行接触疲劳寿命计算。
2）静强度计算。对于摆动或转速较低的轴承，因主要失效形式是塑性变形，为了防止塑性变形，需进行静强度计算。所谓低速是指Dm×n≤10000mm·r/min，Dm是轴承的平均直径，n是轴承的转速。
3）极限转速计算。高速工作的轴承由于发热而造成的胶合、烧伤常是主要失效形式，除了需要进行寿命计算外，还应进行极限转速计算以防止胶合失效。
4）组合结构设计。组合结构设计是指滚动轴承与周围其他零件的关系，这对保证轴承的正常工作常常起到决定性作用。主要有轴承在轴上的固定方式，轴承的配合，轴承的润滑和密封，轴承的预紧等。
5.滚动轴承的寿命计算
（1）寿命 轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数（指的是两个套圈间的相对转数或相对转过的小时数）。
（2）基本额定寿命 一组同一型号轴承在相同条件下运转，其可靠度为90%时，能达到或超过的寿命称为基本额定寿命，单位为百万转（106r），用L10表示；或单位为h，用L10h表示。
（3）基本额定动载荷 基本额定动载荷受工作温度和材质硬度的影响，应对其进行修正。
若经常在120℃以上的温度下使用或者在很短时间的极高温度下使用，都会使轴承的组织发生变化，导致轴承载荷能力的降低，此时要用下式对基本额定动载荷进行修正。
CT=ftC
式中 CT——经过温度修正的基本额定动载荷；
ft——温度系数。
轴承零件的表面硬度一般为61～65HRC，但在某些应用场合，其实际硬度低于规定范围，尤其是低于58HRC时，将会导致轴承载荷能力相应降低，通常可用下列经验公式对基本额定动载荷进行修正。
CH=（H/58）3.6C
式中 CH——经过材料硬度修正的基本额定动载荷；
H——布氏硬度。
（4）寿命计算式 大量试验表明：对于相同型号的轴承，滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，由实测的寿命L10与载荷P的关系曲线可得
PεL10=常数
式中 P——当量动载荷（N），向心轴承为Pr，推力轴承为Pa；
L10——基本额定寿命（106），当寿命为100万转时，L10=1；
ε——寿命指数，对球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
在寿命L10=106r（可靠度为90%）时，轴承能承受的载荷为额定动载荷，用C表示。上式可写为
L10=（C/P）ε
上式是GB/T 6391-2003滚动轴承寿命计算式，对径向轴承，当Pr＞C0r或Pr＞命公式的适用性。
实际计算时，用小时表示轴承寿命比较方便，上式可改写为
式中 n——轴承的转速（r/min）。
考虑到轴承工作温度高于100℃时，轴承的额定动载荷有所降低，故引进温度系数ft对C值予以修正。
其他可靠度、特殊轴承性能和特定运转条件下的修正基本额定寿命为Lnm，计算公式为
Lnm=a1a2a3L10
式中 a1——对可靠性的寿命修正系数；
a2——对材料的寿命修正系数，一般由轴承生产厂根据试验结果及经验给
出，对常规材料（高质量淬硬钢）a2=1，其他材料可查表；
a3——对运转条件的寿命修正系数，一般运转条件下a3=1。只有当润滑条件特别优越时，可考虑取a3＞1。在工作温度下，当转速特别低（nDm＜10000mm⋅r/min），或润滑剂的粘度对于球轴承小于13mm2/s，对于滚子轴承小于20mm2/s时，应考虑a3＜1。
（5）当量动载荷 滚动轴承的额定动载荷是在一定条件下确定的。对向心轴承是指承受纯径向载荷；对推力轴承是指承受轴向载荷。如果轴承同时承受径向和轴向载荷，必须将实际载荷换算为和上述条件相同的载荷后，才能和额定动载荷进行比较。换算后的载荷是一种假定的载荷，称为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。径向和轴向载荷分别用Fr和Fa表示，则当量动载荷P的计算公式为
P=XFr+YFa
式中 X——径向系数；
Y——轴向系数，由表7-28查出。
参数e（或称判断系数）反映了轴向载荷对轴承承载能力的影响。当Fa/Fr≤e时，可忽略轴向力的影响，即X=1，Y=0，P=Fr；当Fa/Fr＞e时，不能忽略轴向力的影响，即P=XFr+YFa。
当轴承承受冲击载荷时，当量动载荷增大，可按下式计算(www.daowen.com)
Pd=fdP
式中 Pd——考虑冲击载荷的当量动载荷；
fd——冲击载荷系数。
式中的Fr、Fa并非外力的径向力与轴向力，而是在外力作用下轴承所承受的径向支反力及轴向支反力，需经计算求得。
（6）角接触轴承轴向支反力的计算 这类轴承包括角接触球轴承和圆锥滚子轴承（70000型及30000型），由于轴承座圈的斜面关系，尽管所受外力为纯径向力FR，则轴承支反力也会产生附加轴向力Fs，如图7-12所示，在计算轴承的轴向支反力时，应综合考虑内部附加轴向力Fs及其他外部轴向力的共同作用。
图7-12 角接触球轴承中径向载荷所产生的轴向分力
1）轴承内部轴向力Fs的计算。经推导，轴承内部轴向力为
Fs=1.25Fr×tanα
式中 Fr——轴承的径向支反力（N）；
α——轴承的接触角（°）。
工程中常常用表7-23的近似公式进行计算。要注意附加轴向力的方向，视斜面接触点的法线方向分解而定，如图7-12中Fs的方向为向左。
另外，还应注意支反力作用点，如果是深沟球轴承等不带斜面的结构，则支反力作用点就在轴承宽度的中点；如果是带斜面的角接触轴承，则支反力作用点不在轴承宽度的中点，而是与轴承外端面距离a的o点，a的距离可查手册。
2）轴承轴向支反力的计算。角接触球轴承（70000型及30000型）的轴向支反力
Fa计算时，必须计入由径向力引起的内部附加轴向力Fs，然后综合考虑内部附加轴向力Fs及其他外部轴向力的共同作用来判断哪一端轴承压紧，哪一端轴承放松，从而分别求出压紧端及放松端的轴承的轴向支反力Fa，再代入公式计算当量动负荷P。
计算角接触轴承轴向力的方法如下：
①判明轴上全部轴向力（包括外载荷和轴承的附加轴向力）合力的指向，确定“压紧”端轴承。
②“压紧”端轴承的轴向力等到于除本身的附加轴向力外其他所有轴向力的代数和。
③放松端轴承的轴向力等于它本身的附加轴向力。
表7-23 轴承附加轴向力计算
注：表中Y为Fa/Fr＞e时的Y值。
6.滚动轴承的静负荷计算
滚动轴承的寿命计算框图如图7-13所示。
对于摆动或转速较低的轴承，因主要失效形式是塑性变形。为了防止塑性变形，需进行静强度计算。
在下列工况下，为保证轴承良好地工作，应对轴承进行额定静载荷计算。
1）轴承静止或缓慢转动（转速小于10r/min），且承受连续或间断（冲击）载荷。
2）轴承在载荷作用下缓慢摆动。
3）轴承在正常载荷作用下作转速大于10r/min的旋转运动，且承受间断的、较大冲击载荷。
4）对载荷变化较大，尤其冲击载荷较大的旋转轴承，除按额定动载荷进行疲劳寿命计算外，还必须进行额定静载荷计算。
额定静载荷的计算公式为
图7-13 滚动轴承的寿命计算框图
式中 C0——额定静载荷（N）；
P0——当量静载荷（N）；
S0——安全系数。
静止轴承、缓慢摆动或转速极低的轴承，其安全系数可参考表7-24选取。
表7-24 静强度安全系数S0（静止或摆动轴承）
若轴承转速较低，对运转精度和摩擦力矩要求不高时，可取S0＜1。旋转轴承的安全系数可按表7-25选取。
对推力调心滚子轴承，无论旋转与否，均取S0＞4。另外，轴承座的刚度较低时，应取较大的安全系数；反之，刚度较高时，可取较小的安全系数。
表7-25 静强度安全系数S0（旋转轴承）
（续）
7.滚动轴承的极限转速计算
高速工作的轴承由于发热而造成的胶合、烧伤，除了需要进行寿命计算外，还应进行极限转速计算以防止胶合失效，即限制极限转速。
滚动轴承的极限转速是指在一定的载荷、润滑条件下轴承允许的最高转速，它与轴承类型、尺寸、载荷的大小与方向、润滑剂的种类与数量、润滑方法、轴承精度、游隙、保持架材料与结构及冷却条件等多种因素有关。轴承性能表中列出的各种型号轴承系在脂润滑和油浴润滑条件下的极限转速nlim，适用于当量动载荷P≤0.1C，润滑与冷却条件正常，向心轴承仅受径向载荷，推力轴承仅受轴向载荷的P0级精度轴承。
当轴承的P＞0.1C时，由于接触面上的接触应力增大，轴承温度升增高，将影响润滑剂性能，应将极限转速乘以降低系数f1，查图7-14。
当轴承在径向和轴向载荷联合作用下工作时，由于承受载荷的滚动体数量增加，导致摩擦与润滑条件恶化，应将极限转速乘以降低系数f2，查图7-15。
图7-14 降低系数f1
因此在实际工作条件下，轴承允许的最高转速nmax≤f1f2nlim。
图7-15 降低系数f2
8.滚动轴承的组合结构设计
为保证轴承正常工作，除了合理选择类型及型号外，还应注意轴承与周围零件的关系，即轴承的组合结构设计，主要考虑轴系的固定、轴承的配合、润滑和密封、提高轴承系统刚度等。
（1）轴承在轴上的固定方式
1）两端单向固定（两个轴承都固定，也称全固式或双支点单向固定）。使轴的两个支点中每一个支点都能限制轴的一个方向的移动，两个支点合起来就限制了轴的双向移动。它适用于工作温度不高（t≤70℃）的短轴（跨距L≤400mm）。如采用一对深沟球轴承（6000），考虑到轴因受热而伸长，在轴承盖与外圈端面之间应留出热补偿间隙C（见图7-16b），一般取C=0.25～0.4mm，此间隙在结构图上不必画出。当采用角接触球轴承或圆锥滚子轴承时，轴的热伸长由轴承自身的游隙来补偿。间隙或游隙的大小，通常用一组垫片（见图7-16a）或调整螺钉（见图7-16c）来调节。
图7-16 双支点单向固定
2）一端固定、一端游动（固游式）。当工作温度较高（t＞70℃）且轴较长（L＞400mm），轴的热膨胀伸缩量大，再使用两端固定结构会使轴承运转不灵活，甚至卡死。因此，必须采用一端固定、一端游动的支承方式，即在两个支点中使一个支点能限制轴的双向移动，另一个支点则可作轴向移动。可作轴向移动的支承称为游动支承，它不承受轴向载荷。图7-17a中右轴承外圈未完全固定，可以有一定的游动量；图7-17b中采用的圆柱滚子轴承，其滚子和轴承的外圈之间可以发生轴向游动。为了避免松脱，游动轴承内圈应与轴作轴向固定（常用弹性挡圈）。用圆柱滚子轴承作游动支承时，轴承外圈要与机座作轴向固定，靠滚子与套圈间的游动来保证轴的自由伸缩。
还可以采用图7-17c中的结构，固定支点由推力轴承和向心轴承组合，推力轴承承受双向轴向力，向心轴承承受径向力，游动端采用和图7-17a、b中相同的结构。
3）两端游动。适用于轴要求左右游动的情况。例如，为人字齿轮传动的高速主动铀，为了自动补偿轮齿两侧螺旋角的制造误差，使轮齿受力均匀，采用允许轴系左右少量轴向游动的结构，故两端都选用圆柱滚子轴承。与其相啮合的低速齿轮轴系则必须两端固定，以便两轴都得到轴向定位，如图7-18所示。
（2）轴承的配合 由于滚动轴承是标准件，选择配合时将其作为基准件。因此轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴承外圈与座孔的配合采用基轴制。在装配图的配合中，省略轴承的公差带代号，只标注轴颈及座孔直径公差带代号。
因为轴转动要带动轴承内圈转动，因此轴承内圈与轴的配合应该采用过盈配合，但是因为我国生产的轴承公差带为负，轴承内圈公差带上偏差为零，公差带在零线以下，而圆柱公差带标准中基准孔的公差带在零线以上，因此轴承内圈与轴的配合比圆柱公差标准中规定的基孔制同类配合要紧得多，因此与轴承相配合的轴颈按一般圆柱体的过渡配合即可得到过盈配合。常用的轴承内圈与轴的配合可取k6、m6等，较松的配合可取js6。同理，轴承外圈与座孔的配合采用较松的过度配合或小的间隙配合，常用的外圈与座孔的配合可采用H7、J7、K7等。一般轴承的载荷大、速度高、有冲击、不常拆卸的情况采用较紧的配合，反之采用较松的配合。究竟采用何种配合可参照同类机器采用类比法，或询问有经验的工人师傅，或参考本节后面的设计数据资料。
图7-17 单支点双向固定
图7-18 两端游动轴系（高速人字齿轮轴）
相配零件的加工精度一般应与轴承精度相对应，考虑到轴与外壳孔对轴承精度的不同影响及加工的难易程度，一般轴的加工精度取轴承同级精度或高一级精度，而外壳取低一级精度或同级精度。与较高公差等级轴承配合的轴与孔，对其加工精度、表面粗糙度及形位公差都有相应的较高要求。
（3）润滑与密封
1）滚动轴承的润滑。润滑的主要作用是降低轴承的摩擦阻力和减轻磨损，还可以起到散热、吸振、减少接触应力、防锈和密封的作用。合理的润滑对提高轴承性能，延长轴承使用寿命具有重要意义。轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。润滑方式与轴承的转速有关。一般高速时采用油润滑，低速时采用脂润滑。可根据速度因数dn值（d为轴颈直径，n为工作转速），由表7-26选择。
脂润滑因润滑脂承载能力高，不易流失，便于密封和维护，且一次充填润滑脂可运转较长时间。润滑脂的装填量一般不超过轴承空间的1/3～1/2，装脂过多，易于引起摩擦发热，影响轴承的正常工作。
油润滑的优点是：比脂润滑摩擦阻力小，并能散热，主要用于高速或工作温度较高的轴承。润滑油的粘度可根据轴承的速度因数dn和工作温度t来确定，可查相关技术手册。油量不宜过多，如果采用浸油润滑则油面高度不超过最低滚动体的中心，以免产生过大的搅油损耗和热量。高速轴承通常采用滴油或喷雾的方法润滑。
表7-26 滚动轴承润滑方式的选择
2）滚动轴承的密封。密封是为了阻止灰尘、水分和其他杂物进入轴承，并防止润滑剂流失。密封装置可分为接触式和非接触式两大类。非接触式密封不受速度的限制。接触式密封只能用在线速度较低的场合，常用的材料有细毛毡、橡胶、皮革、软木或者减摩性好的硬质材料（如加强石墨、青铜、耐磨铸铁等）。为了保证密封的寿命及减少轴的磨损，轴的接触部分的硬度大于40HRC，表面粗糙度Ra为0.8～1.6µm。各种密封装置的结构和特点见表7-27。作为标准产品供应市场的密封轴承（如60000—RZ型、60000—2RS型），其单面或双面带有防尘盖和密封圈，内部已填入润滑脂，无需再加其他的密封装置，结构简单，使用日趋广泛。
表7-27 滚动轴承的密封方法
（续）
（4）轴承的预紧
对某些可调游隙式轴承，在安装时给予一定的轴向预紧力，使内外圈产生相对位移，因而消除了游隙，并在套圈和滚动体接触处产生了弹性预变形，借此提高轴的旋转精度和刚度，称为轴承的预紧。
图7-19是通过外圈压紧预紧，利用夹紧一对圆锥滚子轴承的外圈而将轴承预紧。
如图7-20所示为通过弹簧预紧，即在一对轴承间加入弹簧，可以得到稳定的预紧力。
图7-19 外圈压紧预紧
图7-20 通过弹簧预紧
图7-21为用不同长度的套筒预紧。两轴承之间加入不同长度的套筒实现预紧。预紧力可以由两个套筒的长度差加以控制。
图7-22为利用磨窄套圈预紧。夹紧一对磨窄了外圈的轴承实现预紧。反装时可磨窄轴承的内圈。这种特制的成对安装的角接触球轴承可由生产厂选配组合成套提供。并可在滚动轴承样本中查到不同型号成对安装的角接触球轴承的轻、中、重三个系列预紧载荷值及相应的内外圈磨窄量。
图7-21 不同长度的套筒预紧
图7-22 磨窄套圈预紧
图7-23给出了滚动轴承内圈轴向紧固常用方法。
图7-23 滚动轴承内圈轴向紧固常用方法
图7-24给出了滚动轴承外圈轴向紧固常用方法。
图7-24 滚动轴承外圈轴向紧固常用方法
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