滚动轴承的额定载荷与寿命必学.docx
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滚动轴承的额定载荷与寿命必学
滚动轴承寿命计算
滚动轴承的额定载荷与寿命：
1轴承的寿命与承载能力
1.1寿命
1.2基本额定载荷
2根据额定动载荷选择轴承尺寸
2.1轴承的当量动载荷
2.2寿命公式
2.3影响轴承动载荷能力的主要因素
2.4 修正额定寿命
3根据额定静载荷选择轴承尺寸
3.1轴承的当量静载荷
3.2轴承所需额定静载荷的确定
3.3当量静载荷计算方法
3.4安全因数的选取
1轴承的寿命与承载能力
1.1寿命
轴承即使在正常的条件下使用，套圈和滚动体的滚动面也会因受到交变应力作用而发生材料疲劳，以致造成剥落。
疲劳剥落是滚动轴承的主要失效形式，因此，轴承的寿命一般情况指其疲劳寿命。
疲劳寿命的定义为：
一套轴承，其中一个套圈（或垫圈）或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象之前，一个套圈（或垫圈）相对另一个套圈（或垫圈）的转数。
在某些特定情况下，轴承也可能因磨损过度或丧失必须的精度而失效，这时轴承的寿命是指磨损寿命或精度寿命，需另行考虑。
此外，轴承因烧伤，磨损，裂纹，卡死，生锈等都可能无法使用，但这些应称为轴承故障，须与轴承寿命区分开。
轴承选用不当，安装欠妥，润滑不良及密封不好等都是发生故障的原因，排除这些原因便可避免轴承发生故障。
（1）可靠性 实验室试验和实际应用中表明，同一结构型式和外形尺寸的一组轴承，在相同的运转条件下，实际疲劳寿命大不相同。
一批轴承的疲劳寿命服从一定的概率分布规律，所以轴承的寿命总是与其失效概率相联系。
轴承寿命的可靠性用可靠度指标衡量，它指一组在同一条件下运转的，近于相同的滚动轴承所期望达到或超过规定寿命的百分率。
单个滚动轴承的可靠度为该轴承达到或超过规定寿命的概率。
（2）基本额定寿命和修正额定寿命 对于一套滚动轴承或一组在同一条件下运转的，近于相同的滚动轴承，其寿命是指与90%的可靠度，常用的材料和加工质量以及常规的运转条件相关的寿命，称之为基本额定寿命。
考虑所要求的可靠性水平，特殊的轴承性能和具体的运转条件，而对基本额定寿命进行修正所得到的寿命则称为修下正额定寿命。
1.2基本额定载荷
基本额定载荷包含基本额定动载荷和额定静载荷。
表征轴承在旋转（转速n>10r/mim）时的承载能力为基本额定动载荷，表征轴承在静止或缓慢旋转（转速n≤10r/min）时的承载能力为额定静载荷。
（1）径向基本额定动载荷 径向基本额定动载荷系指一套轴承的基本额定寿命为一百万转时假想能承受的恒定径向载荷。
对于单列角接触轴承，该载荷指引起轴承套圈相互间产生纯径向位移的载荷的径向分量。
（2）轴向基本额定动载荷 轴向基本额定动载荷系指滚动轴承的基本额定寿命为一百万转时假想作用于滚动轴承上恒定中心轴向载荷。
（3）径向额定静载荷 径向额定静载荷系指在滚动轴承静止或缓慢旋转状态下，其最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起与下列接触应力相当的假想径向静载荷。
4600MPa 调心球轴承
4200MPa 所有其他的向心球轴承
4000MPa 所有的向心滚子轴承
对于单列角接触球轴承，其径向额定静载荷是指使轴承套圈间仅产生相对纯径向位移的载荷的径向分量。
（4）轴向额定静载荷 轴向额定静载荷系指在滚动轴承在最大滚动体与滚道接触中心处引起与下列接触应力相当的假想中心轴向静载荷。
4200MPa 推力球轴承
4000MPa 所有推力滚子轴承
2根据额定动载荷选择轴承尺寸
2.1轴承的当量动载荷
轴承的基本额定动载荷是在假定的运转条件下确定的。
其载荷条件为：
向心轴承仅承受纯径向载荷，推力轴承仅承受纯轴向载荷。
实际上，轴承在大多数应用场合，常常同时承受径向和轴向载荷，因此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换成与额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷。
径向当量动载荷是指一恒定的径向载荷。
轴向当量动载荷是指一恒定中心轴向载荷。
在这一载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷作用相同的寿命。
2.2寿命公式
轴承的基本额定寿命，基本额定动载荷和当量动载荷三者之间的关系，可用下列公式表示：
式中 L10 —基本额定寿命（百万转）；
C —基本额定动载荷（N）；
P —当量动载荷（N）；
ε —寿命指数（球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3）。
若轴承的转速恒定，其基本额定寿命可用运转小时数表示为：
式中 L10 —基本额定寿命（h）；
n —轴承转速（r/min）。
对于车辆轮毂用轴承，基本额定寿命可用其行驶公里数表示
式中 L10k —基本额定寿命（km）;
D —车轮直径（mm）。
若轴承作摆动运动，绕摆动中心摆动幅角为±γ，则
式中 L10osc —基本额定寿命（百万次摆动周期）;
γ —摆幅（º）。
当摆幅很小时，不计算基本额定寿命。
为了简化计算，取500h作为额定寿命的基准，引入速度系数fn和寿命系数fh:
则轴承寿命公式可转换为
根据轴承的工作转速和预期的使用寿命L10h，由表1-34和表1-35查出fh,fn的数值后，即可很方便的确定出待选用轴承所应具有的基本额定动载荷值。
（1）轴承的使用寿命 在选择轴承时，一般应根据机械的类型，工作条件及可靠性要求，预先确定一个恰当的使用寿命。
通常，可参照机械的大修期限予以决定。
各种机械所需的轴承使用寿命的推荐值，见表1-36。
（2）当量动载荷计算方法 当轴承承受大小和方向恒定的工作载荷时，其当量动载荷可按下列一般公式计算
P=XFr+YFa
式中 P —当量动载荷（N）;
Fr—径向协荷（N）;
Fa—轴向载荷（N）;
X—径向动载荷系数;
Y—轴向载载荷系数。
各类轴承的当量动载荷计算公式及径向动载荷系数和轴向动载荷系数的具体数值，参考各类轴承尺寸与性能表。
当轴承承受恒定力矩载荷时，当量动载荷可按下式计算
Pm=fmP
式中 Pm—考虑力矩载荷的当量动载荷（N）;
fm—力矩载荷因数见表1-37。
当轴承承受冲击载荷时，当量动载荷可按下式计算
Pd=fdP
式中 Pd —考虑冲击载荷的当量动载荷（N）;
fd —冲击载荷因数,见表1-38。
若轴承是在变载荷和变速下工作，在确定轴承寿命时，则应用平均当量动载荷和平均转速来计算。
平均当量动载荷一般按下式计算
式中Pm —平均当量动载荷（N）;
P —当量动载荷（函数式）（N）；
N —载荷变动一个周期内的总转数（r）。
对于如图1-8所示的载荷与转速之间的关系，平均当量动载荷计算公式为
式中P1,P2,P3 ···是在N1,N2,N3···转数时的当量动载荷
轴承的转速保持不变，载荷随时间单调而连续地周期变化时，平均当量动载荷可利用简化公式近似求出。
其例见图1-9。
若轴承载荷由大小和方向都不变的载荷F1（如转子重量等）与大小不变的旋转载荷F2（如不平衡引起的离心力等）组成（如图1-10所示），则其平均载荷Fm由下式计算
式中
因数可按图1-11确定。
求出Fm 后，可根据F1 与F2的合成载荷平面方向，将Fm再转换成平均当量动载荷Pm。
2.3影响轴承动载荷能力的主要因素
根据国家标准GB/T6391-1995规定，滚动轴承基本额定动载荷的计算方法适用于当代常用优质催淬硬钢（系指真空脱气钢），按良好的加工方法制造，而且滚动接触表面的形状基本上为常规设计的滚动轴承。
超越上述规定范围，轴承的载荷能力将会受到影响。
（1）材质的影响 轴承钢因冶炼方法不同，材料中夹杂物的大小，分布与含量亦不同。
这种材质的差别会对轴承的承载能力产生有利或不利的影响。
本样本各类轴承尺寸与性能表中所列轴承基本额定动载荷均是以真空脱气轴承钢为基本材料。
如果采用普通电炉轴承钢，轴承的载荷能力将会有不同程度的下降。
反之，采用诸如真空重熔，电渣重熔等方法冶炼的轴承钢或其他等效材质的钢材，轴承的载荷能力将会得到不同程度的提高。
（2）温度的影响 一般轴承所能承受的工作温度可达120ºC（外圈测量温度为100ºC）。
对于超过此限定温度的工作条件，应采用经过特殊（稳定）热处理或特殊（耐热）材料制造的轴承。
轴承若经常在120ºC以上的温度中使用，或者在很短时间的极高温度下使用时，都会使轴承材料的组织发生变化，导致轴承载荷能力的降低。
其影响关系可用下式表示
式中CT —经过温度修正的基本额定载荷（N）；
gT—温度因数,gT 因数可参考表1-39的取值。
（3）硬度的影响 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。
例如，经过高温回火处理的高温轴承，直接利用轴颈和轴承箱孔作为滚道的某些滚针轴承等。
轴承材料表面硬度的降低，特别是降至58HRC以下时，将会导致轴承载荷能力的相应降低。
其影响关系，通常可用下列经验公式表示
式中CH —经过材料硬度修正的基本额定动载荷（N）；
gT— 硬度因数。
2.4 修正额定寿命
使用基本额定寿命L10作为选择与评定轴承寿命的一般准则通常是令人满意的。
这个寿命与90%可靠度，当前常用材料和加工质量以及常规运转条件相关。
然而，许多使用场合却要求对各种不同的可靠度和特殊的轴承性能以及运转条件不属于正常情况的寿命进行计算，这时，可采用以下修正基本额定寿命计算公式
式中Lna —特殊的轴承性能和运转条件，可靠度为（100-n） 的修正额定寿命（百万转）；
a1 —可靠性寿命修正因数；
a2 —特殊的轴承性能寿命修正因数；
a3 — 运转条件的寿命修正因数；
（1）可靠性寿命修正因数a1 一般情况下是以90%的可靠度来评定轴承的疲劳寿命，这时 a1=1；但在一些场合，要求可靠度高于90%，a1因数可按表1-40选取。
（2）特殊的轴承性能寿命修正因数a2 采用特殊种类与质量的材料和特殊的制造工艺以及专门的设计来达到特殊的寿命特性要求时，用a2因数来反映寿命值的变化。
根据目前的技术状况，尚不能对a2值与定量表示的材料特性或滚道几何形状之间的关系作出规定，但选取a2 值时，可从下列几个方面选取经验值。
采用夹杂物含量非常低或经过特别分析处理的钢材，可取a2≥1。
若采用特殊的热处理造成材料硬度降低而导致轴承寿命下降，应选取相应减小的a2值。
选取a2值时，还应考虑是否涉及滚动体与滚道之间接触应力均匀性提高或降低的特殊设计。
如采用特殊的材料，工艺或设计，而润滑却不良时，a2通常不能取大于1的值。
（3）运转条件的寿命修正因数a3 运转条件包括润滑充分与否（在工作速度和温度下），外来有害物质存在与否，以及引起材料性能改变的条件（例如高温造成硬度降低）。
正常的运转条件，即轴承安装正确，润滑充分，防止外界物质侵入的措施得当，且没有引起材料性能改变的高温，滚动接触表面之间为润滑油膜隔开时，可取a3=1。
润滑条件十分理想，足以在轴承滚动接触表面形成弹性流体动压油膜，而大大降低表面失效引起的疲劳破坏概率时，可取a3>1。
润滑不良，工作温度下润滑剂的运动粘度对球轴承小于13mm2/s。
对于滚子轴承小于20mm2/s，或转速特别低（n·DPW<10000,n为每分钟转速，DPW为轴承滚动体组节圆直径）时，应取a3<1。
3根据额定静载荷选择轴承尺寸
在下列工况下，为保证轴承良好地工作，应根据轴承的额定静载荷C0选择轴承尺寸。
——轴承在静止或缓慢旋转（转速≤10r/min）时，承受连续载荷或间歇（冲击）载荷。
——轴承在载荷作用下缓慢摆动。
——正常工作载荷下的轴承，旋转过程中承受间断的较大的冲击载荷。
3.1轴承的当量静载荷
轴承的径向当量静载荷是指在最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件相当接触应力的径向静载荷。
轴向当量静载荷指在最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件相当接触应力的中心轴向静载荷。
3.2轴承所需额定静载荷的确定
按额定静载荷选择轴承，其基本公式为
C0=S0P0
式中 C0—额定静载荷（N）；
P0—当量静载荷（N）；
S0—安全因数。
若轴承由于特殊热处理，高温工作等原因而引起材料表面硬度降低时，将导致轴承静载荷能力的下降。
材料硬度对轴承额定静载荷的影响，一般可参考下式计算
式中COH— 经过材料硬度修正的额定静载荷（N）；
ηH —硬度因数；
fH—与接触类型有关的因数；见表1-41；
HV—维氏硬度值。
3.3当量静载荷计算方法
（1）向心轴承的径向当量静载荷按下列公式计算
α=0º且仅承受径向载荷的向心滚子轴承
Por=Fr
向心球轴承和α≠0º 的向心滚子轴承
Por=X0Fr+Y0Fa
Por=Fr 取两式计算的较大值
式中 X0—静径向载荷系数；
Y0—静轴向载荷系数；
各类轴承X0，Y0 的数值，请参看各类轴承尺寸和性能表。
（2）推力轴承的轴向当量静载荷按下列公式计算
α=90º的推力轴承
Poa=Fa
α≠90º的推力轴承
Poa=2.3Frtgα+Fa
3.4安全因数的选取
（1）静止轴承 静止轴承以及缓慢摆动或转速极低的轴承，安全因数S0可参照表1-42选取。
（2）旋转轴承 对某些承受载荷变化较大，尤其是在转动中有较大的冲击载荷作用的旋转轴承，在按额定动载荷选择轴承后，必须再根据额定静载荷进行校验。
若轴承的转速较低，对运转精度和摩擦力矩要求不高时,可以允许有较大的接触应力，即可取S0<1；反之,则取S0>1。
旋转轴承的安全因数S0,可参考表1-43确定。
对于推力调心滚子轴承，无论其旋转与否均应取S0≥4。
另外，在按额定静载荷选择轴承时，还必须注意与轴承相配合部位的刚度。
轴承箱的刚度较低时，可选取较高的安全因数；反之，则应取较低的安全因数。
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