轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用
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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。
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。
' c: ~( E3 L+ \# 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。

·静负荷轴承   

$ j, s* I' c; p1 p0 M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]
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：
( p5 e. t" i' g) ]& Y  \. YFS=1.5~2.5适用于低噪音等级
$ C5 ^" o% D) Q9 ~3 mFS=1.0~1.5适用于常规噪音等级
0 |# x; d. @' c4 ]( ~3 R" `2 d, ^FS=0.7~1.0适用于中等噪音等级
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
0 ^3 t& S1 _+ C4 ?-4000 N/MM2 所有滚子轴承
/ T" i8 j. q7 c2 v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。

·动负荷轴承   
$ ^3 l2 L0 }8 m) b' U
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：
" S0 @' k7 q. ~1 jL10=L=(C/P)P [106转]
其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
; j3 `9 u9 Y7 W( h* U! aP 当量动负荷 [KN]
P 寿命指数
L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
" K  x% Q& n6 [1 T' [( W/ @C 额定动负荷 [KN]
; ]0 @3 N, F8 Y. W8 I* V& c: pP 寿命指数
. R; h! F# B& j, a* K8 HL10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。
: g1 [: v1 S1 g! ]( [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。
" H3 U  B) U7 [6 gP=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 I1 n5 `1 G- o3 }& }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。
  R& ~7 e7 u. ^% x) I3 j对球轴承，P=3
. h- i/ d& e) D8 E& o7 i3 P对滚子轴承，P=10/3
' H& a; t6 S( h& I  z% \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：
4 b8 h1 ^0 u1 Y7 \8 G( {
- }/ A4 _& C7 ^7 ~! e: z6 j其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
0 c4 x/ p* a* OL 名义额定寿命[100万转]
( k/ u+ m, Q; K7 ?) l, Q: CN 每分钟转数
我们可将上述计算公式转化一下：


5 W/ \/ P7 M/ p. {. G9 W/ R其中

1 F" a3 T9 [: }! ]/ V) U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 I, Q8 y" S* B$ {2 a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
' g& ?2 y+ r5 h' v2 A1 w1 h' V
其中：fL 动负荷指数
7 t8 ~# i  ^; C- a6 f) X" hC 额定动负荷[KN]
P 当量动负荷[KN]
2 K, j& J5 _  ^( n- Z& q: B! e  jfn 速度因子
动负荷指数fL
5 ~0 r8 a4 C$ M+ y- n, NfL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。
( W$ t% ^  u& z1 ?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.
! {; [' m% @, j" N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。

3 r7 f0 q( y" ?4 i& f, C- {·变负荷及变速度   
9 v; W+ `7 V  F7 M; ^; K, m' I3 z
9 j. p8 g* t* D$ i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：

( A4 x; ~: J$ h9 J( }9 L& g
其中平均转速：

. |% P/ _/ W2 p! s0 l. E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
+ |0 ^. i9 o+ m. }. W% j  T% Q
如果转数恒定，负荷从极小值Pmin线性上升到极大值Pmax那么


·滚动轴承的最小负荷   
  F( t) R! s6 D$ i; x. ^$ m% h
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！！！
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！