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轴承尺寸的选用) w* B, n m9 G9 y9 Q
1 D' h$ S; _) F0 H, _0 }0 u7 o
确定轴承尺寸参数 3 h; k; L4 c9 n' H6 Z
5 D+ @- m8 S" v( q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。* g' ?* |0 {- G9 W% l5 D7 g
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。/ Z% N$ K0 N) e* \
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。1 {. `+ i. w' I( y$ y$ u
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。
9 C' A. V7 [; K1 L7 \' Z7 Y5 A* P
9 H8 T" d: E9 L- f* ]" T·静负荷轴承 , h# H! T n! Y- r/ p; t; _; J
/ r- |/ U* u$ y4 f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。# U, N9 E" l+ `- J0 e: U: c: q
FS =CO/PO - W$ I$ {) N# c6 L6 q2 X9 A
其中FS静负荷安全系数，CO额定静负荷[KN]，PO当量静负荷[KN]
0 ?+ n/ b. \; e& D2 O* @' _; }3 _' [" u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：
8 l% H1 D& T7 E& q2 W! O: r* s: p# JFS=1.5~2.5适用于低噪音等级
3 C+ x5 V! y& t* AFS=1.0~1.5适用于常规噪音等级" ?& t& c# R7 _4 w
FS=0.7~1.0适用于中等噪音等级4 w: r' J( J x6 ?. p( R
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：) i" C/ p0 P$ ]' O7 ~
-4600 N/MM2 自调心球轴承3 ^/ n0 b0 |9 o7 q: g( l
-4200 N/MM2 其它类型球轴承 2 x* O. S4 {+ t: e+ U1 t! h( f
-4000 N/MM2 所有滚子轴承. }+ ~! b4 f/ q, @( \
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。
2 K, V( ^- @2 u1 oPO=XO*F r+Ys*Fa[KN] & A5 ^% l) W6 y8 f7 U0 j! H. b
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。
' Q+ m+ ?2 A3 W$ \4 C2 h0 `% {
e" {1 v$ U9 [2 [* T·动负荷轴承
. h+ I# y- g( j w s }2 N; @. b, @% a* P9 p4 I+ F. ~ S
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：+ B9 S3 _& w' p8 T1 I2 ], E. p
L10=L=(C/P)P [106转]
4 D" s# \8 P: X% U F其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
9 G! A! @+ q( E" |" V VC 额定动负荷 [KN]9 ^+ K% H2 M' H) {9 Y
P 当量动负荷 [KN]
5 Q) c7 O/ c; e7 @/ Q7 u r# [P 寿命指数1 I- d# u0 `. l* F1 Q; I
L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]4 I) B/ s+ e, w6 p- V% a( r9 g
C 额定动负荷 [KN]
! ?! I7 @# x' t3 m4 U- K# o$ LP 寿命指数 # i# S& }% U0 p- u; a( O. n* c# k
L10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。4 i* @" I8 c g# a- ^7 w! e
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。6 w3 s, ?1 L! d' S7 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。4 {4 I" v% V* L
P=X*Fr+Y*Fa7 J* [; A% p) f+ y. f
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。
2 ~: w/ Q4 b' D9 a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。 H2 l9 O' T+ j* E5 i' p
球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
# V2 v: q: C! k% v, l$ M* ?对球轴承，P=36 t, ^ M" f. `9 r
对滚子轴承，P=10/3: n/ `) O+ P) ]" N2 d
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：" ~9 I+ A; |- Q: |/ A3 O# Z7 C
2 B, C9 ?- e/ ^2 E: I. b! A, F其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]' o2 u2 N' | X" ^9 m- n) q
L 名义额定寿命[100万转]! G) [$ c$ ~. m2 c4 l% p
N 每分钟转数
# B; W+ c$ e8 c3 y4 E我们可将上述计算公式转化一下：
: }4 S% H. `$ W( m$ S4 O( R7 \0 n# W Z- ^- ^0 P, z% k; P
; S) u0 H- q4 C4 E4 K其中
4 {6 |2 m# ]: l \& o9 t; u
( N3 v+ ^5 P3 Z L1 @( {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
, y6 }- c( o6 E% Q$ d b- K; {8 c, ]6 j1 P+ u8 `; 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: t3 R/ U( K" n6 ]; `! q: G5 P
2 U$ b, e4 g5 a" n1 V3 Y, `
其中：fL 动负荷指数
, G: Z* i( l, a" q: QC 额定动负荷[KN]
, d m B9 t i4 ^3 \8 IP 当量动负荷[KN]
, _9 l" L: w% Y, S% Ufn 速度因子
8 r& B5 H. R6 r1 b" g动负荷指数fL* w4 y1 ^3 ?$ E' h
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。* x, ~3 ^/ L; V& u! G7 i8 K0 h6 [
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.4 X* s+ y4 S7 ]4 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。
- ]. A5 Y( h, [* J( e% m3 r9 p/ r, h- c3 e+ q+ N1 i( a+ U
·变负荷及变速度 I! a1 z) k7 G+ J) k
* c- [ k& \* F% X6 _$ v3 W
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：
6 x3 d7 q" r- I. ]: @6 ^( `0 k" P! O+ H$ B0 p8 z& \
5 C% l' l" p) k, K5 U3 c其中平均转速：
* I( L- M4 l2 e1 M Q( \$ K* ^0 G( s$ a# O' ?3 h/ i: Q# {
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。
( n! z. ?8 n3 ^3 |; C& w如果负荷是变动的而转数是恒定的，那么公式为, }( u; }) @2 S) Z, C
4 G4 T @1 ^- \; {1 ^如果转数恒定，负荷从极小值Pmin线性上升到极大值Pmax那么# G1 t1 f: Q. p
# U8 p8 ?+ m! Q" D x2 b
B' V R0 G: q3 q# X; l·滚动轴承的最小负荷
: I* y/ ^4 w5 r/ o. N$ i( g( n
! }) U% h0 M5 z( }1 c2 y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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发表于 2006-11-9 12:32:04