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48 TIMKEN 工程手册
轴承选择：尺寸标准
选择轴承的第一步是了解与轧辊和轴承座尺寸相关的内径
和外径要求。相同截面尺寸的滚动轴承中，圆柱滚子轴承具有
最大的径向承载能力，但须匹配额外的止推轴承并需要较大的
轴承内部游隙。或者，也可使用圆锥滚子轴承来承受径向和轴
向载荷，而不需要使用额外的止推轴承。在做出最终选择之
前，必须认真考虑圆柱滚子轴承和圆锥滚子轴承各自的优势。
示例：
选择适用于轧制速度为1000 m/min.、最大支撑辊身
直径为1200 mm、辊身修磨量10%的带钢冷轧机的圆柱
滚子轴承或TQITS解决方案。
第1步：以最大辊身直径的60%计算最小允许辊颈
直径：
辊颈直径（最小值）= 0.6 x 1200 mm = 720 mm
第2步：根据10%修磨量时的最小辊身直径计算最大
允许轴承外径
10%修磨量时的最小辊身直径 = 0.9x1200=1080 mm
轴承外径（最大值）=1080 mm / 1.075 = 1000 mm
第3步：从产品列表中选择轴承
对于冷轧机示例，TQITS型或圆柱滚子轴承均为可
行的方案。
四列圆柱滚子轴承
四列圆柱滚子轴承内径可达1040 mm (40.94 in.)。RX 型
通常用于平材轧机，内径尺寸超过 300 mm (11.81 in.)。热轧
机和冷轧机都可用圆柱滚子轴承，得益于它具有高转速性能
和高旋转精度，以及在给定尺寸范围的高径向承载能力。
固定侧轴承座（常见于操作侧）需要在圆柱滚子轴承外侧额
外加装止推轴承，以承受轧制流程中产生的轴向载荷（图84）。
这种止推轴承通常是外圈集成弹簧双列TDIK组件。传动侧轴
承座中安装的外侧轴承用作定位轴承，因为它只是用来确定
轴承座与辊颈的相对位置。然而，轧辊两侧通常使用相同的
止推轴承以减少备件库存需求。
图84. 使用四列圆柱滚子轴承和止推轴承的支撑辊辊颈
轴承解决方案：径向位置
应用考虑因素和轴承选择
TIMKEN 工程手册 49
可选轴承特征
1. 集成油雾喷嘴：外圈可配备O形环和油雾分配器（图86），
用于采用油雾润滑的旧式轧机。这样就无需将油雾分配器集
成到轴承座内孔。喷嘴数量和每个喷嘴的油孔数量取决于轴
承的尺寸和轴承所需的气/油流量。
2. 锥孔四列圆柱滚子轴承 (RXK)：四列圆柱滚子轴承也可
提供锥形内孔，定名为RXK型。标准内孔锥度为1:12，但是
特别宽的组件也可采用1:30的锥度。用于测量辊颈以获得正
确的锥度和尺寸的工具包括正弦规和环规。所有锥孔辊颈应
用都需要这些工具。
应用考虑因素：RX轴承
1. 公差配合：带钢轧机所用的支撑辊四列圆柱滚子轴承采
用紧配合方式将内圈安装在辊颈上。
必须加热直孔内圈（受热膨胀）以将其安装到辊颈（请参阅
第162页以了解详细信息）。
2. RIC：四列圆柱滚子轴承采用符合DIN 620-4标准的径
向游隙。
RIC由两个参数确定：DUR和IROD。对于轴承组件，DUR
值是确定的，而IROD由RIC值确定，具体取决于内圈的紧配合
量。DUR和IROD都根据其各自的直径采用相应的固有公差。
这样可得到一个内部游隙 (RIC)范围。
最小DUR – 最大 IROD = 最小RIC
最大DUR – 最小 IROD = 最大RIC
3. 内圈精磨特征：四列圆柱滚子轴承可配备半精磨内圈以
便在安装后进行精磨，也可配备精磨内圈并预设RIC。
如果使用精磨内圈，则务必控制辊颈直径的径向跳动量
并确保它与辊身直径是同心的。
RX配置
RX型轴承（图85）具有两个中央处集成法兰的外圈。两个
最外侧的法兰和中央法兰是独立的部件。保持架采用销式结
构。保持架——滚子组件可从双外圈组合中拆下以进行常规
滚道检查。保持架环上有螺纹孔，便于进行吊装。
除了极大尺寸的型号，内圈通常为两片式组件。内圈的
两个端面上通常都有凹槽，以便于拆卸。同时这些内圈也可
采用无凹槽的设计，用于内圈端面和相邻辊颈部件之间使用
静态密封圈（O形环）的特殊应用。
RX 轴承一般配有半精磨滚道内圈，安装到辊颈后可精磨
到指定的尺寸。这种方法可将内圈滚道和辊身偏心降到最低，
并严格控制轴承的安装游隙 RIC。
完整的外圈组件可与内圈组件互换，并可单独采购。
四列圆柱滚子轴承的型号（RX型）：前三位或四位代表
内径尺寸 (mm)；RXS表示外圈组件，其前三位或四位代表
DUR。ARXS 表示内圈组，其前三位或四位也代表以毫米为
单位的内径尺寸。
另外务必注意，仅内圈型号 (ARXS) 和完整轴承 (RX)型号
带有游隙代码（例如：CF1）。
示例：
客户精磨控制游隙的900 mm内径轴承的编号说明
轴承组件：900RX3444CF1
内圈：900ARXS3444CF1
外圈组件：989RXS3444
图85. RX结构 图86. 集成油雾分配器和O形环的RX轴承
轴承解决方案：径向位置
应用考虑因素和轴承选择
50 TIMKEN 工程手册
锥孔四列圆锥滚子轴承 (TQITS)
TQITS 结构
TQITS组合（图87）是一种锥孔辊颈轴承，具有两个单内
圈、一个双内圈、四个单外圈和三个外圈隔圈。所有TQITS
组件的内孔锥度均为1:12，并可采用均一配合或梯形配合。
通过控制三个外圈隔圈的宽度确定轴承游隙 (BEP)。TQITS组
件不包含内圈隔圈。
TQITS圆锥滚子轴承满足高速轧机的应用要求。紧配合和
背靠背排列组合可得到很高的内圈和辊颈的稳定性。这样可在
组件的四列之间达到极佳的载荷分布。新式轧机通常更多的使
用油气系统来润滑这些支撑辊组件。
尽量减小支撑辊径向跳动量对轧机的精度性能非常关键。
TQITS组件通常都采用严格的径向跳动控制，以满足精密轧
制要求。因此，严格地控制辊颈与辊身的同心度非常重要。
可选轴承特征
1. 集成油雾喷嘴：请参阅第49页中对圆柱滚子轴承的评
述。
2. 更高的精度：若成品要求极小的厚度公差，可使用径向
跳动更小的轴承（铁姆肯公司代码359）。
3. 密封轴承座——轴承概念：为了提高轴承座内侧密封圈
的工作面精度，可延长内侧内圈的外挡边（类型：TQITSE）。
图87. TQITS结构
外侧单内圈 中央双内圈 内侧单内圈
应用考虑因素：TQITS轴承
1. 内圈公差配合——梯形内径与均一内径：
均一内径：三个内圈的内径匹配，因此辊颈与三个内圈的
配合量相等。但是，这种方法造成外侧内圈的内孔/辊颈接
触压力高于内侧内圈（与倒角环相邻），因为中间和外侧的
内圈截面厚度更大
梯形内径：外侧内圈截面最厚。为了降低将轴承整体安装
所需的推力，建议使用梯形内径—公差配合以均衡三个内
圈的接触压力。使用三个内圈的梯形配合时，安装轴承到
辊颈上所需的总推力降低大约 20%
2. 内圈轴向夹紧：安装后TQITS组件的内圈必须一直夹
紧，以保持正确的配合量和游隙。
3. 固定和浮动位置：TQITS组件的外圈仅在轧机的固定位
（通常在操作侧）夹紧。在浮动侧（图88），外圈可在轴承座内
孔中进行轴向浮动。每侧外圈端面与相邻轴承座挡肩/压盖端面
之间的轴向间隙推荐为3 mm (0.120 in.)。浮动侧不仅允许外圈
在轴承座内孔中浮动，也允许轴承座在机架牌坊中浮动。这种
布置可适应轧机温度变化造成的轧辊自由膨胀和收缩。
图88. TQITS轴承布局
轴承解决方案：径向位置
应用考虑因素和轴承选择
尺寸可调的倒角环
外圈每侧3 mm (0.12 in.) 的轴向间隙
允许在轴承座内孔中恰当的浮动
浮动侧
固定侧
TIMKEN 工程手册 51
4. 锥形辊颈参数：硬度、表面光洁度和表面洁净度。
锥形辊颈的表面硬度应至少为27至37 HRC
辊颈表面光洁度不差于0.80 μm（32 μin.）
使用TQITS组件要求辊颈洁净且干燥，以保证内圈和辊颈
之间过盈配合而产生的最大抱紧力
5. 锥形辊颈测量：测量辊颈锥度、辊颈尺寸和倒角环长度
需要使用特殊工具。前导内圈抵住倒角环后，这些工具对控制
适当的安装配合量和游隙极其重要。第160页介绍正弦规和可
选环规的使用说明。
6. 用于安装和拆卸TQITS组件的工具：
安装：使用液压千斤顶将轴承和轴承座组合安装到辊颈上。
液压千斤顶将轴承推到辊颈上，直到内圈抵住倒角环
拆卸：辊颈必须开有通向辊颈外径与三个内圈各自的接触面
的轴向和径向的孔。这些孔可向内圈内孔/辊颈接触面输送
高压液体或液压油，以使其脱离紧配合的辊颈。从外侧的内
圈开始，连续地拆下每个内圈
请参阅第143-174页的“轴承储存、搬运和安装”以进一步
了解关于安装和拆卸的详细信息。
7. 轧辊互换性：严格控制内圈大端内径和辊颈尺寸（通过
倒角环长度控制）可在不同辊颈之间实现轴承互换。
8. 润滑：用于TQITS轴承的主要润滑方式是油气润滑。
9. 倒角环配合：对于锥孔轴承组件，倒角环应当采取紧配
合方式安装在辊颈上，最小过盈配合为0.00050 x轴承内径。
中厚板粗轧机和热精轧机
中厚板粗轧机的工作速度很低，通常为可逆式，并需要
进行多次轧制以降低板坯厚度。轧机机架要承受极高的轧制
力以大幅减小板坯厚度，减小量可能超过 300 mm (12 in.)。可
使用一个或多个粗轧机架，通常为四辊配置。支撑辊的辊身直
径最大可达 2500mm (100 in.)，轴承内径最大可达 1500mm
(59.06 in.)。
通常，粗轧中厚板轧机和热轧机支撑辊使用四列圆锥滚
子轴承。
选择 TQOW（图 89）并将其成功应用于所有类型的低到中
速轧机已数十年。采用辊颈松配合安装的轧机，可接受的速度
最高为大约为800m/min. (2600 ft./min.)。铁姆肯公司也有速
度超过1000m/min. (3300ft./min.)的轧机的轴承使用经验，但
是需要更详尽地审核应用（如轴承内孔和辊颈的润滑规定）。
图89. 典型的使用TQOW轴承的支撑辊组件
四列圆柱滚子轴承（RX型）也可用作热精轧机架的可行选
择方案。
轴承解决方案：径向位置
应用考虑因素和轴承选择
52 TIMKEN 工程手册
支撑辊轴承可选特征
TQOW和2TDIW轴承是最常见的四列组件。同时，可以选
择基本组件添加其它可选特征以适应具体的应用。
1. 贯穿双内圈大挡边的径向孔（图90）：此特征用于油
液润滑，以向辊颈和内圈内径之间供应润滑油。使用大内径
轴承，转速相对较低但径向载荷很高的中厚板轧机，采用此
特征非常有益。或者，也可在辊颈上钻出润滑油孔以润滑辊
颈和内圈内径接触面。
中厚板轧机支撑辊轴承需承受很高的载荷。为了尽量降
低辊颈和轴承内径之间的接触应力，建议不要在内圈内径中
加工出螺旋槽。
2. 适合极高载荷应用的更大辊颈直径：在运行速度通常较
低的重载荷支撑辊中（例如：中厚板轧机或粗轧机），需要采
用更大的辊颈直径以应对更高的弯曲应力。鉴于此需要，轴承
A（图91）所代表的传统重载荷轴承尺寸可能不适合。
对于这些高载荷应用，建议使用外径与重载荷轴承大约
相同而内径更大的小截面轴承（图91轴承B）。使用这些小截
面轴承可获得更大的辊颈-辊身尺寸比 (d/D ~ 68%)，且轴承
宽度较小，这可以缩短压下装置和辊身端面之间的轴向距离。
图90. 润滑油孔穿过大挡边的TQOW轴承
图91. 优化辊颈直径
d1
d
D
尺寸较小导致的轴承额定值下降可通过采用以下一种或多
种增强产品特性来补偿：
超纯净钢
改进的滚道轮廓
提高的表面光洁度
另一种备选方案是考虑使用六列圆锥滚子轴承代替四列轴
承。在这种情况下，必须注意轴承与压下装置的相对位置。
提高带钢精度
利用多种不同的轧机结构和控制系统来控制带钢的纵向
厚度和横向轮廓。
控制带钢的横向轮廓：带钢的轮廓主要由连接到工作辊
（在6-Hi轧机中还连接到中间辊）的系统控制。这些系统通常
称为板形控制系统。
控制带钢的纵向精度：冷轧工艺中的必不可少的部分是
轧辊辊缝调整系统。
最现代化的轧机使用液压调整系统，因为与传统的机电压
下系统相比，它可以实现更加快速准确的控制。
造成纵向厚度变化（又称为厚度精度）的因素之一是支撑
辊旋转的偏心。它受到轴承类型和精度影响。
量规精度可通过选择采取紧配合安装在辊颈上的四列圆
柱滚子轴承或四列圆锥滚子轴承（TQITS型）得到提高。紧配
合内圈也可消除出现在松配合轴承组件的辊颈和轴承内径之
间的磨损。
第126页进一步详细地讨论如何选择轴承精度以达到最佳
厚度精度。
轴承解决方案：径向位置
应用考虑因素和轴承选择
轴承 A中心线
轴承 A
轴承B中心线
轴承 B
TIMKEN 工程手册 53
轴承解决方案：轴向位置
工作辊和中间辊
轴向窜辊和交叉轧制系统都在工作辊和中间辊上产生很
高的轴向载荷。这些情况需要专用的止推轴承（图92）。轴向
位置安装轴承时总是留有与轴承座内孔之间的间隙，以避免承
受任何径向载荷。内圈采用松配合安装在轴上以便于从辊颈拆
下轴承座，并利用键销防止内圈和辊颈之间发生相对旋转。
可以考虑多种轴承选择：
弹簧预载TDIK
隔圈式TDIK
2TSR组件或
双向/重载荷止推轴承
(TTDWK或TTDFLK)
图92. 承受高轴向载荷的独立止推轴承
Timken TDIK（带有集成弹簧外圈的双列圆锥滚子轴承）
图93. 带有集成弹簧的TDIK；简化设计和安装
带有集成弹簧外圈的TDIK
铁姆肯公司提供单外圈大端面集成弹簧与推力活塞的各
种标准TDIK。最终安装到轴承座后，这些推力活塞向轴承组
件施加预载荷（图92）。
在新式轧机中可考虑使用集成弹簧的TDIK轴承以简化总体
设计，或使用这种轴承改装老旧轧机。这种轴承相对于外部预
载式安装有两个主要的优势。
由于轴承座挡肩和端盖中都不需要弹簧，因此可简化相关安
装结构。这样可最大限度地降低标准 TDIK 组件所需的外部
弹簧脱落或损坏的可能性
适当选择弹簧尺寸、刚度和每个外圈中的数量以达到最佳
预载荷
两侧的弹簧预载外圈端面和轴承座挡肩之间的间隙为0.15
mm (0.006 in.)到0.30 mm (0.012 in.)（图93）。这样可确保系统
达到弹簧预载荷且弹簧在拆卸时与轴承保留在一起。
轴承解决方案：轴向位置
应用考虑因素和轴承选择
外圈外径的径向松配合 = 2
至3 mm（0.080 至 0.120 in.）
轴向间隙 = 0.15至0.30 mm
（0.006至0.012 in.）
以设置弹簧预载
54 TIMKEN 工程手册
隔圈式TDIK
铁姆肯公司为弹簧预载式TDIK轴承提供替代方案。这种
轴承没有弹簧系统，而是使用更传统的外圈隔圈来控制轴承
游隙。可以使用 T 形或标准外圈隔圈。T形外圈隔圈应通过
键销连接到轴承座端盖以防止旋转，外圈在T形间隔圈中采用
紧配合安装。
这种轴承组件通常设置较小的轴向游隙，大约为0.05 mm
(0.002 in.)，以尽量降低不受载那一列损坏的风险。
2TSR止推轴承组件
2TSR推力组件包括两个单列调心轴承。通常，轧机制造
商在衬套中背对背地安装两个单列轴承（图94）。TSR组件最
适合轧辊高弯曲和高偏心的应用。这些组件能够在任一方向
上承受内圈和外圈之间高达2.5度的偏心。弹簧预载的应用方
式与弹簧预载TDIK轴承相同。
轴承外圈安装时必须采用松配合，以隔离径向载荷，并
允许轴向浮动。这样可避免在发生弯曲的情况下将径向载荷
传递到轴承。
图95. TTDWK组件
（带有平滚道外圈）
双向重载荷止推轴承（TTDWK或TTDFLK）
对于产生特别大的轴向载荷的带钢轧机，例如交叉轧制系
统，应当考虑双向止推圆锥滚子轴承组件。TTDWK（图95）轴
承包含两个平垫圈 -- 每侧各一个，中间是双滚道座圈，以及作
为一个整体保留在销式保持架中的两组滚子。
TTDFLK（图96）作为这种TTDWK结构的变化，使用两个
锥形滚道垫圈（每侧各一个）以及中间的一个双平直滚道座圈。
由于其中间座圈的锥形滚道设计，具有相同承载能力的
TTDWK轴承，其宽度更窄。
图94. 双向2TSR
图96. TTDFLK组件
（带有平直滚道双内圈）
轴承解决方案：轴向位置
应用考虑因素和轴承选择
径向间隙
TIMKEN 工程手册 55
辊颈安装：平圈的弹簧安装（图97和98）通常用于在不受载
滚子列上获得适当的预紧载荷（与TDIK安装相似）。
TTDFLK止推轴承组件可以配备外隔圈。但是，通常首选
在轴承座挡肩中安装预紧弹簧，以确保两列滚子都保持正确
的位置。
图97. TTDWK推力组件典型安装
图98. TTDFLK止推组件典型安装
角接触球轴承组件
对于更高的轧制速度和较低的轴
向载荷的应用，通常使用角接触球轴
承来承受轴向载荷。由于角接触球轴
承类型只能接受单向的轴向载荷，因
此应成对使用（图99），安装后接触角
方向相反。典型应用包括铝箔轧机和
高速线材轧机，在这些应用中它们用
在轴向位置，配以径向位置的四列圆
柱滚子轴承（图100）。
图100. 角接触球轴承组件典型安装
图99. 角接触球轴承组件
轴承解决方案：轴向位置
应用考虑因素和轴承选择
56 TIMKEN 工程手册
支撑辊
当支撑辊使用圆柱滚子轴承或油膜轴承时，必须在轧机
固定侧（通常为操作侧）使用额外的重载荷止推轴承。在浮动
侧，也可使用相同的止推轴承以降低备件库存需求，也可使
用轻载荷定位轴承，例如深沟球轴承。
在传统轧机中（无窜辊或交叉轧制），这些轴向载荷通常
来自于轧辊偏心或进料带钢产生的楔形轮廓。
如果轧机设计包括轧辊交叉或窜辊，这些轴向载荷可能会
显著加大，需要选择更高承载能力的止推轴承。
用于固定侧轴承座的TDIK
固定侧轴承座中最常用的止推
轴承是TDIK组件。这种轴承组件可
承受任一方向的轧辊轴向载荷，通
常配置弹簧预紧系统（图101）。使滚
子靠紧内圈大挡边所需的弹簧力通常
低于轴承轴向承载能力 Ca90的2%。
标准TDIK组件包括一个双内圈
和两个单外圈。
双内圈通常通过键连接到辊颈的
外侧表面。双内圈的两个端面都有键
槽，因此当轧辊主要承受一个方向的
轴向载荷时，轴承可以换向安装，从而延长其使用寿命。键槽
通常位于端面上，但也可位于内径上。
外圈总是采用松配合安装，以确保止推轴承仅承受轴向
载荷，而免于承受径向载荷。这种外圈松配合应为直径上留
出2 至3 mm（0.08至0.12 in.）的间隙。内圈安装方式为松配合
且确保轴向夹紧。
浮动侧轴承座定位轴承
轧机浮动侧的圆柱滚子轴承组件也需要使用止推轴承来定位轴
承座并将轴承座保持在辊端。如果使用连杆来确定浮动轴承座
与固定轴承座的相对位置，则不需要定位轴承。通常利用深沟
球轴承即足以轴向定位浮动侧轴承座，如下图所示（图102）。
图102. 推力位置使用深槽滚珠轴承的浮动侧轴承座
压下系统
在辊缝调整期间，压下系统的工作速度极低。现代轧机将
使用机电下压系统联合液压辊缝调节系统，或单独使用液压辊
缝调节系统。液压辊缝调节系统的主要优势是与机电下压系统
相比响应速度极短，但是机械系统定位更加精确，位移很小。
使用机械系统时，压下止推轴承作用于主轧机螺杆和顶部
轴承座之间。通过这些压下轴承传递的载荷极高，通常相当于
轧机分离力的一半，达到几千吨。由于在调整期间螺杆的旋转
速度极低，因此工作速度基本为零。出于这个原因，应根据静
态承载能力 (C0
) 选择轴承。
图101. TDIK组件
轴承解决方案：轴向位置
应用考虑因素和轴承选择
TIMKEN 工程手册 57
TTHDFLSV
TTHDFLSV组件与上面的 TTHDFLSX相同，但是上圈采用
凹陷轮廓（图104）以匹配螺杆或其调心垫圈。由于圆锥圈的断
面较细，因此这种设计不如凸面上圈设计常见。
图103. TTHDFLSX凸面上圈设计
应用场合考虑因素：
压下轴承
轴承衬套：轴承主要安装在衬套中，以容纳组件所需的润
滑油，但是也可利用完整轴承组件。
圆锥底圈：如果底圈为图105中所示的圆锥形(TTHDSX)，
则建议与圈外径之间保持3 mm (0.120 in.) 的径向间隙，以
确保底圈相对于上圆锥圈进行自动调心。否则，滚子末端
将无法同时正确地靠在上下大挡边上。在衬套中嵌入导
套，用于使上圈和滚子居中。底圈定中将通过上圈和滚子
组实现。
平底圈：如果底圈为扁平形(TTHDFLSX)，则按照装配方法
指导方针采取紧配合安装。平圈允许滚子和圆锥垫圈进行
径向自动调心。
密封：上板中安装的油封采用栓接方式固定到衬套，以防
止污染物进入轴承组件。
润滑：向轴承中加注40º C (104ºF) 时粘度大约为450 cSt 的
优质EP润滑脂，以保持充分润滑。
图105. 带有圆锥底圈的TTHDSX组件
铁姆肯公司提供下面的多种重载荷止推轴承：
TTHDFLSX
传统压下组件使用平底圈和圆锥顶圈。顶圈采用特殊的凸
面轮廓（图103）以匹配螺杆末端或其调心垫圈。上圈和下圈都
配有螺纹吊装栓以便于搬运。这些组件采用满装设计（无保持
架）以使承载能力达到最高。
图104. TTHDFLSV凹面上圈设计
轴承解决方案：轴向位置
应用考虑因素和轴承选择
1.
2.
3.
4.
5.
必需间隙
导套
58 TIMKEN 工程手册
图106. 单螺旋齿轮箱
辅助设备
轧机主传动和小齿轮机架齿轮箱
轧机传动通常由减速器或增速器以及小齿轮机架构成。
小齿轮机架将传动分成两个反向旋转的输出以连接到轧辊。
减速器和小齿轮机架可以是独立的装置，也可以是结合在一
起的整体式装置。
这些传动的功率范围为数百到10000 kW以上，输出速度
可达1200 RPM甚至更高。例如，铝箔轧机的工作速度较高，
而钢材热轧机的工作速度较低。
轴承选择
齿轮箱配置极其多样，包括单级减速和双级减速。虽然
种类多样，但是所有这些齿轮箱都被视为重载型，设计需要
很高的可靠性，典型理论轴承 L10 寿命需要50000小时甚至更
久（请参阅第67-93页的“轴承使用寿命计算和相关分析”以
了解更多详情）。
单螺旋齿轮传动
单螺旋齿轮（图106）产生方向相反的轴向载荷，必须由支
撑每条齿轮轴的轴承之一承受。齿轮结构通常设计为齿轮箱中
的每条轴各有一个固定位置轴承和一个浮动位置轴承。单螺旋
齿轮传动一般用于较小的轧机传动。
图107. 双螺旋齿轮箱
双螺旋齿轮传动或人字齿轮传动
双螺旋齿轮（图107）不会产生额外的轴向载荷。来自半边
齿轮的轴向载荷被另外半边的轴向载荷抵消。这些齿轮设计的
要求之一是允许配对齿轮自由地进行轴向对准，以便将载荷分
布在每个齿轮的两半部分上。
最终所选的轴承必须仅固定一条轴的一端，而允许所有其
他位置浮动。固定端轴承确定整个齿轮和轴系统在齿轮箱中的
位置。考虑到径向和轴向载荷的综合承载能力，在固定端位置
通常选择双列圆锥滚子轴承。
浮动端轴承必须适应轴和轴承座之间的相对轴向移动。
圆柱滚子设计可支撑相对较重的载荷，允许自由地进行轴向
移动。如果外圈和轴承座内径之间的滑动压力不是很大，则
可以选用调心滚子轴承或TDO圆锥滚子轴承。
较大轧机的主传动可能会承受高惯性载荷加速或减速。
这些源自轧辊的速度变化可被传动系统中的减速器放大。结
果，传动输入轴在同一时间段将会遇到更剧烈的速度变化。
上述的高惯性载荷情况可增大传动中的扭转振动，因为在
涉及的多种元件共同作用下产生了复杂的扭转弹性体系统。在
极端情况下，这可能会造成扭矩逆转。
辅助设备
应用考虑因素和轴承选择
TIMKEN 工程手册 59
上一页中讨论的因素意味着选择轴承时必须考虑保持架
强度和内部间隙。
保持架强度必须足以承受载荷区之外的滚子冲击力，同时
承受载荷区内的滚子所产生的惯性载荷。
应用考虑因素
为这些传动装置选择轴承时，齿轮传动类型和轧机的工作
参数很重要。必须考虑下面的因素：载荷和速度、轴和轴承座
配合、工作温度范围和润滑。
工作条件：轴承载荷是齿轮箱传输扭矩的函数，是齿轮啮
合部位产生的切向力、分离力和轴向力的合力。第67-93
页的“轴承使用寿命计算和相关分析”章节提供了推导这
些力的公式。具体的传动类型可产生不同的轴承要求。要
确定疲劳寿命、发热量、润滑流速和轴承游隙，必须了解
工作速度范围和载荷谱。
配合：轴和轴承座配合影响轴承性能，必须谨慎选择以获得
正确而充分的轴承支撑，通常内圈采用紧配合而外圈采用松
配合，但是每种应用都必须按照其实际情况进行确认。请联
系铁姆肯公司工程师以了解详细信息。
润滑：对于滚动轴承，润滑油参数对轴承性能至关重要。
轧机传动通常利用齿轮润滑油来润滑轴承。润滑油在工作
温度下的粘度必须足以形成EHL，以及选择合适的流速以
利于散热。
高速：对于高速应用，圆锥滚子轴承双外圈可带有扩孔配合
锁紧销在轴承座内使用。这样可避免外圈在轴承座跑圈，以
及由此产生的磨损和碎屑。沉孔与润滑孔配合使用,此时需
要中空的锁紧销。
急剧加速和减速：无论是哪种齿轮传动类型和齿轮箱配置，
选择轴承时除了基本径向和轴向承载能力之外都还必须考虑
多种因素，包括高惯性载荷及其对传动振动的影响。
轴承工作游隙：选择还必须考虑工作游隙的影响。较小的工
作游隙比较有利，因为它可以增大承载区，减少能够自由冲
击保持架的承载区外的滚子数量。较小的游隙还可降低传动
系统中的反冲力，以及在轴承中更好地引导无载荷滚动体。
影响轴承工作游隙最大的因素包括：
所用的配合，因为紧配合会减小游隙
相对于载荷,轴承外圈与内圈之间的温度差主要取决于工作
速度
正常工作温度下所需要的最小工作游隙
球、圆柱 和调心滚子轴承要求存在正的工作游隙，但圆
锥滚子轴承可在小得多的游隙直到轻微预载条件下正常工作。
圆柱滚子轴承和调心滚子轴承的初始径向游隙由制造商预
设。这些轴承的游隙通常从工业标准范围中选择，但是也可提
供特殊游 隙以适应特殊应用。
双列圆锥滚子轴承的初始游隙可进一步优化以获得所需的
工作游隙。圆锥滚子轴承的轴向游隙也可调整。最准确的方法
是在组装时根据实际部件和座的尺寸由客户自行磨削轴承间隔
圈。这样可消除轴直径、轴承内径公差和间隔圈宽度对最终安
装间隙（或预载）的影响，获得更窄的游隙范围。
辅助设备
应用考虑因素和轴承选择
1.
2.
3.
4.
5.
6.
60 TIMKEN 工程手册
开卷机和卷曲机
带钢轧机生产线通常包含盘卷工序，作为轧制或金属加工
生产线功能的一部分。因此，至少会有一个卷轴用于放开或重
绕带钢。这些卷轴的名称五花八门，包括开卷机、退绕机、卷
取机、卷绕机和张力卷取机等。
集成热带钢轧机生产线可配有多达三个重载卷轴以进行连
续或半连续卷绕。每个卷轴使用一个芯轴来支撑盘卷。
两种常见的卷轴类型是双柄芯轴和正面胀开芯轴。
双柄芯轴安装在盘卷每侧，每端仅与盘卷内径啮合。双柄
芯轴可以是带有传动销的整体锥式，也可以是膨胀式，通常用
于轻型铝材轧机和箔材轧机，因为盘卷本身固定在钢管上。这
样有助于盘卷拖运，无需在外径上为盘卷提供支撑，从而减少
了柔软和表面关键型材料受损的几率。
正面胀开芯轴在盘卷的整个长度上与之啮合。膨胀和收
缩功能允许盘卷承载和卸载（收缩），但是也可传输相当大的
转矩（膨胀）。这些卷轴在带钢张力和盘卷重量相对较高的热
轧式和冷轧式带钢轧机中很常见。当盘卷重量过高时，例如
在宽大带钢应用中，通常增加外侧轴承以尽可能减少芯轴弯
曲（图108）。
在现代设计中，膨胀和收缩功能由安装在芯轴杆背面的旋
转液压缸驱动。芯轴杆通常集成在传动齿轮箱中作为输出轴。
它的变体采用配备空心输出轴的齿轮箱，以便于将芯轴组件插
入。这种设计有助于快速地更换芯轴组件。
图108. 带有外侧轴承的正面芯轴
外侧轴承支撑
辅助设备
应用考虑因素和轴承选择
TIMKEN 工程手册 61
应用场合考虑因素：卷筒
工作周期
开卷机和卷曲机应用中的轴承工况需要考虑特殊的因
素，因为在卷取和开卷过程中载荷/速度一直变化。开卷机启
动时承受全盘卷重量，但是速度较低。随着盘卷材料轧制，
盘卷重量稳定地下降，而速度稳定地升高。相反的情况适用
于卷曲机。芯轴杆的重量以及带钢张力产生的载荷也必须考
虑在内。
轴承的载荷和使用寿命分析可通过两种方式进行。最简
单的方法是使用加权平均盘卷重量和速度值。也可以选择盘
卷重量以及相关直径和速度。这些参数必须代表盘卷材料轧
制过程中不同时间点的情况，并用来计算轴承的平均使用寿
命。请参阅第67-93页的“轴承使用寿命计算和相关分析”部
分以了解轴承的载荷和使用寿命计算方法。
轴承选择
轴承选择标准与主传动相似，包括考虑是固定端还是浮
动端、工作游隙和速度。但是，这些轴承的选择还需要考虑
特殊因素。首选轴承布置包括：
固定和浮动位置选用双列圆锥滚子轴承
固定端的双列圆锥滚子轴承和浮动端的圆柱滚子轴承
双列TDO型轴承是输出轴/芯轴杆前端（离盘卷最近）位置
的首选类型，因为它的径向和轴向承载能力以及刚度都很
高。在需要承受明显的轴弯曲变形的固定和浮动位置，也
可使用调心轴承
辅助设备
应用考虑因素和轴承选择
62 TIMKEN 工程手册
剪切机和剪切机传动
剪切机及其驱动装置的工作条件可对轴承产生严苛的载
荷要求。选择轴承时需要特别注意。
冶金和金属加工线中使用的剪切机设计多种多样。大部
分是固定剪切机或飞剪。固定剪切机要求待剪切材料保持静
止，而飞剪在材料移动过程中完成剪切。
高速固定剪切机
这些剪切机通常使用低功率驱动电机通过齿轮箱连续地
驱动飞轮。飞轮通过离合器和制动器连接到剪切机。进行剪
切时，离合器合上，剪切机从飞轮获取能量。离合器的合上
和断开所需的时间不到一秒，因此会向驱动传回冲击载荷。
在很短的时段内，轴承载荷相对较高。
飞剪
此处考虑的飞剪类型是滚筒剪，但是其他类型需要考虑
的因素与其相似。滚筒剪由两个平行的滚筒构成，一个位于
带钢上方，另一个位于带钢下方（图109）。滚筒的间隔距离固
定，每个滚筒配备一个或两个相互成180 角定位的叶片。滚筒
在齿轮传动下旋转，使叶片合拢并完成切割。它们由齿轮箱中
的高功率电机驱动。切割时滚筒的旋转速度受到控制，以使叶
片的移动速度与待切割材料相同。但是，剪切机及其驱动在两
次切割之间保持静止。
剪切机的运行涉及滚筒从停止位置快速加速，直到使叶
片速度与材料速度相符。对于单叶滚筒，这必须发生在滚筒
旋转不到一圈的时间内。对于双叶滚筒，这必须发生在旋转
不到半圈的时间内。
图109. 滚筒式飞剪
辅助设备
应用考虑因素和轴承选择
TIMKEN 工程手册 63
应用场合考虑因素：剪切机
工作条件：轴承的工作周期涉及速度和载荷快速变化，变
速率可能超过主轧机传动应用。这些可能会对轴承部件产
生高惯性/冲击载荷，特别是在保持架和滚动体之间。
急剧加速和减速：请务必注意，源自剪切机本身的加速和
减速在通过驱动齿轮箱（减速器）传输回输入轴后将会得到
放大。因此，输入轴的轴承将会遇到最突然的速度变化
（加速和减速冲击）。
轴承选择必须考虑到轴承本身内部的高惯性和冲击载荷。
特别需要注意轴承保持架，尤其是输入轴上。此外，轴承
内部间隙应当尽可能小，以降低这些惯性/冲击载荷并减少
工作周期中载荷较低时滚子打滑的几率。
轴承选择：剪切机中所用的轴承通常不会出现需要特别考
虑的速度变化，但是在进行剪切的瞬间轴承载荷可能极
高。高载荷部分通常使用多列圆锥滚子轴承和圆柱滚子轴
承。重载滚筒剪切机经常使用多列满装圆柱滚子轴承以在
指定空间中获得最大承载能力。这些轴承需要通常集成到
滚筒轴向调整装置中的独立止推轴承。止推圆锥、调心和
圆柱轴承均可用于此位置。
辅助设备
应用考虑因素和轴承选择
1.
2.
3.
64 TIMKEN 工程手册
滚道
所有冶金和金属加工线都包含用于支撑、夹紧、偏转或
张紧待处理材料的滚道（图110和113）。这些滚道可为实心或
空心、从动或非从动式，并可使用各种轴承和轴承组合来支撑
它们。最常用的轴承是调心和双列圆锥滚子轴承。也可使用圆
柱滚子轴承，但是仅用于浮动位置且与固定位置的圆锥或调心
滚子轴承成对使用。
调心滚子轴承具有高径向承载能力和中等轴向承载能力，
并可承受高偏心度。轴向载荷承载能力实用指导方针是不应当
超过应用的径向载荷的三分之一。轴向载荷超过些值将会产生
两列滚子中单列滚子受载。偏心能力根据系列不同稍有不同。
安装在带座轴承单元时，调心滚子轴承在这些应用中的灵
活性进一步得到增强（图111）。带座轴承单元组件提供整体式密
封组件，可使用润滑脂或润滑油润滑并配置为用于固定或浮动
位置。整体式组件便于安装。
图 110. 热轧线滚道
图111. 安装在带座轴承单元中的调心滚子轴承支撑的滚道
对于要求特别苛刻的应用，例如加热炉出料滚道，可以考
虑使用 Timken 一体式带座轴承单元。它们可提供安装在极坚固
的一片式轴承座中的调心滚子轴承。
辅助设备
应用考虑因素和轴承选择
TIMKEN 工程手册 65
双列圆锥滚子轴承的承载能力更高，但是对于指定内径尺
寸时，它的宽度大于调心轴承。在滚道应用中，双列圆锥滚子
轴承常用作AP™型组件（图112）。AP组件配有密封圈和密封
磨损环以及各种安装附件。所有AP轴承都使用渗碳轴承圈和
滚子，断裂韧性高于全淬透材料。预计出现明显的冲击载荷
时，可以考虑这一点。
图113. 热轧线输送滚道
图112. AP™型圆锥滚子轴承组件支撑的滚道
圆锥滚子轴承解决方案的偏心度公差与调心滚子轴承不
同。如果滚道弯曲变形造成穿过轴承的轴偏心率超过0.5毫弧
度，则通常不推荐使用圆锥滚子轴承。
辅助设备
应用考虑因素和轴承选择
66 TIMKEN 工程手册
应用考虑因素和轴承选择
TIMKEN 工程手册 67
轴承使用寿命计算和相关分析
本部分中涵盖了下列主题：
符号汇总
疲劳寿命
轴承额定值
载荷计算
寿命计算
轴承内部游隙
高级分析
注意
如需更多信息，请参阅
《Timken工程手册》
（编号 10424C）。
FsP
FtP
FtG
FsG
轴承使用寿命计算和相关分析
68 TIMKEN 工程手册
用于载荷计算和轴承分析的符号汇总
符号 说明 单位（公制/英制
a1 可靠性寿命系数
a2 材料寿命系数
a3 工作条件寿命系数
a3d 异物寿命系数
a3k 承载区寿命系数
a3l 润滑寿命系数
a3m 偏心寿命系数
a3p 低载荷寿命系数
b 齿宽度 mm, in.
C1 基于100万转L10寿命定义的单列轴承额定动态
径向载荷
N, lbf
C1(2) 基于100万转L10寿命定义的双列轴承额定动态
径向载荷
N, lbf
C1(4) 基于100万转L10寿命定义的四列轴承额定动态
径向载荷
N, lbf
C90 9000 万转 L10 或 500 RPM 速度下3000小时的单
列轴承基本动态径向额定载荷
N, lbf
C90(2) 9000 万转 L10 或 500 RPM 速度下3000小时的双
列轴承基本动态径向额定载荷
N, lbf
C90(4) 9000 万转 L10 或 500 RPM 速度下3000小时的四
列轴承基本动态径向额定载荷
N, lbf
Ca90 9000 万转 L10 或 500 RPM 速度下3000小时的单
列轴承基本动态推力额定载荷
N, lbf
Co 基本静态径向额定载荷 N, lbf
Cr ISO/ABMA额定值等式定义的一百万转L10的单
列轴承基本动态径向额定载荷
N, lbf
d 轴承内径 mm, in.
D 轴承外径 mm, in.
do 内圈平均直径 mm, in.
Dh 轴承座外径 mm, in.
DmG 齿轮的平均工作直径或有效工作直径 mm, in.
DmP 小齿轮的有效工作直径 mm, in.
Do 外圈平均直径 mm, in.
DpG 齿轮节径 mm, in.
DpP 小齿轮节径 mm, in.
dS 轴孔内径 mm, in.
Dwe 平均滚子直径 mm, in.
Fa 施加的推力（轴向）载荷 N, lbf
Fac 离心力引起的轴向载荷 N, lbf
Fae 作用于轴上的轴向载荷 N, lbf
FaG 齿轮受到的轴向载荷 N, lbf
Fai 径向载荷引起的轴向 N, lbf
FaP 小齿轮上的轴向载荷 N, lbf
符号 说明 单位（公制/英制
Fs 齿轮上的分离力 N, lbf
FsG 齿轮上的分离力 N, lbf
FsP 小齿轮上的分离力 N, lbf
Ft 切向力 N, lbf
Fte 车轮上的牵引力 N, lbf
FtG 齿轮上的切向力 N, lbf
FtP 小齿轮上的切向力 N, lbf
gG 锥齿轮传动 – 大齿轮分段圆锥角 °
g
P 锥齿轮传动 – 小齿轮分度圆锥角 °
H TIMKEN用于 C90 额定值公式几何结构相关
系数
H 功率 kW, hp
i 轴承中滚子的列数
K 圆锥滚子轴承K系数；单列轴承中基本动态径
向额定载荷与基本动态轴向额定值的比率
L 轴承几何中心跨距 mm, in.
L10a 指定条件下达到90%可靠性的轴承寿命调节系
数，例如a3l和a3m至L10
h
L10wt 具体工况下轴承加权寿命 h
L10 轴承寿命 h
Leff 滚子有效长度 mm, in.
M 轴承工作力矩 N-m, N-mm, lb.-in.
Mc 用于C90 额定值等式的Timken 材料常数
m 齿轮传动比
n 轴承工作速度 RPM
nG 齿轮工作速度 RPM
nP 小齿轮工作速度 RPM
NG 齿轮轮齿数
NP 小齿轮轮齿数
Pa 动态当量轴向载荷 N, lbf
Pr 动态当量径向载荷 N, lbf
R 可靠性百分比，用于计算a1系数
TX 百分比条件时间，见“加权寿命公式” %
Y 动态推力（轴向）载荷系数
Z 滚动体数量
α 滚珠轴承标称接触角 °
δH 轴承座中的外圈过盈配合 mm, in.
δS 轴上的内圈过盈配合 mm, in.
∆T 轴/内圈/滚子和轴承座/外圈之间的温差 ˚C, ˚F
φG 齿轮的正常齿压角度 °
φP 小齿轮的正常齿压角度 °
ΨG 齿轮的螺旋角 °
ΨP 小齿轮的螺旋角 °
符号汇总
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 69
疲劳寿命
轴承选择涉及分析多种不同的性能标准，包括轴承疲劳
寿命、旋转精度、功率要求、温度限制和速度能力。本部分
重点介绍与材料相关疲劳度有关的轴承使用寿命。在这里，
我们将轴承使用寿命定义为出现6 mm2疲劳剥落之前的时间
长度或转数。由于轧机轴承的尺寸很大，轴承工作时通常都
会超出此限制，因此预期使用寿命更长。
由于金属疲劳是一种统计现象，轴承即便看起来一模一
样，但在相同的条件下测试时，使用寿命也可能迥然相异。
这样就需要基于在类似条件下运转的大量轴承的统计评估结
果来预测轴承的使用寿命。威布尔 (Weibull) 分布函数常用于
在任何给定的可靠性级别预测轴承的使用寿命。对于轧机轴
承，测试大量轴承不太现实，但是铁姆肯公司的工程师可帮
助您计算轴承使用寿命。(1)
轴承的实际寿命取决于多种因素，例如载荷、速度、润
滑、装配、轴承内部游隙、工作温度、污染、维护和许多其
他环境因素。请务必注意，在统计学上，多列系统的使用寿
命总是低于系统中任何指定列的使用寿命。
图114中所示的额定使用寿命 (L10) 是指在一组具有相同
尺寸的轴承中，90%的轴承在疲劳剥落达到指定限制之前达
到或超过的使用寿命。L10还与单个轴承在特定载荷条件下的
90%可靠性相关。中值使用寿命L50大约为L10寿命的3.5倍。
图114. 一百个具有相同尺寸的轴承在相似条件下运行时的理
论使用寿命频数分布
5
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
10
15
20
失效轴承百分比
额定使用寿命L10的倍数
轴承额定载荷
轴承制造商指定轴承的额定载荷，允许设计人员计算轴
承预期使用寿命。广泛使用的标准参考额定值有两种。C90是
9000万转轴承的参考额定载荷，C1是一百万转轴承的标准参
考值。C90额定值主要用于圆锥滚子轴承使用寿命计算，而C1
更常用于调心滚子轴承和圆柱滚子轴承。由于轴承运行时的载
荷不符合任何一种标准参考条件，因此务必将正确的使用寿命
等式用于相应的额定值。
(1) 注意
无法精确地确定单个轴承的使用寿命。
疲劳寿命 轴承额定载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
额定使用
寿命
L10
中值使用
寿命
1.50
70 TIMKEN 工程手册
两列的系统使用寿命确定两个滚道几何形状相同的双列
轴承的额定值。
C90(2) = 2
4/5 x C90 或 C90(2) = 1.74 x C90
双列组件额定值的两倍等于四列组件的基本径向载荷额
定值。
C90(4) = 2 x C90(2)
双列组件额定值的三倍等于六列组件的基本径向载荷额
定值。
C90(6) = 3 x C90(2)
铁姆肯公司动态额定值 C1
我们的一百万转铁姆肯公司额定值为：
C1
= C90 x 903/10 = C90 x 3.857
通过铁姆肯公司 C1 额定值，可以利用基于一百万转的
额定值评估结果直接比较 Timken轴承与其他制造商的产品。
但是，直接比较不同制造商的额定值可能会产生误导，因为
额定值计算方法、材料、制造、设计和验证测试存在差异。
为了在不同轴承供应商的额定值之间进行准确的几何对
比，仅使用按国际标准化组织(ISO)等式公布的额定值。但
是，这种方法无法说明不同轴承制造商之间的钢材质量差异。
Dwe
L
铁姆肯公司动态额定值 C90
铁姆肯公司考虑到材料洁净度和制造技术的连续改进，开
发出并验证了用于滚子轴承的特定额定载荷计算方法。
径向额定载荷
公布的铁姆肯公司C90 额定值的基础是9000万转或500
rev/min条件下运行3000小时的基本额定使用寿命。为了在世
界范围内达到均一的质量，铁姆肯公司在实验室中开展了全
面的轴承疲劳寿命测试。这些审计测试在我们的额定值中获
得了很高的置信度水平。
为了估算旋转轴承的使用寿命，我们使用基本动态载荷
额定值，其公式为：
C90 = Mc
H (iLeff cos α)
4/5 Z
7/10 Dwe
16/15
其中（图 115）：
C90 = 径向额定值（估计）
Mc
= 材料常数
H = 几何结构相关系数
i = 组件中的列数
Leff = 滚子有效长度 (mm)(1)
α = 包含外圈的半边轴承的角度（度)
Z = 每列的滚子数量
Dwe = 平均滚子直径 (mm)
(1) 滚子有效长度是指能够承受载荷的滚子-滚道长度。它是滚子主体长度 L 以及滚子半径和相应滚
道的几何形状的函数。
图115. 动态载荷额定值公式中使用的
轴承几何形状参数
轴承额定载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 71
图 116. 小角度与大角度结构
α α
径向滚子轴承的动态轴向额定载荷
具体轴承类型决定径向滚子轴承的轴向承载能力。圆锥滚
子轴承的设计特别适合组合载荷，主要由轴承外圈的滚道角度
确定轴向额定载荷。对于每种圆锥滚子轴承，铁姆肯公司都公
布了相应的K系数，这是单列轴承的动态径向额定载荷与轴向
额定载荷的比值：
C90 K = ––––––
Ca90
其中：
C90是基本动态径向额定载荷，Ca90是额定动态轴向额定
载荷，基于9000万转（500 rev/min. 条件下运行3000小时）的
额定使用寿命。
K系数越小，轴承外圈的角度越大，轴承的轴向承载能力
越大（图116）。
这种关系在几何学上也可表达为：
K = 0.389 x cot α
其中：
α = 外圈滚道的半包含角
我们也设计了调心轴承用于承受纯径向载荷或径向和轴
向组合载荷。未公布轴向载荷限制，因为调心轴承不适用于
纯轴向载荷。
滚柱轴承的轴向承载能力主要由内圈和外圈法兰支撑载
荷的能力以及滚子/法兰接触区域的热条件决定。滚子端和法
兰的滑动接触控制热条件，它受到工作温度、润滑、偏心和
载荷影响。在正常工作条件下，轴向载荷不应超过所施加的
径向载荷的10%。
静态额定载荷CO
标准轴承疲劳寿命根据轴承的转数计算。但是，对于静态
应用，疲劳寿命的概念不适应。在这种情况下，我们根据可施
加的最大允许载荷来选择轴承。我们将其定义为在未通过降低
轴承性能的方式改变物理性质的情况下可以施加的载荷。对于
静态工况，轴承滚道的最大接触应力必须低于 4000 MPa (580
ksi)，此值被视为轴承钢的 Brinnell 极限。高于此值的应力水平
可能会造成接触面像塑料一样变形，产生将来甚至在较低载荷
下都会造成剥落的起始点。
C0 是 Timken 轴承的额定静态额定载荷。我们在载荷最重
的滚动体的接触区域中心位置最大接触应力为 4000 MPa (580
ksi) 的条件下得出此值。
如果声音、振动或扭矩是关注的重点，或者存在强大的冲
击载荷，则应采用较低的载荷极限。
如需更加深入地了解这些额定值的知识，请联系铁姆肯
公司工程师。
轴承额定载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
a) 角度较小，
主要承受径向载荷
b) 角度较大，
主要承受轴向载荷
72 TIMKEN 工程手册
载荷计算
传统的轴承使用寿命计算方法首先确定施加的力并计算
轴承的动态载荷当量。然后，计算单列或多列轴承的预期理
论寿命。
在轧机应用中，根据轧机结构以及轧制计划指定的各种
条件确定施加的力。因此，仅根据最大载荷和/或速度制定标
准计算方法还远远不够。只有在每个项目中与工程部门密切
合作，才能切实可行地估算轴承使用寿命。相似应用的经验
可以作为发起评估的良好起点。
冶金中的常见轴承应用包括轧机传动、小齿轮机架、支
撑辊、中间辊和工作辊位置、压下系统和辅助设备。为了确
定机器元件在应用中施加的力，我们使用下面的等式：
如需其他齿轮传动类型的信息，请参阅《Timken工程手
册》（编号10424C）。
齿轮传动
直齿轮传动
切向力
(1.91 x 107
) H
FtG = –––––––––– (公制)
DpGnG
(1.26 x 105
) H
= –––––––––– (英制)
DpGnG
单螺旋齿轮传动
切向力
(1.91 x 107
) H
FtG = –––––––––– (公制)
DpGnG
(1.26 x 105
) H
= –––––––––– (英制)
DpGnG
分离力
FtG tan ϕG
FsG = ––––––––––
cos ψG
轴向力
FaG = FtG tan ψG
图118. 单螺旋齿轮传动。
FsP
FtP
FtG
FsG
FaP
FaG
FsP
FtP
FtG
FsG
图117. 直齿轮传动
分离力
FsG = FtG tan ϕG
载荷计算
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 73
直锥齿轮
切向力
(1.91 x 107
) H
FtP = ––––––––––– (公制)
DmP np
(1.26 x 105
) H
= ––––––––––– (英制)
DmP np
轴向力
FaG = FtG tan ϕG
sin gG
分离力
FsG = FtG tan ϕG
cos gG
带有零度螺旋的直锥齿轮传动和弧齿伞齿轮
传动
在直锥齿轮传动和弧齿伞齿轮传动中，齿轮力趋向于于将
齿轮和小齿轮在啮合位置分离，因此轴向力和分离力的方向始
终相同（无论旋转方向如何）（图119）。为锥齿轮传动计算切
向力（FtP 或 FtG）时，使用小齿轮或齿轮平均直径（DmP 或
DmG）而非节径（DpP 或 DpG）。平均直径的计算方式如下：
DmG = DpG - b sin gG
DmP = DpP - b sin g
P
在直锥齿轮传动和弧齿伞齿轮传动中：
FtP = FtG
小齿轮
切向力
(1.91 x 107
) H
FtP = ––––––––––– (公制)
DmP np
(1.26 x 105
) H
––––––––––– (英制)
DmP np
轴向力
FaP = FtP tan ϕP
sin g
P
图119. 直锥齿轮和弧齿伞齿轮 – 无论旋转方向如何，轴向力
和分离力总是保持同一个方向
+
轴向力为
指
正时
背向小齿轮顶点
顺时针
逆时针
FtP
FaG
FaP
FsP
FsG
FtG
图120. 直锥齿轮传动
分离力
FsP = FtP tan ϕP
cos g
P
施加的载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
74 TIMKEN 工程手册
螺旋锥齿轮传动和准双曲面齿轮传动
在螺旋锥齿轮传动和准双曲面齿轮传动中，轴向力和分
离力的方向取决于螺旋角、螺旋方向、旋转方向以及齿轮是
传动齿轮还是从动齿轮（见下一页的表1）。螺旋的方向是通
过观察齿轮正面的齿轮廓（图121）是从轴线向左倾还是向右
倾来确定。旋转的方向是通过望向齿轮或小齿轮顶点判断顺
时针还是逆时针。
在螺旋锥齿轮传动中：
FtP = FtG
在准双曲面齿轮传动中：
FtG cos ψP FtP = –––––––––
cos ψG
准双曲面小齿轮有效工作直径：
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
准双曲面齿轮有效工作直径：
DmG = DpG - b sin gG
( )( )
施加的载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 75
FaG
FsG
FtG
FtP
FaP
FsP
图121. 螺旋锥齿轮传动和准双曲面齿轮传动——轴向力和分
离力的方向取决于螺旋角、螺旋方向、旋转方向以及齿轮是
传动还是从动
+
–
远
轴向力为正
离小齿轮顶点
指
轴向力为负
向小齿轮顶点
顺时针
逆时针
注意
请参阅第 68 页以查看等式中所用符号的汇总
主动件旋转方式 轴向力 分离力
右螺旋顺时针方向
或左螺旋逆时针方向
右螺旋逆时针方向
或左螺旋顺时针方向
主动件
FtP FaP = –––––– (tan ϕP
sin g
P
– sin ψP
cos g
P
)
cos ψP
主动件
FtG FaG = –––––– (tan ϕG
sin gG
+ sin ψG
cos gG
)
cos ψG
主动件
FtP FaP = –––––– (tan ϕP
sin g
P
+ sin ψP
cos g
P
)
cos ψP
主动件
FtG FaG = –––––– (tan ϕG
sin gG
– sin ψG
cos gG
)
cos ψG
主动件
FtP FsP = –––––– (tan ϕP
cos g
P
+ sin ψP
sin g
P
)
cos ψP
主动件
FtG FsG = –––––– (tan ϕG
cos gG
– sin ψG
sin gG
)
cos ψG
主动件
FtP FsP = –––––– (tan ϕP
cos g
P
– sin ψP
sin g
P
)
cos ψP
主动件
FtG FsG = –––––– (tan ϕG
cos gG
+ sin ψG
sin gG
)
cos ψG
表 1. 螺旋锥齿轮和准双曲面齿轮传动公式
施加的载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
76 TIMKEN 工程手册
轧制载荷路径
支撑辊和工作辊位置
在传统四辊轧机机架中，轧机机架和轧制材料之间载荷
通过轴承传递，如图122所示。根据轧辊平衡缸位置和/或弯
辊缸的位置不同，在将板材压下的轧制力基础上，加上或减
去弯辊力或平衡力。
一般情况下，支撑辊轴承需要承受轧制载荷（通常称为分
离力），外加系统中产生的所有其他载荷。工作辊和中间辊
轴承则承受存在的平衡力和弯辊力。根据轧机设计不同，偏
心、轧辊修形等可能会产生某些轴向载荷，该值可达到总轧
制载荷的0.5-2%。在某些新轧机中，支撑辊和工作辊轴承还
需要承受由于交叉辊和/或窜辊引起的轴向载荷，此时需要额
外的止推轴承。
如果已知对轴承承受的载荷与具体的载荷谱，计算寿命将
更准确地反应轴承的实际性能。
图122. 典型四辊轧机及轧辊载荷路径矢量图
施加的载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 77
动态径向当量载荷 (Pr
)
计算L10寿命，需要计算动态径向当量载荷，由Pr标明。
动态径向当量载荷是指一个单一径向载荷，如果施加到轴承
上，会得到与轴承工作复合载荷下相同的寿命。下面动态径
向当量载荷的计算公式，适用于所有轴承类型。
Pr
= XFr
+ YFa
其中：
Pr
= 动态径向当量载荷
X = 径向载荷系数
Fr = 施加的径向载荷
Y = 轴向载荷系数
Fa
= 施加的轴向载荷
X和Y的值根据轴承类型变化，我们将在下面进一步讨论。
圆柱滚子
圆柱滚子轴承通过结构设计可以承受较小的轴向载荷。但
是，对于冶金行业中的重载应用，合理设计是使用第二个轴承
专门承受轴向载荷。在这种情况下，圆柱滚子轴承仅承受径向
载荷，动态径向当量载荷等于净径向载荷。
Pr
= Fr
调心滚子轴承
动态径向当量载荷利用下面的等式计算。首先计算轴向
与径向载荷之比，然后比较此比率与轴承的e值。
F P a
r
= Fr
+ YFa
for ___ ≤
e
Fr
F P a
r
= 0.67Fr
+ YFa
for ___ >
e
Fr
e和Y的值可按零件编号从产品表中查得。
圆锥滚子轴承
圆锥滚子轴承是承受所有载荷类型的理想选择，包括纯
径向、纯轴向或两者的组合。由于采用圆锥设计，径向载荷
在轴承中引起的轴向反作用力必须施加一个反作用力，以避
免内圈和外圈分离。使用单列轴承时，必须与另一个单列轴
承成对使用。对于多列轴承配置，产生的轴向力将在载荷区
内产生，需要由正确大小的端盖和螺钉来承受，同时端盖和
螺钉保持夹紧功能。
单列安装
用于确定双单列轴承系统中的轴向力反作用力和动态轴承
径向载荷当量的等式基于如下假设：
一个轴承（非定位处轴承）中的180度承载区以及
对侧轴承（定位轴承）中的180度或更大的承载区。
承载区是轴承内数量的角度表示(1)。目录分析建立这些关
于载荷区的简化假设，但是在更高级的分析中，轴承内的实际
载荷区（径向和轴向轴承反作用力的函数）用于关联轴承反作
用力与动态当量径向载荷。这种复杂的分析要求铁姆肯公司和
其他领先轴承制造商开发各种数值和分析工具。
(1) 请参阅第84页（具体页数需要按照中文版页数调整）的“承载区寿
命系数 (a3k).
施加的载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
78 TIMKEN 工程手册
轴承 A 轴承 B
F
rA F
ae
n
F
rB
轴承 A 轴承 B
F
rA F
ae F
rB
n n
ISO 方法 铁姆肯公司方法
轴向载荷条件
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
轴向载荷
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
动态径向载荷当量
轴承 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
轴承 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, 应使用 PA
= FrA ，如果 PB
< FrB, 应使用 PB
= F ISO 281系数 rB
e = 1.5 tan α = 0.59 K
Y = 0.4 cot α = 1.03 K
其中:
α = 包含外圈的半边轴承的角度
K = 0.389x cot α
对于单列轴承，可使用下表计算动态径向载荷当量。首
先，确定轴承安装采用的是直接还是间接安装方法，以及轴向
载荷 (Fae) 作用于哪个轴承。确定合适的轴承布局之后，查阅
下表以确定应使用哪个轴向载荷和动态径向载荷当量等式。
表2.径向和轴向载荷组合（单列）
施加的载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 79
双列轴承
对于双列圆锥滚子轴承或配对单列轴承，可以使用表3。在此表中，只有轴承A承受轴向载荷。如果外部轴向载荷作用于
轴承B，则应将等式中的A替换为B，反之亦然。
ISO 281系数
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 铁姆肯公司的方法
轴向载荷条件
Fae
–––– ≤ e
FrAB
Fae
–––– > e
FrAB
0.6 FrAB Fae > ––––––
KA
0.6 FrAB Fae ≤ ––––––
KA
动态径向载荷当量
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
固定轴承
固定轴承
浮动轴承
浮动轴承
FrAB FrC
Fae
轴承 A
轴承 轴承
轴承B 轴承 C
轴承
n
固定轴承
固定轴承
浮动轴承
浮动轴承
FrAB FrC
Fae
轴承 A
轴承 轴承
轴承B 轴承 C
轴承
表3. 径向和轴向载荷组合（双列）
施加的载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
80 TIMKEN 工程手册
六列轴承
六列轴承可能适合带钢宽度极大或利用窜滚来控制带钢
轮廓的情况。
径向载荷平均地分配到每对滚子列，三对之一承受40%
的轴向载荷，另两对各承受30%。此时，载荷最重的一对承
受33%的径向载荷和40%的轴向载荷（图124）。
动态轴向载荷当量 (Pa
)
止推圆柱轴承和圆锥轴承
止推圆柱轴承和止推圆锥轴承应当采用仅受到轴向载荷的
方式安装。在轴承圈和非引导面之间保持适当的间隙，以避免
受到径向载荷。如果径向载荷为零，Pa将等于所施加的推力载
荷 (Fa
)。如果应用中预计会出现任何径向载荷，请咨询铁姆肯
公司工程师，以获得关于轴承选择的建议。
四列和六列轴承
纯径向载荷
在轴向载荷过大的情况下，可额外使用止推轴承来承受轴
向载荷。四列轴承仅承受径向载荷。对于纯径向载荷，在计算
轴承使用寿命时动态当量径向载荷 (Pr) 等于径向载荷，并使用
四列轴承的动态径向额定值，该四列轴承决定轴承组件的系统
使用寿命。六列轴承可用于特殊应用，请咨询铁姆肯公司工程
师以了解如何计算使用寿命。
径向和轴向载荷组合
如果不额外使用止推轴承，四列或六列轴承的使用寿命
将被视为几乎与载荷最重的一对滚子列相同。确定载荷最重
的一对滚子列后，即可使用双列轴承的使用寿命计算方法来
计算轴承使用寿命。
四列轴承
由于采用精密制造和组装公差，因此在计算中假定对于四
列轴承，径向载荷平均地分配到每对滚子列，轴向载荷由一对
滚子列承受40%，另一对承受60%。在这种情况下，载荷最
重的一对承受50% 的径向载荷和60%的轴向载荷（图 123）。
图123. 基本使用寿命计算中四列圆锥滚子轴承内的组合载荷
分布
50%
100% 60%
100%
50%
40%
33%
100% 40%
100%
33% 33%
30% 30%
图124. 基本使用寿命计算中六列圆锥滚子轴承内的组合载荷
分布
施加的载荷
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 81
寿命计算
理论轴承使用寿命等式
通常，对于承受径向或组合载荷且动态径向载荷当量已
确定的滚子轴承，基于一百万个周期的轴承使用寿命 (L10) 的
计算方式如下：
Cr
10/3 1 x 106
L10 =
––– –––––– 小时
Pr 60n
其中：
n
= 旋转速度 (rev/min.)
对于止推轴承，目录使用寿命等式为：
Ca
10/3 1 x 106
L10 =
––– –––––– 小时
Pa 60n
相对于一百万转寿命计算方法，圆锥滚子轴承的动态额
定载荷是基于九千万转寿命计算方法，寿命计算公式如下：
C90
10/3 500
L10 =
––– ––– x 3000 小时
Pr n
and
Ca90
10/3 500
L10 =
––– ––– x 3000 小时
Pa n
L10 广泛应用于整个冶金行业的轴承寿命计算，特别是原
始设备制造商 (OEM) 的轴承选择。L10是指仅使用载荷和速度
进行的目录使用寿命计算，不考虑环境影响。这也是L10又称
为目录使用寿命的原因。
图125. 应力沿轴承滚道宽度的分布
标准轮廓
滚道长度
接触
应力
2750 MPa
(400 ksi)
可接受
限制
修形轮廓
止推调心滚子轴承
对于止推调心滚子轴承，动态轴向载荷由以下因素确定：
Pa
= 1.2 Fr
+ Fa
虽然止推调心轴承设计用于径向和轴向组合载荷，但是施
加的载荷需要满足Fr
≤ 0.55 Fa。由于滚子角度较大且轴承可分
离，因此径向载荷将会产生必须使用其他止推轴承抵消的轴向
载荷分量 (Fai =1.2Fr
)或者用弹簧力抵消。
慢速旋转设备
在有些应用（例如连铸机）中，旋转速度可低至1 RPM。低
旋转速度意味着滚子和滚道之间很难形成流体动态润滑油膜，
因此轴承不是在真正的动力状态下工作，静态分析更加适用。
通常，轴承选择可基于3:1的轴承静态承载能力 (Co
) 与施加当量
径向载荷 (Pr
) 比率。在载荷极高的应用中，必须考虑滚子和轴
承圈之间的接触应力特征。如果最大应力超过2750 MPa (400
ksi)，则应考虑利用特殊的改良滚子特征来平衡滚子-轴承圈接
触线上的应力（图125）。
( ) ( )
( ) ( )
( ) ( )
( ) ( )
施加的载荷 轴承使用寿命等式
轴承使用寿命计算和相关分析
82 TIMKEN 工程手册
指定载荷周期的使用寿命计算
轧机可在多种工况下工作。因此，最好计算不同载荷、
速度和持续时间的轴承使用寿命，然后利用加权轴承使用寿
命 L10wt 总结出结果。限定工作周期（载荷、速度和时间百分
比）后，可通过下面的方法获得加权 L10 寿命。
100
L10wt =
–––––––––––––––––––––––––
T1 T2 Tn
–––– + –––– + ... + ––––
L10(1) L10(2) L10(nn
)
其中：
nn = 载荷条件数量
T = 每种条件的百分比时间
L10 = 每种条件的L10寿命（小时）
L10wt
= 加权轴承使用寿命（小时）
轴承调节使用寿命等式
传统使用寿命等式更加注重参考条件和轴承的实际工作
环境之间的关系，并已进行扩展，从而包含更多会影响轴承
性能的变量。
扩展的ISO/ABMA轴承使用寿命等式为：
L10a = a1
a2
a3 L10
其中：
a1 = 可靠性寿命系数
a2
= 材料寿命系数
a3
= 工作条件寿命系数（由制造商制定）
( )
扩展的铁姆肯公司轴承使用寿命等式为：
L10a = a1
a2
a3da3ka3la3ma3p L10
其中：
a1 = 可靠性寿命系数
a2 = 材料寿命系数
a3d = 碎屑寿命系数
a3k = 承载区寿命系数
a3l = 润滑寿命系数
a3m = 偏心寿命系数
a3p = 低载荷寿命系数。对于轧机应用，此系数
值取 1
L10a扩展寿命是指在轴承分析和选择中考虑调节系数后
得出的轴承使用寿命。轴承系统分析和调节寿命计算极少手
工完成，因为该分析非常复杂。轴承系统分析是 Timken®
Syber轴承系统分析程序的组成部分，用于对轧机应用进行
建模。Syber根据从客户获得的数据对轴、轴承和轴承座进
行有限元分析。
典型分析包括给定载荷、速度、指定润滑油类型、工作
温度和其他环境因素条件下的轴承、轴承座和轴的行为。程
序分析各种行为，例如偏转和变形、接触应力、膜厚度、转
矩、工作间隙和调节寿命，以及其他行为。
更多有关此类详细分析的信息，请咨询铁姆肯公司工程
师。
需要注意，铁姆肯公司技术评论的准确度取决于提供给
铁姆肯公司的信息的有效性和完整性。实际的产品性能受到
许多超出铁姆肯公司控制范围的因素的影响。因此，所选出
全部设计和产品的适用性和可行性应该由客户来验证。由于
上述原因，铁姆肯公司应用评论呈递给您仅仅是为了向铁姆
肯公司及其母公司或附属机构的客户提供有助于进行设计的
数据。铁姆肯公司未通过所呈递的应用评论做出任何明确的
或暗示的担保，包括对于某个特定目的适用性的任何担保。
售出的Timken产品适用于有限的担保，这些担保在铁姆肯公
司销售的条款和条件中规定。
轴承使用寿命计算和相关分析
轴承使用寿命等式
TIMKEN 工程手册 83
可靠性寿命系数 (a1
)
对于一组具有相同外观并在相同条件下运转的轴承的使
用寿命，可靠性是指这一组轴承中预计达到或超过指定使用
寿命的百分比。个别轴承的可靠性是指此轴承达到或超过指
定使用寿命的概率。
使用寿命的可靠性调整系数为：
100 2/3
a1 = 4.26 ln
––– + 0.05
R
ln = 自然对数（以e为底）
要调整计算出的 L10 使用寿命以得出可靠性，请乘以 a1 系
数。如果在上面的等式中将 R 取代为 90（90% 可靠性），则
a1
= 1。对于 R = 99（99% 可靠性），则 a1
= 0.25。下面的
表 4 列出了常用可靠性值的可靠性系数。
( )
材料寿命系数 (a2
)
轴承中所用的钢材的质量非常重要。在反复受到应力的条
件下，非金属杂质会引起剥落，并发展成疲劳剥落。
在铁姆肯公司中，我们开发并生产自己的钢材。多年以
来，我们不断提高钢材的质量。我们的使用寿命等式通过钢材
质量调整系数a2考虑到了这种材料改进。对于使用轴承质量钢
材制造的标准Timken轴承，使用保险系数1。
由于金属加工中所用的轴承有特殊要求，因此铁姆肯公
司提供的轴承都使用最高空气熔炼等级的钢材。优质钢所含
杂质数量和体积都比标准钢更低，并可延长受非金属杂质限
制的轴承疲劳寿命。
例如，采用增强材料、光洁表面和异型几何形状的
Timken® DuraSpexx® 轴承，通常用于轧机应用。DuraSpexx
轴承包含空气熔炼钢，通过减少杂质数量和改变杂质形状提
高了洁净度。空气熔炼钢等级最高的优等 DuraSpexx轴承已
公布的动态额定值升高23%，疲劳寿命延长（与a2系数为2的
情况相似）。
应用材料寿命系数的条件是：疲劳寿命受到非金属杂质
的限制、接触应力低于2400 MPa (350 ksi)、提供有充分的润
滑。一定要注意，在运转的轴承系统中，即使材料有改善，仍
然需要充分润滑和控制偏心。请咨询铁姆肯公司工程师，以了
解材料系数的适用性。
请注意，可靠性调整等式假设存在一个材料系数，低于
这个很短的最短使用寿命时，损坏的概率降至最低（例如产
生较短使用寿命的轴承零损坏概率）。大量的轴承疲劳寿命测
试表明，最短使用寿命（当轴承低于此寿命时，损坏的概率可
以忽略不计）大于使用上述调整系数所预测出的值。要以更高
的可靠性等级更精确地预测轴承使用寿命，请咨询您的铁姆
肯公司工程师。
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. 可靠性系数
轴承使用寿命计算和相关分析
轴承使用寿命等式
84 TIMKEN 工程手册
承载区寿命系数 (a3k)
轴承的疲劳寿命在一定程度上是滚子和滚道应力以及轴承
每旋转一圈承载轴承表面经受的应力周期数量的函数。应力取
决于施加的载荷以及支撑载荷的滚子数量。此外，应力周期数
量取决于轴承几何形状和支撑载荷的滚子数量。因此，对于指
定的外部载荷，轴承使用寿命与轴承中分担载荷的滚子数量（或
承载区）的角度测量结果有关（图126）。
轴承中的承载区大小由径向或轴向内部游隙确定，具体情
况取决于轴承的类型。它还取决于构造系统的刚度、偏转和热
梯度。对于初始轴承选择，假定承载区为150度，a3k等于1.0。
缩小内部游隙将可增加分担载荷的滚子数量，形成更大的承载
区，从而在未达到预载的情况下获得更长的轴承使用寿命。
确定此系数需要详细地了解轴承的内部几何结构。请联系
铁姆肯公司工程师以了解详细信息。
图126. 轴承承载区
180˚
承载区
轴承使用寿命额定值参
考条件 150˚
360˚
承载区
90˚
承载区
润滑寿命系数 (a3l)
轴承使用寿命与润滑油膜厚度直接关联。反过来，油膜
厚度取决于润滑油粘度、轴承的工作温度、载荷、速度和表
面光洁度。
铁姆肯公司进行了全面的测试，以量化润滑相关参数对轴
承使用寿命的影响。现在已知道润滑膜与轴承表面之间的粗糙
（金属——金属）接触有关，改善滚子和滚道的表面光洁度对
提高润滑油膜厚度和轴承性能的影响最显著。轴承几何结构、
材料、承载区和速度之类的其他因素在油膜厚度和相应的寿命
中也会产生重要的作用。
润滑寿命调整系数将会考虑工作温度，但是不考虑与润
滑不足相关的问题，这些问题可能由多种环境造成，包括：
污染物
润滑油循环不良
供油系统不当
润滑油类型或等级错误
润滑油添加剂、润滑脂或加油方法不当
密封不足
掺水
a3l系数的范围为最大值2.88，渗碳轴承最小值0.20，全淬
透轴承最小值0.13。最大润滑油寿命调整值代表高油膜厚度和
最小粗糙接触的水平。最小a3l系数是材料核心条件的函数，因
为在表面光洁度相等时，与渗碳轴承相比，全淬透轴承在薄油
膜条件下可获得的轴承寿命较短。
确定此系数需要详细地了解轴承的内部几何结构。请联系
铁姆肯公司工程师以了解详细信息。
轴承使用寿命等式
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 85
轴承使用寿命等式
轴承系列 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. 各种系列调心滚子轴承的最大允许偏心度
偏心寿命系数 (a3m)
轴承圈之间的偏心是指内圈与外圈中心线之间的相对角
度，如图127所示。各种轴承类型允许的偏心量不同，偏心对
轴承使用寿命的影响取决于偏心幅度、轴承内部几何结构和施
加的载荷。偏心寿命系数 (a3m) 计算偏心、滚道接触截断和滚
道轮廓对轴承使用寿命的影响。
由于调心滚子轴承具有自动调心功能，因此调心轴承的偏
心系数等于一 (a3m = 1)。调心滚子轴承的允许偏心值在±0.5
度至±1.25度之间，具体情况取决于轴承系列，表 5 中进行
了详细说明。如果超出了这些偏心限制，由于滚子-滚道接触
截断，轴承使用寿命将会缩短。
对于圆锥滚子轴承和滚柱轴承，轴相对于轴承座的精确
校准对获得最佳性能至关重要。额定载荷的参考条件定义为
0.0005弧度（0.03度）最大偏心，其中a3m = 1。
对于存在偏心的应用，滚道上的应力特征如图128和129
所示。在这种情况下，a3m将低于1。采用特殊的特征来优化
滚道应力分布并提高a3m。如果实际条件产生的接触应力分布
优于参考条件，则偏心寿命系数可超过1。
利用Timken Syber轴承系统分析，可以预测各种偏心水
平的轴承性能。请咨询铁姆肯公司工程师以了解详细信息。
图127. 轴承偏心
外圈轴 偏心角度
内圈轴
图128. 高偏心度且无特殊特
征条件下的滚子——滚道应
力分布
图129. 利用特殊特征最小化
偏心度影响的滚子——滚道
应力分布
轴承使用寿命计算和相关分析
86 TIMKEN 工程手册
轴承内部游隙
滚子轴承的内部间隙会显著影响轴承性能，包括疲劳寿
命、振动、转矩、产热和组装方便性。因此，选择正确的内
部游隙是在确定类型和尺寸后选择轴承时最重要的任务之一。
轴承内部游隙是轴承圈和滚动体之间的组合间隙。径向
和轴向间隙是一个轴承圈在径向和轴向相对于其他轴承圈可
移动的总量（图130）。
正确的轴承安装和装配操作对于正确调整轴承至关重
要。安装的轴承内的间隙或干涉量受内圈和外圈与轴和轴承
座之间的安装配合量影响。虽然在冶金行业中有些轴承需要
安装间隙，但是应当分析每个应用位置以确定最佳调整。为
此，必须考虑到载荷、速度、安装方法、材料、径向跳动精
度、热条件、环向应力以及轴和轴承座设计之类的相关因素。
调心滚子轴承和圆柱滚子轴承
径向内部游隙 (RIC) 是指轴承内的径向游隙。调心和圆柱
滚子轴承的Timken轴承标准 RIC（C0 或 CN）允许采取紧配合
安装，轴承安装后在正常工作条件下保留充分的内部游隙。
如需C0和CN的值，请参阅《Timken工程手册》（编号
10424C）。
与直孔轴承相比，带有锥孔的调心滚子轴承和圆柱滚子轴
承（K 后缀）需要在轴上采用稍大一点的过盈配合方式。这种更
大的过盈配合明显地降低RIC。对于锥孔轴承，选择更大的RIC
以补偿此要求至关重要。这种 RIC 减少体现在标准游隙表中，
圆柱滚子轴承与锥孔调心滚子轴承和圆柱滚子轴承存在不同。
影响RIC减少量的因素有多种。例如，压进实心钢轴的
内圈膨胀后可达到过盈配合的80%。压进钢或铸铁轴承座的
外圈造成的RIC减少量取决于轴承座内径和刚度。要计算装配
操作造成的RIC减少，请参阅第88页（中文版可能有调整）。
如未特别指定，Timken调心滚子轴承和圆柱滚子轴承将
采用标准RIC供货。
圆锥滚子轴承
当圆锥滚子轴承只承受径向载荷时，为了便于进行目录寿
命计算，假定只有半数滚子承受载荷。用于确定双单列轴承系
统中的轴承轴向载荷反作用力和径向载荷当量的等式基于以下
假设：一个轴承中的承载区为180度，相对侧轴承中的承载区
为180度或更大。
直接影响轴承使用寿命的承载区，与轴承的内部游隙（称
为轴承调整）相关联。对于圆锥滚子轴承，主要采用轴向游隙。
对于单列轴承，必须通过测量结果进行调整。多列轴承（双列或
更多）可采用称为初始轴向游隙(BEP) 或初始预载 (BPL) 的预设
游隙，在这种情况下通过隔圈实现调整。
因为无法在工作状态测量运行游隙，可通过初始轴向游
隙、配合以及热膨胀计算工作游隙
工作游隙 = BEP – 装配影响 +/- 热效应
图 130. 轴承内部游隙示例
径向内部游隙 (RIC)
径向游隙
径向游隙
轴向游隙
轴承内部游隙
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 87
虽然轴承在轻预载条件下运行可获得最大使用寿命（图 131），
但是在工作条件变化巨大的轧机应用中通常避免采用此游
隙。在这些情况中，目标工作游隙通常为较小的轴向游隙，
承载区为120度至160度。典型辊颈轴承工作承载区的范围为
90度至110度。
可以提供计算机分析以显示预载或轴向游间隙对轴承使
用寿命的影响。
如需了解更多详情，请参阅“轴承储存、搬运和安装”
部分。
图131. 轴承使用寿命与游隙和承载区
0
轻预载
大轴向游隙
重预载
零间隙
预载 轴承工作游隙调整 轴向游隙
轴承承载区（度）
L10 寿命
360 180 160 120
装配对游隙的影响
轴承配合可直接影响轴承内部游隙，并影响轴承使用寿
命和性能。轴承配合是指安装后的轴承与轴承座和轴之间的
间隙或过盈量。基本准则包括旋转部件采用紧配合，而固定
部件根据应用设计采用紧配合或松配合。这种准则的例外情
况是辊颈上安装四列或六列直孔圆锥滚子轴承的应用，在此
应用中使用松配合。
一般来说，当轴承采用过盈配合安装在轴上或轴承座中
时，轴承圈膨胀或收缩，就会消除轴承的部分内部游隙。在
内圈和外圈都采用松配合的情况下，内部间隙不受轴承安装
方式影响。选择正确的配合方式时必须考虑多种因素，例如
载荷、温度和安装要求。
调心滚子轴承和圆柱滚子轴承的紧配合影响表现为径向
内部游隙的缩小。圆锥滚子轴承的配合影响表现为轴向游隙
缩小。
使用第88页（可能有调整）中的公式计算简单轴和轴承座
设计的装配方法影响。对于调心滚子轴承和圆柱滚子轴承，
确定径向的配合影响，而对于圆锥滚子轴承则确定轴向的游
隙影响。
轴承内部游隙
轴承使用寿命计算和相关分析
88 TIMKEN 工程手册
圆柱滚子轴承
由于安装在实心或空心轴上的内圈的配合影响造成的径
向内部游隙缩小：
实心轴：
d
配合影响（内圈） =
–– δS
do
ds
2
1 - –––
d d
配合影响（内圈） =
–– –––––––––– δS
d0
1 - ds
2
–––
do
由于安装在薄壁断面轴承座中的外圈的配合影响造成的径
向内部游隙缩小：
D
2
1 - –––
Do
DH 配合影响（外圈） =
––– –––––––––– δH
D
1 - Do
2
–––
DH
δS
= 轴上的内圈过盈配合
δH
= 轴承座中的外圈过盈配合
d = 轴承内径
do = 平均内圈直径
D = 轴承外径
Do
= 平均外圈直径
dS
= 轴内径
DH
= 轴承座外径
( ) { }
调心滚子轴承
由于安装在实心或空心轴上的内圈的配合影响造成的径
向内部游隙缩小：
实心轴：
d
配合影响（内圈）=
cos α –– δS
do
ds
2
1 - –––
d d
配合影响（内圈） =
cos α –– –––––––––– δS
do
1 - ds
2
–––
do
由于安装在薄壁断面轴承座中的外圈的配合影响造成的
径向内部游隙缩小：
D
2
1 - –––
Do
DH 配合影响（外圈）=
cos α ––– –––––––––– δH
D
1- Do
2
–––
DH
δS
= 轴上的内圈过盈配合
δH
= 轴承座中的外圈过盈配合
d = 轴承内径
do = 平均内圈直径
D = 轴承外径
Do
= 平均外圈直径
dS
= 轴内径
DH
= 轴承座外径
α = 接触角
( )
( )
( )
{ }
{ }
( )
( )
( )
( )
空心轴：
( )
( ) { }
( )
( )
( )
( )
空心轴：
图132. 调心滚子轴承命名规则
图133. 圆柱滚子轴承命名规则
do
D Do
d
DH
ds
轴承内部游隙
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 89
圆锥滚子轴承
由于安装在实心或空心轴上的内圈的配合影响造成的轴
向内部间隙缩小：
实心轴：
K
d
EPLoss = ––– –– δS
0.39 do
空心轴： dS
2
1 - –––
K d d
EPLoss =
––– ––– –––––––––– δS
0.39
do
1 - dS
2
–––
do
安装在薄壁断面轴承座中的外圈：
D
2
1 - –––
K Do
DH
EPLoss =
––– ––– –––––––––– δH
0.39
D
1 - Do
2
–––
DH
注意
对于单列轴承，乘以0.5以获得对一列的影响。
安装在实心轴上的内圈的配合影响（一列）：
K
d
EPLoss = 0.5 ––– –– δS
0.39 do
( )( )
( )( )
( )( )
( )( )
{ }
{ }
( )
( )
( )
( )
δS
= 轴上的内圈过盈配合
δH
= 轴承座中的外圈过盈配合
K = 轴承 K 系数
d = 轴承内径
do = 平均内圈直径
D = 轴承外径
Do
= 平均外圈直径
dS
= 轴内径
DH
= 轴承座外径
对于要求极准确调整的特殊应用（高速卷取机、轧机传
动、侧边修边机、切条机等），应根据可影响过盈配合的实测
部件尺寸严格控制间隔圈宽度调整量。这种方法称为定制调
整，有助于将调整中的过盈配合范围的影响降至最低。
如果锥孔圆锥滚子轴承安装在辊颈上，配合和最终安装调
整都由内圈相对于支撑圈的最终位置控制。对于锥孔轴承，
按照极小的公差范围控制过盈配合，这样将可严格控制安装
内部游隙。
DH
D
D
d o
o
dS
d
图 134. 圆锥滚子轴承命名规则
轴承内部游隙
轴承使用寿命计算和相关分析
90 TIMKEN 工程手册
温度的影响
在运转过程中使用的的轴承游隙即称为工作温度下的游
隙，是运转过程中出现的热膨胀现象导致环境温度下的轴承
游隙发生变化的结果。
轴承正确安装后，我们必须确保系统达到工作温度后处于
稳态条件。需要精确预测轴与轴承座之间的温度差，以计算轴
承内部游隙的变化值。在不同类型的应用具有不同的温度差。
根据轴承尺寸和旋转速度近似计算温度影响。在有些情况
下，如果轴承中没有实际性的温度梯度，则对工作游隙的温度
影响可以忽略。轴承内部游隙缩小的效应可表示为：
间隙缩小 = α (ΔT) Do
其中：
α = 热膨胀系数
ΔT = 轴/内圈和轴承座/轴承外圈之间的温差
Do
= 平均内圈直径
调心滚子轴承和滚柱轴承不应在负内部间隙（预载）条件
下运行。选择轴承RIC时，应当认真考虑热效应。如果温度影
响可导致负内部工作间隙，则应考虑使用较大的RIC。
调心滚子轴承和圆柱滚子轴承
如果工作期间内圈和外圈之间的温差未知，则可按照下面
的方式估算正常载荷条件下的热效应：
调心滚子轴承
当工作速度超过目录参考速度的三分之二时，ΔT = 13º C
(55º F)。
圆柱滚子轴承
当工作速度超过目录参考速度的三分之二时，ΔT=10º C
(50º F)。
根据实际工作数据或利用 Timken 建模软件，更加准确地
预测对工作径向内部间隙的热效应。
轴承内部游隙
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 91
圆锥滚子轴承
当内圈和外圈之间的温度梯度已知时，按照下面的方式
确定轴端间隙缩小：
K1
DO1 K2
DO2
=
α ΔT –––– x ––– + –––– x ––– ± L
0.39 2
0.39 2
其中：
L = 轴承几何中心跨距
直接安装（图135）使用正值，间接安装（图 136）使用负
值。
α = 热膨胀系数
Do
= 平均外圈直径
ΔT = 内圈和外圈之间的温度梯度
( ) ( )
图135. 直接安装
L
1 2
Do
图136. 间接安装
L
1 2
Do
挡边速度
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. 默认ΔT与挡边速度
平均挡边直径
D d
图137. 平均挡边直径估算
如果挡边速度超过1200 m/min. (4000 fpm)，请咨询铁
姆肯公司工程师。
{ }
如果圆锥滚子轴承的应用工作温度未知，由于工作条件
下的热效应而造成的侧向缩小可通过计算轴承挡边速度并确
定表6中给出的相应默认温度梯度来估算。
挡边速度 = 平均挡边直径 x π x 速度 (RPM)
估计平均挡边直径 = (d + D) / 2（图 137）
轴承内部游隙
轴承使用寿命计算和相关分析
92 TIMKEN 工程手册
高级分析
铁姆肯公司开发出了多种高级分析工具，包括Syber以及基
于我们在轴承计算领域长期经验的热传递模型。由于考虑到轴
承所处的环境，这可以获得更准确的寿命计算结果（图138）。
此外，这些高级建模工具可以更加准确地计算轴承内部的变
形和分布。
为了获得更准确的结果，对轴承座执行有限元分析 (FEA)。
对轴承座进行建模，以确定不同承载条件下它的行为及产生
的应力。然后，计算位移量并评估对轴承使用寿命的影响。
轴承座最小截面厚度
铁姆肯公司工程师已经建立了轴承座最小截面厚度的经验
关系。有些情况下，设计人员会因为多种原因而无法保持最小
厚度。在此类情况下，通过 FEA 可以深刻地了解如何预测特定
轴承座几何形状受到最大载荷时的实际应力和变形。
图138. 在Syber（铁姆肯公司开发的一种轴承分析工具）中建模的辊颈轴承——轴承座系统
最大承载滚子应力计算
轴承滚道应力和应力分布是轴承性能的关键指标。利用专
有分析工具，铁姆肯公司工程师们可以评估轴承中的滚道接触
应力。从FEA获得的轴承座刚度可用于此目的。
在金属加工应用中使用多列轴承时，确保载荷在列间均匀
地分布至关重要。如果列间的载荷分布不均匀，可能会由于几
何应力集中 (GSC) 而导致过早损坏。结合FEA与铁姆肯公司专
有的分析工具，可以计算轴承列之间的载荷分布，并了解对轴
承使用寿命和轴承座最小截面的影响。
高级分析
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 93
通过分析显示，在某些情况下，甚至轴承座发生明显变
形时，轴承的寿命仍可能会比预期寿命长。
然而，这种分析并不用于每个轴承的计算，而是用于关
键的设备应用。如需关于有限元分析的详细信息，请咨询铁
姆肯公司工程师。
轴承座内径变形分析
轴承座由于存在横截面变化，内径变形也存在差异。变
形的差异会影响到轴承性能表现。这种存在差异的变形会影
响轴承性能。利用FEA（图139）和铁姆肯公司的专有分析工具
（图140）进行分析。
图140. 轴承座变形导致的滚动体载荷分布
图139. 轴承座有限元应力分析与变形分析
高级分析
轴承使用寿命计算和相关分析
等值线
步长 ：第 1 步
增量 ：10
网格部分 ：节点
数据 ：应力自变量
元素 ：米塞
最小值 ：1.99E - 02
最大值 ： 63.38
变形
步长 ：第 1 步
增量 ：增量 10
数据 ：Disp - T
比例 ： 258.99
最大值 ：2.37E - 01
变形轴承座
未变形轴承座
94 TIMKEN 工程手册
轴承使用寿命计算和相关分析
TIMKEN 工程手册 95
润滑和密封
润滑和密封
本部分中涵盖了下列主题：
润滑
润滑基础知识
主要润滑剂特征
润滑选择
密封
密封类型
密封系统
油位
静态密封圈（ 形环）
静态内径密封圈 径向动态密封圈
96 TIMKEN 工程手册
润滑
润滑对于成功地达到滚子轴承的性能和预期使用寿命至
关重要。有效润滑取决于多种因素，包括润滑油物理和化学
性质、所需的用量和润滑剂输送到轴承的方法。
由于辊颈应用中存在水和轧制工艺润滑冷却液，因此要求
可靠的密封结构设计。请参阅第110页以了解更多详情。
润滑基础知识
轴承润滑剂具有以下功能：
减小滚动体和滚道在分离表面时受到的轧制阻力
最大限度地降低滚动体、滚道和保持架之间的滑动摩擦
传递热量（循环油润滑）
防腐蚀
润滑系统还可以充当密封剂（脂润滑方式），帮助密封圈
阻止液态和固态污染物进入轴承内部。
遵循欧洲REACH指令
铁姆肯公司品牌的润滑油、润滑脂以及在独立容器或递
送系统中销售的类似产品均遵循欧洲REACH（化学品注册、
评估、许可和限制）指令。向欧盟进口时，铁姆肯公司只能销
售和提供在 ECHA（欧洲化学品管理局）注册的那些润滑油和
润滑脂。有关详细信息，请咨询铁姆肯公司工程师。
流体弹性动力润滑
润滑可通过形成润滑油膜控制相邻轴承表面的摩擦和磨
损。
相邻表面之间是否形成极薄的流体弹性动力 (EHD) 润滑
油膜取决于这些表面的弹性变形以及润滑油本身的流体动力
学性质。
当载荷作用于轴承时，滚子和轴承滚道表面发生弹性变
形，在有限的区域相互接触。两个弹性体之间的接触（又称为
赫兹接触）能够改善接触区域的压力分布，中心的赫兹压力
最大（图141）。
滚动体轴承中的典型最大赫兹压力可超过1400 MPa。赫
兹变形区之前的入口区中会产生流体动压力（图142）。
图141. 接触区的压力分布
赫兹压力
滚子
轴承圈
赫兹区
压力
速度
速度
入口区 赫兹区 出口区
h h min.
图142. 流体动压力分离接触表面
润滑
润滑和密封
正确的维护和处理做法非常重要。
始终遵循安装说明并保证适当的润滑。
警告
不遵守以下警告信息可能会导致严重的
人身伤害或死亡。
TIMKEN 工程手册 97
影响润滑油膜厚度的主要因素包括工作粘度和速度。载荷
的影响较小。形成的EHD膜厚度通常很小，只有零点几μm或
μin。很多情况下，由于接触面很粗糙，EHD膜厚度仅比粗糙
度单位（表面粗糙度）略高。
当表面完全分离时，EHD膜离开粗糙接触面的局部区域，
很容易产生表面疲劳。
轴承的疲劳寿命与速度、载荷、润滑油、温度、调整和偏
心有关。速度、粘度和温度主要决定润滑油在此交互中的作
用。这些因素对轴承使用寿命的影响可能极大。在测试中，
两个轴承组分别采用恒定的速度和载荷条件。改变工作温度
和油液等级（从而改变油液的工作粘度），获得了不同的油膜
厚度。在较高的温度条件下，粘度较低，产生的油膜较薄，
因此寿命大幅降低（表7）。
在接触区中，流体动压力试图分离两个表面，而载荷试
图将其合拢。入口区的高接触压力导致粘度快速升高，产生
了足以隔离两个表面的高流体动力膜压力。在接触区中，润
滑油压力可升高到使流体行为类似半固体的水平。高压力对
粘度升高的影响在各种润滑油应用中并不均衡，取决于特定
流体的压力——粘度系数特征。
滚道上的油膜厚度
EHD润滑机制非常重要，因为两个接触面之间的润滑油膜
厚度与轴承工作条件相关。
产生的油膜厚度取决于以下工作条件（按影响排序）：
1. 表面速度
2. 润滑油粘度
3. 压力——粘度关系
下面是用于计算最小和平均油膜厚度的分析关系：
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 = 润滑油粘度 (Ns/m2
)
V
= 相对表面速度 (m/s)
α = 润滑油压力粘度系数
(常用值为2.2 x 10-8 m2
/N)
W = 单位长度的载荷 (N/m)
1 R =
–––––––– , R1和R2是指表面弯曲部分的半径(m)
1/R1
+ 1/R2
E' = 缩小的杨氏模量。对于钢-钢接触，E'=2.2x1011 N/m2
( )
测试组
温度 测试温度下
的粘度
cSt (SUS)
EHD膜 (hmin.)
百分比寿命
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. 相对轴承疲劳寿命与EHD膜厚度
（恒定速度—— 可变温度）
测试组 速度
rev/min.
EHD膜 (hmin.)
百分比寿命
μm (mil)
B - 1 3600 0.102 (0.0040) 100
B - 2 600 0.028 (0.0011) 40
表8. 相对轴承疲劳寿命与EHD膜厚度
（可变速度—— 恒温）
另一项在恒温条件下对两组轴承进行的测试（表8）显示在
这种情况下，较高的速度形成的油膜更厚，寿命更长。
润滑
润滑和密封
