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轴承尺寸的选用
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确定轴承尺寸参数
/ X0 a1 N& j& ^* `" Q& c' P6 G: t ^% c; l/ @7 z$ R( ^
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。 K, i+ }) ]& m3 z- |7 p! r! f8 z
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。3 o4 T2 k" I2 ]
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/ x6 }/ R/ T3 l h
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。
* `' k. e. |8 b
5 H- h+ l7 I1 e% R/ X, K5 T·静负荷轴承
& {% d2 ?8 Z$ y) {. x& G4 h2 S6 z x2 }& {
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。. a3 b. ] k2 d9 L! W0 A' F& D0 \
FS =CO/PO
0 H. _! l+ V) j, n' _4 _2 z) m其中FS静负荷安全系数,CO额定静负荷[KN],PO当量静负荷[KN]; M0 A2 J3 L1 b# k+ 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:2 U0 R5 r! ~2 o! r/ t) b( i
FS=1.5~2.5适用于低噪音等级
% e, S$ e/ h) B NFS=1.0~1.5适用于常规噪音等级- e$ Y( g1 ^# O' p% o5 w7 Y
FS=0.7~1.0适用于中等噪音等级
4 w0 T3 m6 J9 x2 h% x+ U% R2 p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:
! F* r4 X! v3 ?9 \% d0 p/ I-4600 N/MM2 自调心球轴承8 F F2 W) F2 L) o5 h D) k
-4200 N/MM2 其它类型球轴承 ; [! O- R4 i4 b8 u* n5 j( ?
-4000 N/MM2 所有滚子轴承1 N4 ?$ A9 u, T9 g p4 O2 m) j
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。
6 q1 o! L( a& X) F1 q' [- SPO=XO*F r+Ys*Fa[KN] * P7 D8 Z' S7 h# r# E' o: e
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。
" J9 R. Y& M! |% }1 K# O4 S7 \% Q d: ?
·动负荷轴承
2 x9 j; B- a X( }% B# H! R
9 H9 N1 x2 W9 W) Q; G5 Y; h( IDIN 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:) f6 Y7 Y- X4 T3 t
L10=L=(C/P)P [106转]
( a. y9 a* G: g7 S8 [其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
" C* f# w/ I: c; M) x# XC 额定动负荷 [KN]
& A5 Y: l1 Y: tP 当量动负荷 [KN]8 B: l: f X% t$ W# i
P 寿命指数
7 c5 O% d* b0 a% V7 X2 }L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
9 |1 R1 c/ t6 ?# e7 _C 额定动负荷 [KN]7 g. D F$ a; m8 M
P 寿命指数
! ^2 A$ ]" O3 Q' ~% y. R- S6 d9 F, GL10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。
" X: F( D2 V+ X- K' ]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 U8 s s- r* F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。4 C- k8 v4 F; j- A& i$ a& r# y& G
P=X*Fr+Y*Fa
# _; v9 r- B, S& [. N2 I& p, R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。
* H, S9 y) h9 m5 M2 q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。8 g7 w$ y9 b: M/ a0 `" I
球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
$ V: l" P/ o; S+ v. [对球轴承,P=3' G& M; e' P' I/ P+ w; _
对滚子轴承,P=10/35 {: w3 @ R& N& m
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:! y5 S8 i U" Y# U
: H! O4 Q0 o1 D! |3 J9 x其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
! c, P' K3 Y8 S* d$ N4 ?4 F* gL 名义额定寿命[100万转]
/ @, o r: \2 e5 qN 每分钟转数8 k) c' ?& u5 h
我们可将上述计算公式转化一下:& s, v" g$ ^9 G# q
9 d% o, Q3 E( x6 m; T+ l" K& n. q6 Z
其中% ~% ^4 h3 e/ X, G8 l2 d
+ ?) N0 |0 D1 S) D) J8 t j* 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
5 g- V# A7 A3 T1 y, C- ^. c: F1 W: E
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* y5 I, M6 B" E+ d
* _! f; O' T4 n N9 @7 P
其中:fL 动负荷指数2 T# v# B# F B7 T9 v( a
C 额定动负荷[KN] ( o$ H! ]; O3 F' `* l; {! G7 F
P 当量动负荷[KN]9 C1 B; U6 T/ F! [ w1 u
fn 速度因子
- \0 c, a' x! A8 H动负荷指数fL
, {6 Q! U# k2 V, P& C! QfL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。2 d6 R8 Q5 T9 R2 W% }2 o0 v# w
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.1 R, f3 S, \4 @! o$ V6 S9 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。
1 D2 I! ~; e0 ?5 z. l: d8 n+ I7 t [" k0 Y$ a
·变负荷及变速度 7 t! R5 t4 d7 j/ [: c
* a- G0 s, Y2 A1 w H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 `4 g3 V6 R; z+ N4 `7 d0 J5 o" Y1 P' L0 `2 c
7 P( S" d4 d9 g4 f8 t8 N% ]其中平均转速:# d9 k9 i- s' d2 Q
! |, }; x @/ K x, P, 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。
) c( k4 R4 P- R9 \如果负荷是变动的而转数是恒定的,那么公式为4 r, Y7 v% o) J% A( N+ U* a/ W
, y9 K6 M! u1 y; M0 I
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; M3 |) Y! E2 Y8 b9 k
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. g5 B2 W, U/ f! o: }·滚动轴承的最小负荷 4 J6 r( `: p" T# \/ |) s
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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) |
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