轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用
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. O; Y- {2 t9 o/ C$ C2 K+ c- |确定轴承尺寸参数   
$ X6 O3 r! O0 r4 m+ X; A0 D
' S4 I' f4 l6 Y+ E1 |在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。
滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。在这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。
大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。
只有在特殊情况时，才根据DIN ISO 281对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。
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·静负荷轴承   

* U& |4 U  J) P3 \, w! N. T计算静负荷安全系数Fs有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。
FS =CO/PO
其中FS静负荷安全系数，CO额定静负荷[KN]，PO当量静负荷[KN]
( B) f# U, [- e6 |+ V6 J静负荷安全系数FS是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求FS的数值高；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的FS；一般推荐采用下列数值：
FS=1.5~2.5适用于低噪音等级
FS=1.0~1.5适用于常规噪音等级
+ _+ U# J# R+ aFS=0.7~1.0适用于中等噪音等级
额定静负荷CO[KN]已在表中为每一品种规格的轴承列出。该负荷（对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力），在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为：
-4600 N/MM2 自调心球轴承
9 t8 ?7 h* j( i. }3 j" c4 w9 F-4200 N/MM2 其它类型球轴承
-4000 N/MM2 所有滚子轴承
在额定静负荷CO的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。当量静负荷PO[KN]是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。PO在滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。
+ k: N- Y. @# P- L9 yPO=XO*F r+Ys*Fa[KN]
3 [  Z  w9 _) m其中PO 当量静负荷，Fr径向负荷，Fa轴向负荷，单位都是千牛顿，XO径向系数，YO轴向系数。
7 g: g& b+ s+ u: H# q
·动负荷轴承   
+ X- D" x4 l6 C* F3 K6 r
8 J0 Z8 x* K6 Y# U! r+ B3 @0 oDIN ISO 281所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效（出现凹坑），寿命计算公式为：
L10=L=(C/P)P [106转]
- ]3 ^0 w% @$ `. v) X, C- D其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
+ I2 J+ h; J3 {( U/ b( NP 当量动负荷 [KN]
P 寿命指数
L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
5 v% u5 K0 S: V5 {P 寿命指数
; o/ u* d% H+ v1 m9 r( q* ]0 yL10是以100万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相同型号的轴承来说，其中90%应该达到或者超过该值。
额定动负荷C [KN]在每一类轴承的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到100万转的额定寿命。
! h1 q3 _5 B6 ?- a4 f0 _* n% ]# w当量动负荷P [KN]是一项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。其方向、大小恒定不变。当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。
P=X*Fr+Y*Fa
其中：P当量动负荷，Fr径向负荷，Fa轴向负荷，单位都是千牛顿，X径向系数，Y轴向系数。
9 O. \- z$ J" S3 u1 |不同类型轴承的X,Y值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。
球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
$ M( n0 |8 A0 d对球轴承，P=3
$ f' ^3 x  j, @4 B  {& E对滚子轴承，P=10/3
) A. Y* i/ k+ D# b' f当轴承工作速度恒定时，其工作寿命也可用小时数表达如下：
$ n1 f% q  I% q
其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
3 W8 q* T4 t1 d/ l# zL 名义额定寿命[100万转]
4 @6 h7 r/ Y# L9 O) b( FN 每分钟转数
( v- u# Y9 q" b- m8 P我们可将上述计算公式转化一下：


; ?  |8 Y. P/ t3 l其中
/ R7 \5 x' v6 O& J3 y& V, T& Z
8 y2 y+ A0 w3 y8 M3 D3 J为动负荷指数，也就是说当名义额定寿命Ln为500小时时，动负荷指数fL=1

为速度因子，也即当轴承转速为每分钟33.33转时，fn=1,由此，寿命公式可简化为

1 R! ~. {" U6 k8 e其中：fL 动负荷指数
0 z) p! w2 S3 p4 l! L; UC 额定动负荷[KN]
P 当量动负荷[KN]
fn 速度因子
  ]9 P8 _+ H5 L: R5 L' W动负荷指数fL
4 }' Q* k4 x3 P9 A$ Z3 GfL是经验数据，来自经实践验证的同型号或类似的轴承。fL有助于选定恰当的轴承尺寸，除了保证足够的疲劳强度寿命之外，fL还要考虑到刚度、用于轻结构场合的重量、对给定配套零件的适配性、超常规峰值负荷等等。随着技术的发展，有必要时就修正fL值以符合最新标准。
为了跟以往经过实践验证的轴承做比较，应力计算当然也要采用与以前相同的办法。常用计算数据及fL值都已在列表中，在需要考虑补充因素时，相关值Fz也列出。此时用Fz*P来代替轴承寿命计算中的P.
名义额定寿命Lh的确定有赖于FL的值。其对应转换关系见表。

2 x  L# S5 d8 b4 K. @·变负荷及变速度   
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如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就得有相应的考虑。连续的负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。当量动负荷的计算公式变为：
, @! r9 y/ d+ u. J. T7 A7 g; q1 a

其中平均转速：

# d3 l% `0 C% y: w; ~( }, O为了简化起见，球轴承和滚子轴承的公式中都标出了指数3。
* ?  j6 T9 }" z4 V% r如果负荷是变动的而转数是恒定的，那么公式为

4 ^2 \5 X8 {1 W$ u9 F如果转数恒定，负荷从极小值Pmin线性上升到极大值Pmax那么

$ E: S/ a, Y& q7 H2 T9 M& f4 x
·滚动轴承的最小负荷   

- Z- F8 N# K+ T6 s过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。保持架轴承的最小负荷系数P/C=0.02,而满装轴承的最小负荷系数P/C=0.04(P为当量动负荷，C为额定动负荷)

shmily7939

我想请问一下，轴承如何能避免杂质的进入？如何才能完全的密封起来，现在我有一款机就需要把轴承密封好，如有什么好的建议，请发E-NMAIL给我，谢谢！！！
8 o# T" v; w+ Q, L2 \我的E-MAIL是：melody7939@163.com

LGLVZHIYONG

轴承尺寸的选择在实际的工程机械设计过程中往往有轴的尺寸决定，选择轴承后再进行校核！