轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用
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确定轴承尺寸参数   

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。
: T6 R. `, W+ s- K/ e" Q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。
3 g7 w" K' h: c/ O1 h7 N6 |. }3 a
) b* @* G: c* w# F0 r·静负荷轴承   
2 ]" l  @- ], x
, t+ A( h; V3 L# H/ g+ q+ l! Z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。
( S8 h! |5 g& E. f4 uFS =CO/PO
6 y5 j1 c* u) C$ p, h4 ]其中FS静负荷安全系数，CO额定静负荷[KN]，PO当量静负荷[KN]
# U/ v& [  c. k, u" Y  t% ?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：
2 A4 |' t/ l" g( [" I" X! _" N/ iFS=1.5~2.5适用于低噪音等级
* Z  g& S( C$ zFS=1.0~1.5适用于常规噪音等级
FS=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：
! b; }2 w8 j0 Y8 M  r% r/ B-4600 N/MM2 自调心球轴承
-4200 N/MM2 其它类型球轴承
4 o% b( ]3 E1 B, N4 {-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。
- O. V2 V$ M- l8 T, j; [4 w* fPO=XO*F r+Ys*Fa[KN]
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。
; d) m( [% C9 C( }) j- d
% s6 a" R$ w$ k1 x& |7 O·动负荷轴承   

+ p6 t( v9 `, `" H: |# W; KDIN 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：
! d$ Y# B3 W- Z) O- fL10=L=(C/P)P [106转]
+ ?- `5 J- f, Q/ e5 C其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
0 l1 {* z7 ^! NC 额定动负荷 [KN]
" Q. l: T$ _9 W9 aP 当量动负荷 [KN]
P 寿命指数
! [! d- @9 K% A0 J( xL10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
P 寿命指数
2 a! V  r3 r2 e; x6 pL10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。
& k6 @8 z% k2 k* d* H! I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。
0 I9 [) h% M! V# y* Q/ s4 ?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。
& I# A8 }" k& a) @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。
7 R1 x7 ?/ E$ k$ v1 o+ T9 k5 n! h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。
* t" ^+ r+ h5 b" `2 f- I0 M8 H对球轴承，P=3
, n& l9 ~; S4 b* h对滚子轴承，P=10/3
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：

其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
L 名义额定寿命[100万转]
( o/ }& g0 h" K/ q% l! m( QN 每分钟转数
8 E" u" e& Z) R; f4 B/ B我们可将上述计算公式转化一下：
7 \. r+ Q, l' a: M, Z6 p/ r
8 R' v$ J, R# q# `& S
其中
* e) q, w! Z* J; y$ m9 h/ u
) W+ h# v  P8 Q9 K/ ^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

& t+ k/ W; _/ e1 |' d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
: l" h& r) u$ e& C
& ~% u1 R5 B9 k" l. Z其中：fL 动负荷指数
C 额定动负荷[KN]
7 @' c1 l2 {4 c) XP 当量动负荷[KN]
fn 速度因子
* m0 Z& s7 O6 ^9 ~" L  S, {6 ^2 u动负荷指数fL
fL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。
* j$ ]9 r3 h: G! `/ e2 Y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.
+ w2 Q2 \# O, G( W7 m9 S1 d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。
9 m5 @$ e4 W# R3 K' r! h+ |
) Z* i$ b; h! J, \·变负荷及变速度   

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：
1 [9 C3 X8 s5 e! V) ?

1 n% T. D& v" ?; H/ ]其中平均转速：

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。
& ]+ u% y- k9 o6 h如果负荷是变动的而转数是恒定的，那么公式为
* W) A" u) g5 O( ?4 x
2 s3 f7 @6 ]$ S" @/ M* ~  Z) A# d如果转数恒定，负荷从极小值Pmin线性上升到极大值Pmax那么
' d! |) ]0 B& `  S5 R& u. t
; P: Q$ N$ v4 \, R; ^
·滚动轴承的最小负荷   

( J8 s" o0 T8 [9 Y! a' n# p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！！！
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！