轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用

9 I" I' m5 R! L6 c) l# O确定轴承尺寸参数   
# h2 `4 z3 U: s/ v. ]# F% |. ]
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。
, B' ~3 I; ?; i: k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。
( ~$ p; z' b- J# n9 m# I2 D6 c
2 z9 G+ p( }& q6 F1 K( [& H+ O·静负荷轴承   
( e2 u2 i) [- [
; b, h6 ~$ L  W% a0 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。
4 }/ j' y, O0 G. BFS =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]
2 _( H' }8 _" z) f. x8 Y. `3 N  @  c& \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：
- R/ x7 ]% c- ?7 N9 f. SFS=1.5~2.5适用于低噪音等级
: f; v3 ^8 `3 r' R/ Q; N# s2 Z# q' rFS=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
) Z' h+ F1 q* Q3 F% _% n# f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
-4200 N/MM2 其它类型球轴承
! w- ^; S0 ]. o2 D3 [  g-4000 N/MM2 所有滚子轴承
4 f: O$ D" Q3 }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。
PO=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。

# z+ L) d' |  _, O% D% C8 U·动负荷轴承   

% [7 L: m/ H4 rDIN 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：
* @1 e0 q6 z0 q# D- B' CL10=L=(C/P)P [106转]
4 U' ]* e8 }/ s; f( g$ q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]
* F6 s* X3 c2 J# P- j+ `5 D! YP 寿命指数
4 s6 H% i8 X/ @" W' ^% ML10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
4 ?5 M6 I5 t0 c& lP 寿命指数
6 C8 J- G) L" b/ G1 g7 C9 EL10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。
- G2 k2 @. ?) E* U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
6 x* t) s& N& \1 N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。
5 ?+ Y' _6 Y  _& d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。
# I! ^" A+ U; D2 r" ?) B/ b对球轴承，P=3
9 d7 |' [# C2 m对滚子轴承，P=10/3
1 h* k  U' {7 A( h. ^1 T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]
& F. x0 o; I9 T8 Q" D# t$ ML 名义额定寿命[100万转]
4 A2 ~/ t0 O, P8 ~9 KN 每分钟转数
; u9 X: @' D! k  m: m& k  \( I我们可将上述计算公式转化一下：
6 L( f3 h- U( H- [7 }8 m
7 B2 ?: K, N  N8 \! l: R
其中

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

8 \# l, ]/ J1 r7 }0 r8 g+ D: \* r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

* E& g' p2 p3 b  J其中：fL 动负荷指数
C 额定动负荷[KN]
P 当量动负荷[KN]
fn 速度因子
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。
  o2 S9 f8 v+ f# k+ J8 `+ r) 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.
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 \! U( K  Y
·变负荷及变速度   
$ m$ x- Y5 j, h: N* Y9 g
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：

+ _5 o. |: s; c/ m' _- \: F
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。
4 C8 q# E! L' u' l0 {  _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
# ~0 A! T9 z$ F

·滚动轴承的最小负荷   

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！！！
' D6 ?0 B7 y0 `7 h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！