轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用
1 J1 G2 N; @; ~) r5 n9 F# Z
2 H$ K9 f6 e* Y4 l- H7 R! B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。
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   
5 A. E3 ~$ B9 k2 s
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
# F7 e+ N' Y3 c. p6 W* 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]
, J/ H( s$ |* f& Y9 h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：
) C1 m2 h1 ?+ m% ZFS=1.5~2.5适用于低噪音等级
+ ?% [& ?, z5 D( [2 l$ Z  d  }9 uFS=1.0~1.5适用于常规噪音等级
FS=0.7~1.0适用于中等噪音等级
- a' G2 b, H- [6 J& Q$ y7 P. |. T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
-4000 N/MM2 所有滚子轴承
. c3 N5 U/ c6 B- i% ?) {. T) w& K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。
0 {8 o, w: c, D" q& x3 ?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。
7 G4 B" A, D" ^, h
7 K3 h" o* U  H; m' y' E·动负荷轴承   
  A0 S6 R# j/ h9 R- j, Y" O
9 ~" |) M' l, I% ODIN 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：
% w' ]' Q8 I9 |- E* lL10=L=(C/P)P [106转]
( t& {/ d) C0 ^5 C其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
P 当量动负荷 [KN]
% ?2 i2 s' [9 C* N/ ]; R5 f5 w& G+ }P 寿命指数
L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
2 V& k9 c# }' o) K: B' |C 额定动负荷 [KN]
5 V3 ~2 r/ D8 Q. xP 寿命指数
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。
- B* H. k% Z& 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。
9 f" P+ p0 }  d$ }- c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。
( i5 f5 Y, V7 C! ~& m3 ^P=X*Fr+Y*Fa
, v9 @6 e; k7 S6 q" 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。
8 a' m1 `# {1 A5 E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
- k' n! p) T- h* ^7 Y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：
) k5 M1 p, S+ M: w
/ N- V5 }7 J* e7 g7 [其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
L 名义额定寿命[100万转]
0 P( ?) Q5 i  m8 P! J0 j* ]* uN 每分钟转数
2 k7 q. Y* y+ X/ V# L4 _: w我们可将上述计算公式转化一下：
4 I& _( B" }7 M5 i" y# n
0 d4 Q8 ]: r4 l9 V- C3 ?$ Z
' l8 ?3 T& Q( \* s其中
- ]# a. N* S) K: b3 h# Z
  v, R& `( V/ g  [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
* B$ {/ t7 k: B  g; z: U, G
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

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
. o% N( H+ }8 ?( Y# q8 l0 |; w动负荷指数fL
) x( P, m. n' `& j8 X4 jfL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。
$ @& {: h8 B% a/ ?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。
% C4 @( V# h; L- E" {- e
·变负荷及变速度   

; }4 v6 ?$ A/ `% @( R# V4 L) o% U4 U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：

5 P% K; p1 _: u: h* D' M" I
3 H4 @9 t8 W# y! T8 c, A' N其中平均转速：

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
8 N7 {2 E5 G0 \0 i' I

, z5 ^% L% w0 W·滚动轴承的最小负荷   
2 N* E& u0 v; C0 r9 z# d8 a& @4 e
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！