轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用
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6 n. @/ G5 f# v- [, I确定轴承尺寸参数   

# |% d+ L0 q4 `( y- Z# `/ v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。
6 K# @" T! p0 P# `# D" g5 A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。
" X7 z. F  _! o! B. ]* r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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4 B" q: f! H" D7 K·静负荷轴承   

# ^- u6 ^* k: E+ }. j9 H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]
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
6 c" u; E# M- P- w7 rFS=0.7~1.0适用于中等噪音等级
- g% L$ h8 R" K! j! m4 h, A$ r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：
) r2 n* H6 w/ R-4600 N/MM2 自调心球轴承
# l2 I9 \/ m3 @1 D( V' i4 e2 ^5 S" r-4200 N/MM2 其它类型球轴承
-4000 N/MM2 所有滚子轴承
5 q( s+ u" p2 y, u# k, G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。
; }0 `+ [1 t" h& T" z7 @4 h& [PO=XO*F r+Ys*Fa[KN]
. J, ~) {# j7 y' `; d0 ~: a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 N. Z$ P; j! a+ Q! o8 O# h! Y. k& [
·动负荷轴承   

DIN 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：
5 d: B" J  f7 a2 K/ s4 G1 n4 IL10=L=(C/P)P [106转]
: ~$ p2 y# X, n+ I* V/ u, A其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
P 当量动负荷 [KN]
8 `1 |- J- ^7 s2 `$ ~5 ~, j! I( @# oP 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]
P 寿命指数
L10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。
  j- `" G3 r5 _: V( t. f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。
& ~/ h% x2 ~4 t6 p/ M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。
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。
% {) _" A# z: l5 C' O) u  k球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
2 W9 ]9 F+ C0 f' m对球轴承，P=3
对滚子轴承，P=10/3
/ O' A  K& V* M7 q$ N$ N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]
6 q, o6 m" y# {1 @  p3 @2 JL 名义额定寿命[100万转]
N 每分钟转数
- `! f: b+ F$ {0 V3 r( Y# n我们可将上述计算公式转化一下：
6 z" _# P: v' S/ H  g

2 c: I$ W( {' D) |2 v其中
9 Y8 g1 N5 Z' x
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
) M! L' h  k  H
8 T. j: F' j% \7 \7 x& {5 S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
2 t7 R: @/ M' H( d1 A5 W4 r4 z
其中：fL 动负荷指数
C 额定动负荷[KN]
P 当量动负荷[KN]
* i  x% l5 G  h; Q1 r. ifn 速度因子
$ T) W$ P  S5 d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。
9 w7 B2 ~; c/ W9 Y- n8 G2 X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.
  d" L* _3 G) Q5 U2 d. X/ Q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。

·变负荷及变速度   
0 X# S1 a9 o+ |2 h3 m2 L$ M
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：


其中平均转速：
/ H5 m+ Z$ G8 B1 i. w& d
+ q% ]* o. F  a3 ?8 b/ u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。
如果负荷是变动的而转数是恒定的，那么公式为

如果转数恒定，负荷从极小值Pmin线性上升到极大值Pmax那么
1 i/ y: S# q/ X. [* T! ]6 e# t7 o
% }$ b- e3 c, X$ E- j- x2 d
·滚动轴承的最小负荷   
! N3 L1 f/ r3 V4 R' I# h
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！