轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用
8 O* p( n2 J0 T! \) A( F
- |; q  q6 S0 L. d8 S8 J8 C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。
" M, b$ \! ?7 s/ ~4 M5 |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。

$ ~% a9 j' k$ w- g% D0 h) b/ \·静负荷轴承   
' l# P" f% U8 \3 `$ x( m9 b3 z
; r7 G3 Z4 Q6 ^2 Z& d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]
: }' C7 g2 E5 g: k* M% s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
% y& [! d- j# P2 E5 IFS=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
' z2 u3 Q0 r9 n. F5 j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
-4000 N/MM2 所有滚子轴承
: U) }$ u" `, J/ h3 m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。
) @( J. v4 l$ MPO=XO*F r+Ys*Fa[KN]
9 ?5 `- L  d1 _  v* R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。

·动负荷轴承   
; ?% T, G) b7 ?$ ^5 D& M
% g, w" ]% e, X  B# |2 o' b" I- Y0 CDIN 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]
. _# n% _- [# g) [$ Z$ C( X其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
; m9 i- d5 n* q, ?/ K% j& a* o) BC 额定动负荷 [KN]
9 {. }9 }: I, aP 当量动负荷 [KN]
) |, l6 ^: W. g" A% G9 x- uP 寿命指数
L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
# J, b  x+ Q5 G( A) y; r1 ?C 额定动负荷 [KN]
P 寿命指数
9 _' k2 m8 ?! E! w: E$ ML10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。
; j3 O% J/ T% s3 E& S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。
, b0 a5 y& P; A' d1 c) `/ o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
- e4 q: \, r/ N7 ]8 f& C- w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。
球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
) J9 y- q7 H4 I- s6 v! L对球轴承，P=3
对滚子轴承，P=10/3
$ H4 G, W2 V( Z# h5 K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]
( w6 H+ I. x( G% C7 p9 o8 GL 名义额定寿命[100万转]
N 每分钟转数
/ b4 }2 J4 M7 o0 i  I5 R4 |我们可将上述计算公式转化一下：


其中

% C% |8 v+ f. L7 ]+ 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

2 d0 |6 u* J; V  M1 H. Z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
6 E/ z4 Q3 j; u! R
其中：fL 动负荷指数
$ l) i& Q. c4 i9 w) s# zC 额定动负荷[KN]
3 B8 k1 B, I1 c& ~. yP 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。
5 T! E" x; b% N% ~0 S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.
: z- }; `9 s! |2 |$ p, E& s" y5 f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   

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：
2 i7 e. X$ O* e% d6 U3 n5 ^2 `
% o% B* [( d* D2 v- p/ 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。
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

$ x1 i# \7 h1 M. [
·滚动轴承的最小负荷   
- c& C, `# x8 B3 _' t) b
) F, ~* i3 t+ c7 z4 ^" N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！！！
: _. s, k) a- A( ^; X8 L& x3 d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！