高密洛陽軸承經(jīng)銷NU310M軸承

濟南銘揚軸承有限公司介紹滾動軸承的校核計算
1 基本概念
　　1．軸承壽命：軸承中任一元件出現(xiàn)疲勞剝落擴展跡象前運轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)數(shù)或一定轉(zhuǎn)速下的工作小時數(shù)。
　　批量生產(chǎn)的元件，由于材料的不均勻性，導(dǎo)致軸承的壽命有很大的離散性，長和短的壽命可達幾十倍，必須采用統(tǒng)計的方法進行處理。
　　2．基本額定壽命：是指90％可靠度、常用材料和加工質(zhì)量、常規(guī)運轉(zhuǎn)條件下的壽命，以符號L10（r）或L10h（h）表示。
　　3．基本額定動載荷（C）：基本額定壽命為一百萬轉(zhuǎn)（106）時軸承所能承受的恒定載荷。即在基本額定動載荷作用下，軸承可以工作106 轉(zhuǎn)而不發(fā)生點蝕失效，其可靠度為90％?；绢~定動載荷大，軸承抗疲勞的承載能力相應(yīng)較強。
　　4．基本額定靜載荷（徑向C0r，軸向C0a）：是指軸承大載荷滾動體與滾道接觸中心處引起以下接觸應(yīng)力時所相當(dāng)?shù)募傧髲较蜉d荷或中心軸向靜載荷。
　　在設(shè)計中常用到滾動軸承的三個基本參數(shù)：滿足一定疲勞壽命要求的基本額定動載荷Cr（徑向）或Ca（軸向），滿足一定靜強度要求的基本額定靜強度C0r（徑向）或C0a（軸向）和控制軸承磨損的極限轉(zhuǎn)速N0。各種軸承性能指標(biāo)值C、C0、N0等可查有關(guān)手冊。
　　2 壽命校核計算公式
　　滾動軸承的壽命隨載荷的增大而降低，壽命與載荷的關(guān)系曲線如圖17-6，其曲線方程為
　　PεL10=常數(shù)
　　其中 P-當(dāng)量動載荷，N；L10-基本額定壽命，常以106r為單位（當(dāng)壽命為一百萬轉(zhuǎn)時，L10=1）；ε-壽命指數(shù)，球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3。
　　由手冊查得的基本額定動載荷C是以L10=1、可靠度為90％為依據(jù)的。由此可得當(dāng)軸承的當(dāng)量動載荷為P時以轉(zhuǎn)速為單位的基本額定壽命L10為
　　Cε×1=Pε×L10
　　L10=(C/P)ε 106r (17.6)
　　若軸承工作轉(zhuǎn)速為n r/min，可求出以小時數(shù)為單位的基本額定壽命
h （17.7）
　　應(yīng)取L10≥Lh＇。 Lh ＇為軸承的預(yù)期使用壽命。通常參照機器大修期限的預(yù)期使用壽命。
　　若已知軸承的當(dāng)量動載荷P和預(yù)期使用壽命Lh＇，則可按下式求得相應(yīng)的計算額定動載荷C＇，它與所選用軸承型號的C值必須滿足下式要求
N （17.8）
　　3 當(dāng)量動載荷
　　在實際工況中，滾動軸承常同時受徑向和軸向聯(lián)合載荷，為了計算軸承壽命時將基本額定動載荷與實際載荷在相同條件下比較，需將實際工作載荷轉(zhuǎn)化為當(dāng)量動載荷。在當(dāng)量動載荷作用下，軸承的壽命與實際聯(lián)合載荷下軸承的壽命相同。當(dāng)量動載荷P的計算公式是
　　P=XFr+YFa
　　式中Fr-徑向載荷，N；Fa-軸向載荷，N；X，Y-徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)，由表17-7查取。
　　4角接觸軸承的載荷計算
　　對"3"、"7"類軸承，由于本身結(jié)構(gòu)的特點，當(dāng)有徑向力作用時會產(chǎn)生派生S，在計算時應(yīng)考慮。
　　1． 裝配形式必須成對安裝：正裝（或稱為"面對面"）-兩支點距離較短；見圖17-7a。 反裝（或成為"背靠背"）-兩指點距離較長，適用于懸臂安裝傳動件的軸承，見圖17-7b。
　　2. 軸承作用力在軸上的作用點
　　軸上支點是在滾動體與滾道接觸點法線與軸線交點上，見圖17-8。圖中的O，距外端面的距離為a，此值可查手冊。
　　3.軸向力的計算
　　分析角接觸軸承所受的軸向載荷要同時考慮由徑向力引起的附加軸向力和作用于軸上的其他工作軸向力，根據(jù)具體情況由力的平衡關(guān)系進行計算。
　　FR和FA分別為作用于軸上的徑向和軸向載荷，兩軸承的徑向反力為Fr1及Fr2，相應(yīng)產(chǎn)生的附加軸向力則為Fs1和Fs2。作用于軸上的各軸向力如圖17-10。
　　根據(jù)軸的平衡關(guān)系按下列兩種情況分析軸承Ⅰ、Ⅱ所受的軸向力：
　　-如果FS1+FA>Fs2（圖17-11），軸有向右移動的趨勢，使軸承Ⅱ"壓緊"，軸的右端將通過軸承Ⅱ受一平衡反力Fs2＇，由此可求出軸承Ⅱ的軸向力為
　　Fa2=Fs2+Fs2＇=Fs1+FA
　　因軸承Ⅰ只受附加軸向力，故
　　Fa1=FS1
　　-如果FS1+FAs2（圖17-12），軸有向左移動的趨勢，使軸承Ⅰ"壓緊"，此時軸的左端將通過軸承Ⅰ受一平衡反力Fs1＇，由此可求出兩軸承上的軸向力分別為
　　Fa1=Fs1+FS1＇=Fs2-FA
　　Fa2=Fs2
　　計算角接觸軸承軸向力的方法可歸納如下：1）判明軸上全部軸向力（包括外載荷和軸承的附加軸向力）合力的指向，確定"壓緊"端軸承；2）"壓緊"端軸承的軸向力等于除本身的附加軸向力外其他所有軸向力的代數(shù)和；3）另一端軸承的軸向力等于它本身的附加軸向力。
　　5 靜載荷及極限轉(zhuǎn)速計算公式
　　1．靜載荷計算
　　靜載荷是指軸承套圈相對轉(zhuǎn)速為零時作用在軸承上的載荷。為了限制滾動軸承在靜載荷作用下產(chǎn)生過大的接觸應(yīng)力和變形，需進行靜載荷計算。按額定靜載荷選擇軸承，其基本公式為
　　C0≥C0＇=S0P0
　　式中C0-基本額定靜載荷，N；C0＇-計算額定靜載荷，N；P0-當(dāng)量靜載荷，N；S0-安全系數(shù)。
　　靜止軸承、緩慢擺動或轉(zhuǎn)速極低的軸承，安全系數(shù)可參考表17-9選取。
　　若軸承轉(zhuǎn)速較低，對運轉(zhuǎn)精度和摩擦力矩要求不高時，允許有較大的接觸應(yīng)力，可取S0<1。推力調(diào)心滾子軸承，不論是否旋轉(zhuǎn)，均應(yīng)取S0≥4。
　　2．極限轉(zhuǎn)速
　　滾動軸承轉(zhuǎn)速過高時會使摩擦面間產(chǎn)生高溫，影響潤滑劑性能，破壞油膜，從而導(dǎo)致滾動體回火或元件膠合失效。
　　滾動軸承的極限轉(zhuǎn)速N0是指軸承在一定的工作條件下，達到所能承受熱平衡溫度時的轉(zhuǎn)速值。軸承的工作轉(zhuǎn)速應(yīng)低于其極限轉(zhuǎn)速。
　　滾動軸承性能表中所給出的極限轉(zhuǎn)速值分別是在脂潤滑和油潤滑條件下確定的，且僅適用于0級公差、潤滑冷卻正常、與剛性軸承座和軸配合、軸承載荷P≤0.1C（C為軸承的基本額定動載荷，向心軸承只受徑向載荷，推力軸承只受軸向載荷）的軸承。
　　當(dāng)滾動軸承載荷P>0.1C時，接觸應(yīng)力將增大；軸承承受聯(lián)合載荷時，受載滾動體將增加，這都會增大軸承接觸表面間的摩擦，使?jié)櫥瑺顟B(tài)變壞。此時，極限轉(zhuǎn)速值應(yīng)修正，實際許用轉(zhuǎn)速值可按下式計算
　　N=f1f2N0
　　式中 N-實際許用轉(zhuǎn)速，r/min；N0-軸承的極限轉(zhuǎn)速，r/min；f1-載荷系數(shù)；f2-載荷分布系數(shù)。

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