轴承尺寸的选用

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轴承尺寸的选用

" |# l& A4 c* y0 H; b. Z( W确定轴承尺寸参数   
- e1 T: A8 Z+ y. ~
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。
: F; J6 a2 w+ J# C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。
+ |5 J# f" I/ ^- a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。
1 J: K6 G, \) w/ W4 u& E
·静负荷轴承   
/ @: z$ ^3 p* t( H2 O
, n1 S1 C) Z$ T) o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。
" A1 \+ g& O# b  ~3 `' p9 aFS =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：
FS=1.5~2.5适用于低噪音等级
/ Z8 P1 D, P- q* L3 o# s' MFS=1.0~1.5适用于常规噪音等级
1 Q+ W" O* X/ l0 f' U5 l0 RFS=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
9 t$ b9 u6 I; W9 U-4000 N/MM2 所有滚子轴承
  L: v$ ~. [& f( f5 l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。
3 K; f5 Q# A5 ?( Z# h" p6 u0 N6 TPO=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。
* k$ o1 Z) V5 }1 j% b1 `+ M
·动负荷轴承   

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：
6 m' @. I( y# p: u( h$ I" tL10=L=(C/P)P [106转]
1 ?# x) F1 _! T: _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]
P 寿命指数
) b. f) |& I; u  V9 oL10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
- `  v! K* I, [- V% L+ yP 寿命指数
( v2 |/ {0 O# K: E, rL10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。
) N& v4 p5 p1 O) H" y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。
P=X*Fr+Y*Fa
5 U( X1 e& \( \* `* B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。
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。
9 w) j% l, W2 N; e# `球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
% y4 c5 q/ Z+ A. R对球轴承，P=3
0 F! ^9 `; i8 U* L3 p! y/ I8 Z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：

其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
) }" W* J* J3 T6 w% o' `' t  OL 名义额定寿命[100万转]
% j" `  {7 w5 l* `0 g; x+ Z) _. kN 每分钟转数
我们可将上述计算公式转化一下：

1 ]1 @9 G$ `+ o( A' r5 ^1 u
其中

( C  Q: S+ c" f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
6 W; J# t, ?# }5 O
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
! O( ~9 t6 }+ Y# ?5 [2 p% fC 额定动负荷[KN]
P 当量动负荷[KN]
8 W2 v- D) I0 \# kfn 速度因子
7 K; y  j9 P4 s8 k- |$ ?动负荷指数fL
- U& e* Z; X9 m. G2 F& L5 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.
4 b) |% y6 V* R! q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   
! O. m3 p$ o* [: c1 Y) h& ?/ S4 A
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：

: Z) r, t( R% d' {; Q
4 W2 h. ]% _$ T# N6 }其中平均转速：

' s3 v: ^; Z9 R; A6 z# R- p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

% N+ \1 {" K9 y, b/ v  i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   

+ a: j& O" B5 K. W0 K: u4 [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！！！
- r; j' k3 X/ N. `; a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！