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   
8 o$ M0 N! c! j0 j, b% a! n: T# v3 p
% P, K  ^# Y/ t( h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。
/ o) m  L2 s. d+ L! M" y* z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。
8 c  I) C& l/ }. ]% ^$ y4 r
·静负荷轴承   
7 @7 I+ o. f9 Q2 J8 \4 A0 ]' p& |1 R
$ I9 a( b; T) j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。
- e, ?) [+ R& l9 f' o# AFS =CO/PO
: V8 X& F$ R+ i$ R( p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：
FS=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
5 `7 s* d  }- g0 UFS=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：
1 I% _4 T' H. s" {& z" V-4600 N/MM2 自调心球轴承
! b! x1 t: x9 }-4200 N/MM2 其它类型球轴承
-4000 N/MM2 所有滚子轴承
2 B& I, K0 k. t" y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。
0 c2 x6 h+ f0 R% u: Y, t
4 I. _2 J  J3 r/ q·动负荷轴承   
- }/ b' u' S% Q; R) A6 M: l
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：
: j+ K  L1 C( u" aL10=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]
8 P& i1 k9 L( SP 当量动负荷 [KN]
% k7 T( C6 b9 KP 寿命指数
7 {7 {0 L8 C; D7 }L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
8 E, y1 A  ?6 ~; P( X" KC 额定动负荷 [KN]
: w- B9 {- U% q3 BP 寿命指数
: Z' J$ b+ z& G" M7 Q6 I: ?) CL10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。
# q8 ~. p' [$ S  j* F2 U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。
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。
7 [. y: ]3 N8 [* dP=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。
* N9 K( |" N6 A" T% ^% u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。
! F! e5 i% L4 a* _( Q9 z5 q球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
  v  _: i+ O/ S+ U对球轴承，P=3
9 |" ~. G( [4 ~# q$ R* w2 x5 G8 ]6 l对滚子轴承，P=10/3
7 M4 _2 [5 D$ T; e6 u* i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：
+ P- m! J$ z% _: [& D5 i" q5 k
. p$ ~9 I+ v8 `2 Y4 l, Q其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
+ U% r) ?$ _+ y  y/ G( F: l+ |5 {L 名义额定寿命[100万转]
N 每分钟转数
: |! T. z' }. t! ~: w' [3 @我们可将上述计算公式转化一下：

" |" j# A, K0 J& L) m
其中
3 k2 x4 I% S; q0 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
! J1 Y5 a! n' n) `
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
) B$ N* x3 c4 o( i# V3 r. o
其中：fL 动负荷指数
C 额定动负荷[KN]
P 当量动负荷[KN]
fn 速度因子
+ e. R; Q8 E! Z" u6 P) Z$ Q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。
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。

·变负荷及变速度   

0 O3 d6 ?, ?' [; f; C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：

, O( J/ r' b0 X, S2 _
# g4 B3 k! b7 c1 z+ `& Q其中平均转速：
1 o9 T0 {7 S2 X; w2 o) Q: z4 U
* n3 y- ~) a6 F: a! [% s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
& _: E1 j  s5 j& g7 g
如果转数恒定，负荷从极小值Pmin线性上升到极大值Pmax那么

1 E+ |3 |  @0 D6 c/ W1 s2 c  S$ l
·滚动轴承的最小负荷   

1 ~' T5 Z  R, ~& `4 M$ C; j0 x. b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

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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！