轴承尺寸的选用

volvo

轴承尺寸的选用

确定轴承尺寸参数   

$ a; v: A3 _2 R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。
; d$ r6 H5 c8 V" t, c/ d6 I! 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。
0 {" H8 N$ q+ t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。

  v6 m6 r+ @) R0 B·静负荷轴承   

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。
* ~+ ~; f& P! D, i$ ~2 `( qFS =CO/PO
# x. n5 D* H2 V" i8 m# u8 I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
/ g- s2 u/ ?' x5 TFS=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
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：
# g' ?8 [( g, n9 {- G0 d-4600 N/MM2 自调心球轴承
  Y( }6 v5 `2 L" n; h4 O5 D, P-4200 N/MM2 其它类型球轴承
! R3 l# x* x$ n/ {9 p/ ~3 t/ v% ]-4000 N/MM2 所有滚子轴承
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]
. |' e! `& S! z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   
! }, Q8 c: U" G' v4 a5 p
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：
L10=L=(C/P)P [106转]
* @  o+ ]/ q. o  X# W8 Q4 x其中L10=L 名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
" A5 `# h4 ?0 o4 W9 M( pP 当量动负荷 [KN]
4 r; @8 s# Z. T! q  S. sP 寿命指数
L10是以100万转为单位的名义额定寿命 [106转]
C 额定动负荷 [KN]
- F" ^  B. n5 W  y! `! E7 RP 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。
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。
: H: m2 _. [$ S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
9 X% p: B1 S2 x! m! ]: e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 T/ k2 T; w3 K/ V" ]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。
0 d. j2 B$ p( [: R球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。
对球轴承，P=3
$ O$ y4 J  s# u: d9 a对滚子轴承，P=10/3
$ E: Q0 N6 v! v# @4 J8 @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：

/ i6 D3 X! ?' \; W. O, t1 n其中L10= Lh 名义额定寿命[小时]
L 名义额定寿命[100万转]
& q! f, M' s/ y4 uN 每分钟转数
我们可将上述计算公式转化一下：
/ F2 k' `/ c) A9 s5 T6 }" q: i0 D- ]
0 ?- o! Q# f7 [4 c2 _
- `, y+ n2 {5 |- P其中

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
1 [* g$ v+ |  y
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
; f& E7 {" k5 L- |, f
其中：fL 动负荷指数
) }4 @; Z* }* g) B5 N" @7 |C 额定动负荷[KN]
1 h1 O: X, B0 F- \3 z9 oP 当量动负荷[KN]
( w& B- w0 ?! w$ dfn 速度因子
/ r9 j, h8 f& N0 B" W& h- `动负荷指数fL
& _' X; m6 ?$ Y9 HfL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。
3 C2 i* U; x: X6 i3 b
·变负荷及变速度   

' C* ^. Y8 p7 |: e% e. p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：


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
3 O# z$ z1 r1 m/ K' T
如果转数恒定，负荷从极小值Pmin线性上升到极大值Pmax那么
# |' j% L: Y9 O# p8 _, Z
. D) |) q8 T  L8 {" b' i$ Q
1 i4 ~% M* v6 A) v( e9 z* s·滚动轴承的最小负荷   
( }4 P0 m9 r2 M% m" q
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！