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[公告] 轴承尺寸的选用

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发表于 2006-11-9 12:32:04 | 显示全部楼层 |阅读模式 来自: 中国江苏苏州

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轴承尺寸的选用
# f2 z* U( Z* I) x) M2 s
. 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。$ Z) U" \4 ?( G7 ^" a7 [
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。9 M" w. J1 \) W! d$ g2 Q9 Z
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。) S7 G% @2 m% p2 v' S  r4 q
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。
% G- y; e0 G; \+ t; s* X+ H( k& m1 @
·静负荷轴承   0 Y9 K8 B+ Q$ V6 o6 m

* 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。1 p4 O; {1 l- V3 O4 X# ]8 W
FS =CO/PO # P+ C5 ~6 @5 L" Y, P0 [5 t* v0 [. E2 F
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:. z& i" n; w! j( `
FS=1.5~2.5适用于低噪音等级 : n' j. `6 X2 [6 h( S8 Y% N
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8 z% u  [% \7 x% V7 v
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:+ I0 @# ~/ J9 E1 F1 c2 V* I7 N
-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 2 s: O; ], ~3 S, m5 l3 _; z7 f2 d/ P
-4000 N/MM2 所有滚子轴承4 p6 U* h8 X& i9 F1 `
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/ T9 ], Z# G9 _( f( l
·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:3 F2 D; C* f4 S+ \' P6 l( w
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]) \9 y% K6 s0 S5 w. l) l6 ]
C 额定动负荷 [KN]
+ I2 J+ h; J3 {( U/ b( NP 当量动负荷 [KN]1 p/ a0 p. p- I0 _
P 寿命指数; W# ?4 l! n3 G! w: F! M2 U
L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]- H8 U' T; d0 [6 S' p! V. F( [5 M
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。! o, ~& \3 E) \8 [7 G- }! C- r5 g7 \0 w( `
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。. ^' b' Y6 O8 B$ [0 \- H4 g/ w0 A
P=X*Fr+Y*Fa% l& Y5 g+ {6 @4 B. M1 ]
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。/ L; V7 q7 |3 _% N6 B+ N; I  ~* `+ T
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  ^8 ~* N; b! G6 b( k1 M
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:! _, D5 y, [% Q, F0 _
/ T9 t, Y8 g( a& G' {- |+ T

; ?  |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=19 _% {6 s  a5 o- P6 S. V$ |( T) V) T
" @4 R/ w4 q9 K. m. M
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. z* z9 ^, r- W

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] $ K$ Q! _# K$ P% g
P 当量动负荷[KN]% S6 Q; o/ Y, ]) `1 a" x& }3 {
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。5 U0 o$ `+ }. t/ p% S1 _
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.2 C! j( j7 @  t) s; ]' f3 S
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。- a, n+ k/ H- r+ Z* s, e2 M

2 x  L# S5 d8 b4 K. @·变负荷及变速度   
% O8 U- @% e* W5 q6 q4 O* h0 o! l0 L' H& u& I$ |
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 a3 C3 s$ H% [$ J8 @4 z. P; F( D
. ^* {" }* I, e! K( Z' G$ U( A
其中平均转速:# T" |% S( _6 z) D& R* n# ?" d7 c

# 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3 \! S0 r$ ?' f! N8 b4 G

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/ N- S) z' R2 K  t

$ E: S/ a, Y& q7 H2 T9 M& f4 x+ |5 D2 ~: Q! E9 e5 U* g. X" Q2 X
·滚动轴承的最小负荷   $ B$ f, [7 g, l; `6 ~- h  i

- 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)
发表于 2006-11-9 14:51:53 | 显示全部楼层 来自: 中国广东东莞

轴承如何密封呢??

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
发表于 2008-7-18 18:18:39 | 显示全部楼层 来自: 中国山东莱芜
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!
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