主轴轴承

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。

UKK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

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。

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n_G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UKK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f_r，根据轴承布置在下表中定义该系数。

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：

轴承当量静载荷P₀^*:

下列关系适用于主轴轴承：

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。

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UKK应用技术部。