轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用

确定轴承尺寸参数   
( W3 a# Q0 Y5 F; j
$ e0 l* l3 l8 E. 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。
% f7 O$ ~+ C( O. 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。
& `- S5 m* m! J+ S5 b- c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。
+ p, I. Y+ g( D" U: L7 O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。
6 b$ a$ v: a! i: ?# R
·静负荷轴承   

' q; A. A* [7 [# [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。
2 {- L5 p  t. s5 WFS =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]
. M' H# F0 S" V5 i3 d0 k  n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：
% O3 N6 T, V7 n* |1 `1 qFS=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
1 H* J! b# p  R8 kFS=0.7~1.0适用于中等噪音等级
" I1 R5 W9 ~- U7 u; @9 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：
-4600 N/MM2 自调心球轴承
-4200 N/MM2 其它类型球轴承
$ W" r& h, \8 R9 t) q-4000 N/MM2 所有滚子轴承
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。
( i" k& L4 v4 Z7 j* l
·动负荷轴承   

" x  \7 c* @' {9 _- ?& W# ^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：
( u- W$ }% ?# x7 y& BL10=L=(C/P)P [106转]
其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
* w' o1 l; W" V, HC 额定动负荷 [KN]
P 当量动负荷 [KN]
" e  ?/ _" F5 p% w3 q, ?P 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]
5 A6 \5 S9 l# P# XP 寿命指数
- U7 N7 L4 I, {  u; W+ d) 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。
8 w, V; _3 v4 H2 q* G- ]6 A1 C8 m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。
8 N0 ^, P3 g& s3 i& @& h" 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
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。
1 F9 g9 w6 p: o. k# W! {; w% N* O- N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。
对球轴承，P=3
. Z+ \2 V5 G$ F* Q对滚子轴承，P=10/3
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：
- J3 K- P6 v0 Y$ t8 J$ q4 P
其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
% P. _4 [* ^9 `' X8 F: VL 名义额定寿命[100万转]
( d" ^( q) @! X' p  LN 每分钟转数
我们可将上述计算公式转化一下：


3 O3 L: j" l' y/ _; Z% ^0 [+ }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

( C1 G& Y, \/ G  Q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 s  k& k4 |2 y" z# x
8 L7 s8 X4 Q  i其中：fL 动负荷指数
C 额定动负荷[KN]
% \& q# C6 t' B) ^5 }: I1 F6 dP 当量动负荷[KN]
# S; Y" D* I* d( R. m& `fn 速度因子
动负荷指数fL
( B/ l5 s7 t, M  z" Q1 E2 F' j! zfL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。
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。
5 @( T: g$ R7 s! m
% m1 w: I! [" B5 `8 K5 U·变负荷及变速度   
1 E7 t& A: K9 Y0 n+ a/ d& S5 E
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：
. K0 l' D. b( ^$ F0 S
1 r# ^) p0 |5 `& ]) N8 P7 d
4 q2 }& O' L2 ^5 U1 |/ z其中平均转速：
+ i5 p# a, H2 m7 z8 f8 Z
! h9 N# P2 N1 v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
$ y3 H& @6 ~! B4 t6 s
6 I2 L2 X9 u0 s6 K. ^
·滚动轴承的最小负荷   
1 X. ?7 H2 j/ S- P5 P/ T
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！！！
: {" }' }: O6 d& d" ^& Z. v# M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！