轴承设计寿命计算定律

轴承设计寿命计算定律
轴承设计寿命计算定律

一、滚动轴承承载能力的一般说明

滚动轴承的承载能力与轴承类型和尺寸有关。相同外形尺寸下,滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.5~3倍。向心类轴承主要用于承受径向载荷,推力类轴承主要用于承受轴向载荷。角接触轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用,其轴向承载能力的大小随接触角α的增大而增大。

二、滚动轴承的寿命计算

轴承的寿命与载荷间的关系可表示为下列公式:

式中:──基本额定寿命(106转);──基本额定寿命(小时h);C──基本额定动载荷,由轴承类型、尺寸查表获得;P──当量动载荷(N),根据所受径向力、轴向力合成计算;

──温度系数,由表1查得;n──轴承工作转速(r/min);

──寿命指数(球轴承,滚子轴承

)。

三、温度系数f t

当滚动轴承工作温度高于120℃时,需引入温度系数(表1)

表1 温度系数

四、当量动载荷

当滚动轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时,当量载荷的基本计算公式为

式中:P——当量动载荷,N;——径向载荷,N;

——轴向载荷,N;X——径向动载荷系数;Y——轴向动载荷系数;——负荷系数五、载荷系数f p

当轴承承受有冲击载荷时,当量动载荷计算时,引入载荷系数(表2)

表2 冲击载荷系数f p

六、动载荷系数X、Y

表3 深沟球轴承的系数X、Y

表4 角接触球轴承的系数X、Y

表5 其它向心轴承的系数X、Y

表6 推力轴承的系数X、Y

七、成对轴承所受轴向力

计算公式:

角接触球轴承:

圆锥滚子轴承:

式中e为判断系数,可由表4查出;Y应取表5中的数值。

●正排列:若

●反排列:若

滚动轴承的寿命计算

滚动轴承的寿命计算 1 基本额定寿命和基本额定动载荷 轴承中任一元件出现疲劳点蚀前的总转数或一定转速下工作的小时数称为轴承寿命。大量实验证明,在一批轴承中结构尺寸、材料及热处理、加工方法、使用条件完全相同的轴承寿命是相当离散的(图1是一组20套轴承寿命实验的结果),最长寿命是最短寿命的数十倍。对一具体轴承很难确切预知其寿命,但对一批轴承用数理统计方法可以求出其寿命概率分布规律。轴承的寿命不能以一批中最长或最短的寿命做基准,标准中规定对于一般使用的机器,以90%的轴承不发生破坏的寿命作为基准。 (1)基本额定寿命 一批相同的轴承中90%的轴承在疲劳点蚀前能够达到或 超过的总转数r L (610转为单位)或在一定转速下工作的小时数()h h L 。 图1 轴承寿命试验结果 可靠度要求超过90%,或改变轴承材料性能和运转条件时,可以对基本额定寿命进行修正。 (2)基本额定动载荷 滚动轴承标准中规定,基本额定寿命为一百万转 时,轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷,用字母C 表示,即在基本额定动载荷作用下,轴承可以工作一百万转而不发生点蚀失效的概率为90%。基本额定动载荷是衡量轴承抵抗点蚀能力的一个表征值,其值越大,轴承抗疲劳点蚀能力越强。基本额定动载荷又有径向基本额定动载荷(r C )和轴向基本额定

动载荷(a C )之分。径向基本动载荷对向心轴承(角接触轴承除外)是指径向载荷,对角接触轴承指轴承套圈间产生相对径向位移的载荷的径向分量。对推力轴承指中心轴向载荷。 轴承的基本额定动载荷的大小与轴承的类型、结构、尺寸大小及材料等有关,可以从手册或轴承产品样本中直接查出数值。 2 当量动载荷 轴承的基本额定动载荷C (r C 和a C )是在一定条件下确定的。对同时承受径向载荷和轴向载荷作用的轴承进行寿命计算时,需要把实际载荷折算为与基本额定动载荷条件相一致的一种假想载荷,此假想载荷称为当量动载荷,用字母P 表示。 当量动载荷P 的计算方法如下: 同时承受径向载荷r F 和轴向载荷a F 的轴承 ()P r a P f XF YF =+ (1) 受纯径向载荷r F 的轴承(如N 、NA 类轴承) P r P f F = (2) 受纯轴向载荷a F 的轴承(如5类、8类轴承) P a P f F = (3) 式中:X ——径向动载荷系数,查表1; Y ——轴向动载荷系数,查表1; P f 冲击载荷系数,见表2。 载荷系数P f 是考虑了机械工作时轴承上的载荷由于机器的惯性、零件的误差、轴或轴承座变形而产生的附加力和冲击力,考虑这些影响因素,对理论当量动载荷加以修正。 表中e 是判断系数。0/a r F C 为相对轴向载荷,它反映轴向载荷的相对大小,其中0r C 是轴承的径向基本额定载荷。表中未列出0/a r F C 的中间值,可按线性插值法求出相对应的e 、Y 值。

轴承寿命计算

一、某减速器输入轴由一对6206型深沟球轴承支承,轴的转速n =960 r/min ,轴上齿轮受力情况如下:切向力3000t F =N ,径向力1200r F =N , 轴向力650a F =N ,在进行结构设计时设定轴向力由右端轴承2承受, 齿轮分度圆直径d =40 mm 。齿轮中点至两支点距离为 50 mm ,载荷平稳,常温工作。(已知:C = 19.5kN ;e = 0.26;F a / F r ≤ e 时,X = 1,Y = 0;F a / F r >e 时,X = 0.56 ,Y = 1.71;计算中取f d = 1.1,f t = 1.0)试确定:(1) 该轴承内径为多少。(2) 若要求轴承寿命不低于9000小时,试校核是否满足使用要求? 解:1该深沟球轴承内径为6×5=30mm 。(1分) 2. 两轴承所受径向载荷(4分) 1) 轴垂直面支点反力.由力矩平衡条件

F rV1=(F r ×50-F a ×20)/100=470N F rV2=(F r ×50+F a ×20)/100= 730N (1分) 2) 轴水平面支点反力.由力矩平衡条件 F rH1= F rH2 =F t /2=1500N (1分) 3)两轴承所受径向载荷 11572r F ==N (1分) 21668r F ==N (1分) 2.计算当量动载荷(4分) (1)轴承所受轴向载荷为0。 1 1 00.26a r F e F =<=故X = 1,Y = 0 111572r P F ==N (2分) (2)轴承所受轴向载荷为F a2= 650N 22650 0.390.261668 a r F e F ==>= 故X = 0.56,Y =1.71 N =?+?=+=6.204565071.1166856.0222A R YF XF P (2分) 3. 寿命计算(3分) P 2>P 1,按P 2进行寿命计算 3 1021666716667 1.019500()()11299960 1.12045.6 T h d f C L n f P ε?= ==?小时>9000小时(2分) 寿命高于9000h,故满足寿命要求.(1分)

轴承寿命计算

轴承寿命计算 1、已知条件 根据“一、花键的强度校核”中花键简图和风扇机械参数知: 轴承内径d=50 转速n=2100 径向载荷F r=G风扇+ G轴套=50N 轴向载荷F a=352.6N 要求寿命L h=20000h 2、计算参考依据 《机械设计手册》单行本轴承成大先主编 ISBN 978- 7-122-07140-8 3、选轴承、计算 根据已知条件查《机械设计手册》p7-277 表7-2-66 选择6010轴承单列i=1 C r=22.0kN=22000N C or=16.2kN=16200 N Z=13 D w=9 极限转速=7000n/mim 查《机械设计手册》p7-274 表7-2-65 相对轴向载荷=F a/iZ D w2 即352.6/1×13×92=0.334 继续查表7-2-65 e=0.22 F a/F r=352.6/50≈7>e 继续查表7-2-65 X=0.56 Y=1.99 根据p7-274 径向当量动载荷和静载荷P r=XF r+Y F a P o r=0.6F r+0.5F a 则:P r=0.56×50+1.90×352.6=698.0N P o r=0.6×50+0.5×352.6=206.3N 根据p7-232 公式(7-2-1)C=f h f m f d P/f n f T<C r公式(7-2-6)C o=S o P o<C or 查表7-2-23 f h=3.42 查p7-232 f m=1.5查表7-2-24 f n=0.251 查表7-2-25 f d=1.5 查表7-2-26 f T=1.0 P= P r P o= P o r查表7-2-31 S o=1 则:C=3.42×1.5×1.5×698.0/0.251×1=21399 N<C r=22000N C o=1×206.3=206.3N<C or=16200 N ∴选择6010轴承能满足寿命20000h的要求。 1

轴承设计寿命计算公式(教学备用)

资料公式c 1 一、滚动轴承承载能力的一般说明 滚动轴承的承载能力与轴承类型和尺寸有关。相同外形尺寸下,滚子轴承的承载能力约为球轴承的 1.5~3倍。向心类轴承主要用于承受径向载荷,推力类轴承主要用于承受轴向载荷。角接触轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用,其轴向承载能力的大小随接触角α的增大而增大。 二、滚动轴承的寿命计算 轴承的寿命与载荷间的关系可表示为下列公式: 或 式中: ──基本额定寿命(106转); ──基本额定寿命(小时h );C ──基本额定动载荷,由轴承类型、尺寸查表获得;P ─ ─当量动载荷(N ),根据所受径向力、轴向力合成计算; ──温度系数,由表1查得;n ──轴承工作转速(r/min ); ──寿 命指数(球轴承 ,滚子轴承 )。 三、温度系数f t 当滚动轴承工作温度高于120℃时,需引入温度系数(表1) 表1 温度系数 工作温度/℃ <120 125 150 175 200 225 250 300 f t 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.60

四、当量动载荷 当滚动轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时,当量载荷的基本计算公式为 式中:P——当量动载荷,N;——径向载荷,N;——轴向载荷,N;X——径向动载荷系数;Y——轴向动载荷系数;——负荷系数 五、载荷系数f p 当轴承承受有冲击载荷时,当量动载荷计算时,引入载荷系数(表2) 表2 冲击载荷系数f p 载荷性质f p举例 无冲击或轻微冲击 1.0~1.2 电机、汽轮机、通风机、水泵等 中等冲击 1.2~1.8 车辆、机床、起重机、内燃机等 强大冲击 1.8~3.0 破碎机、轧钢机、振动筛等 六、动载荷系数X、Y 表3 深沟球轴承的系数X、Y 资料公式c 2

轴承寿命计算

滚动轴承寿命计算辅导 一、基本概念: ㈠、滚动轴承主要失效形式及设计准则: 1、疲劳点蚀失效:是指滚动轴承的滚动体或内外圈上出现的点蚀 斑点。 设计准则:防止产生疲劳点蚀失效需进行寿命计算。 L h≧〔L h〕 2、塑性变形失效:是指内外圈或滚动体产生过量的塑性变形。 设计准则:防止产生塑性变形失效需进行静负荷计算。 P O≦〔P O〕 3、磨损失效:是指内外圈或滚动体的过量磨损。 设计准则:防止产生磨损失效需限制转速。 nmax≦nlim ㈡、滚动轴承寿命计算中的基本概念: 1、滚动轴承寿命: 是指滚动轴承内外圈或滚动体在发生第一个疲劳点蚀前总转动次数或总工作时间。 注:滚动轴承寿命是相当离散的,即同一批生产出的同类滚动轴承,其寿命相差很大。 2、可靠度R: 由于滚动轴承寿命的离散性,需对生产的滚动轴承的进行抽样试验,以检验滚动轴承的合格率。

设抽样试验件数为N T,在特定的载荷下进行加载试验。经过一个特定的时间(转次L或时间L H)后,其中有Nf件发生点蚀。滚动轴承的可靠度R: R=× 注:滚动轴承的可靠度与试验中所加的载荷和试验时间有关。 国标规定: ①、滚动轴承试验载荷C: 对向心类和角接触类滚动轴承的试验载荷是纯径向载荷。 C=Cr(Fr) 对仅能承受轴向载荷的推力轴承的试验载荷是纯轴向载荷。 C=Ca(Fa) ②、试验时间:L=106转次。 ③、在试验载荷为C,试验时间为L=106转次时,滚动轴承的 可靠度R≧90%时,滚动轴承合格。 3、基本额定寿命L或Lh: 滚动轴承的额定寿命是指滚动轴承在可靠度R=90%,试验载荷为C时的寿命,即是试验时间106转次。L=106转次。 4、基本额定动载荷C: 滚动轴承的额定动负荷C是指在可靠度R=90%,试验时间为106转次时轴承所能承受的最大载荷,既是滚动轴承的试验载荷。 注:各类滚动轴承的额定动负荷C可查机械设计手册确定。

滚动轴承的校核计算及公式

滚动轴承的校核计算及公式 滚动轴承的校核计算及公式 1基本概念 1?轴承寿命:轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。 批量生产的元件,由于材料的不均匀性,导致轴承的寿命有很大的离散性,最长和最短的寿命可达几十倍,必须采用统计的方法进行处理。 2?基本额定寿命:是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命,以符号L10 (r)或L10h (h)表示。 3.基本额定动载荷(C):基本额定寿命为一百万转(106)时轴承所能承受的恒定载荷。即在基本额定动载荷作用下,轴承可以工作106转而不发生点蚀失效,其可靠度为90%。基本额定动载荷大,轴承抗疲劳的承载能力相应较强。 4.基本额定静载荷(径向C0r,轴向C0a):是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。 在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数:满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr (径向)或Ca (轴向),满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r (径向)或C0a (轴向)和控制轴承磨损的极限转速N0。各种轴承性能指标值C、

C0、N0等可查有关手册。2寿命校核计算公式

滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低,寿命与载荷的关系曲线如图 17-6,其曲 线方程为 P L io =常数 其中P-当量动载荷,N ; L io -基本额定寿命,常以106r 为单位(当寿命为一百 万转 时,L io =1 );匕寿命指数,球轴承& =3滚子轴承& =10/3 由手册查得的基本额定动载荷 C 是以L io =1、可靠度为90%为依据的。由此可 得当轴 承的当量动载荷为P 时以转速为单位的基本额定寿命 L 10为 C £ X 1=P £儿10 L 1o =(C/P) £ 106r (17.6) 若轴承工作转速为n r/min ,可求出以小时数为单位的基本额定寿命 (17.7) 应取L 10>Ih 'o L h '为轴承的预期使用寿命。通常参照机器大修期限的预期使用 寿命。 若已知轴承的当量动载荷P 和预期使用寿命L h ',则可按下式求得相应的计算额 定动 载荷C',它与所选用轴承型号的C 值必须满足下式要求 16670<€> £■ 二 n IF 丿

第三章--轴承寿命计算

第三章 轴、轴承和键的计算 §3-1 液压部 §3-1·1 Ⅰ轴的轴承寿命计算 一、轴的受力分析: 1、传动件作用在轴上的力:输入扭矩T 1 = 295.74N ·m (1) Z 1齿轮对轴的作用力 N d T P t 97.464142.12774 .29520002000' 111=?== N tg tg P P t r 57.195110482297.4641'11="'?==α (2) 渐开线花键因制造安装误差所产生的径向力 N mz T P 8.26282.015 374.29520002.0200010=???=?= 2、求支座反力: (1) 水平面的反力: N c b c P R r AX 21.101836 3336 57.19511=+?=+?= N R P R AX r BX 36.93321.101857.19511=-=-= (2) 垂直面的反力: N c b c P R t AY 90.242136 3336 97.46411=+?=+?= N R P R AY t BY 07.222090.242197.46411=-=-= (3) P O 产生的支座反力: N c b a c b P R O AO 16.238136 33) 5.63633(8.2628)(=+-+?=+-+= N R P R AO O BO 64.24716.23818.2628=-=-= (4) 合成反力: N R R R R AO AY AX A 39.500816.238190.242121.1018222 2=++=++=

N R R R R BO BY BX B 93.265564.24707.222036.933222 2=++=++= 二、轴承寿命计算: A 点选用:42216E Cr = 130000 N n = 1453 r/min N f R P P A 59.75125.139.5008=?=?= h P C n L r h 15373159 .751213000014536010)(6010310 66=??=?=)(ε B 点选用:42217E Cr = 155000 N n =1453 r/min N f R P P B 90.39835.193.2655=?=?= h P C n L r h 228907990 .398315500014536010)(60103 10 66=??=?=)(ε 三、渐开线花键强度验算: 挤压强度 ][2p D l h z T P m ≤????= ψ 式中:T —— 转矩,N ·mm Ψ—— 各齿载荷不均匀系数,一般取Ψ=0.7~0.8 z —— 齿数 h —— 齿的工作高度,mm l —— 齿的工作 (配合) 长度,mm D m —— 平均直径,mm [ p ] —— 许用比压,Mpa T= 295.74N·m Ψ= 0.75 z = 15 h = m = 3mm l = 55mm D m = m·z =3×15 = 45mm [ p ] =100~140Mpa MPa P 08.745 5531575.01000 74.2952=??????=

轴承寿命计算例题

1 / 2 轴承寿命计算例题 图示的轴由一对7206AC 角接触球轴承支承。已知轴的转速n =1000 r /min ,齿轮分度圆直径d =80 mm ,圆周力F t =2000N ,径向力F r =800N ,轴向力ae F =500N ,载荷平稳。求: 1.轴承1、2所受的径向载荷F r1、F r2 ? 2.轴承1、2所受的轴向载荷1a F 、2a F ? 3.轴承1、2的寿命? ( 附录数据:轴承派生轴向力1d F =0.68 F r1,2d F =0.68 F r2;额定动载荷C =17. 1 KN ;界限系 数e =0.68;若R a F F ≤e ,取X=1,Y=0;若R a F F >e ,取X=0.41,Y=0.87 ) 解: 1. 求两轴承受到的径向载荷 水平支反力如图a )所示。 F r1H =Ft/2=1000N ,F r2H =Ft/2=1000N 垂直支反力如图b )所示。 因 F r1V ×100+Fae ×80/2 -Fr×50=0 则 F r1V =(800×50-500×40)/100 = 200N 因 F r2V ×100- Fae ×80/2 -Fr×50=0 则 F r2V =(800×50+500×40)/100 =600N 总支反力: F r1=(F r ⅠH 2 + F r ⅠV 2)1/2 =1019.8N F r2=(F r ⅡH 2 + F r ⅡV 2)1/2 =1166.2N a ) 2. 求两轴承受到的轴向载荷 N F F r d 5.6938.101968.068.011=?== N F F r d .7932.116668.068.022=?== 215.11935005.693d ae d F N F F ?=+=+ 轴有向右窜动趋势,故轴承1被放松,轴承2被压紧 N F F d a 5.69311==∴ b ) N F F F d ae a 5.11935.69350012=+=+= 3. 求轴承受到的当量动载荷 c) e F F r a ===68.08 .10195.69311 0,111==Y X ,取 e F F r a >==11.12.11665.119322 87.0,41.022==Y X ,取 ()()N F Y F X f P a r P 8.101908.101910.111111=+??=+=∴ ()()N F Y F X f P a r P 5.15165.119387.02.116641.00.122222=?+??=+=∴ 4. 按轴承2计算轴承寿命 h P C f n L t h 238955.1516171000.11000601060103636=?? ? ????=??? ??=∴ r 2H Ft r 1H r 2V r 1V

滚动轴承寿命计算公式

松螺栓连接强度计算 不滑移条件 1、螺栓连接的损坏形式有哪些?其危险部位在哪里?强度计算时,为什么一般只计算螺栓根部直径? (a )受拉:塑变,拉断 受剪:压溃,剪断 (b )危险部位:1)螺杆的头部与螺杆的过渡处;2)螺纹收尾处;3)螺母与螺杆旋合的第一圈(c )等强度:因为螺纹联接设计遵循等强度原则,不浪费,一个地方破坏了,其它地方也快坏了,只计算螺栓根部就可以了。 键连接设计: 普通平键分类、特点、应用: 分为:圆头键、方头键、单圆头键。 特点:结构简单、定心好、装拆方便。 应用:用于静连接,即轴与轮毂间无轴向相对移动的连接 平键和楔键的工作原理特点: 平键:键的两侧面是工作面,工作时靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。键的上表面和轮毂的槽底间则留有间隙。楔键:键的上下两面是 工作面,键的上表面和与它相配合的轮毂槽底均有1:100的斜度,装 配后键即楔紧在轴和轮毂的键槽理。工作时靠键的楔紧作用来传递转 矩,同时还可承受单向的轴向载荷。对轮毂起到单向的轴向固定作用。 平键连接的失效和强度校核: 普通平键连接(静连接):工作面的压溃 键的剪断。导向平键连接和滑键连接:工作面的过度磨损。 平键连接的强度计算: 导向平键的强度计算:P k=h/2 齿轮传动: 齿轮的主要失效形式: 轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面点蚀、 齿面点蚀、 齿轮的设计准则:闭式软齿面齿轮:易发生点蚀,按接触疲劳强度设计,校核弯曲强度。闭式硬齿面齿轮:易发生轮齿折断,按弯曲疲劳 强度设计,校核接触强度。开式齿轮:主要失效是磨损、断齿,不会 出现点蚀,只按弯曲疲劳强度设计,然后将计算出的模数m 加大 10%~20%。 直齿圆柱齿轮: --校核式 --设计式 1、齿形系数YFa (YSa )与m 无关,只与齿数 z 及变位系数x 有关,反映轮齿几何形状对弯曲应力的影响;4、齿轮的弯曲疲劳强度主 2. 齿面接触疲劳强度主要取决于齿轮直径d1(或中心距a)(b 、 u 、x 、材料一定), 等强度条件为: 斜 齿 轮 强 度 计 算 : FP FS sa Fa F Y Z bm KT Y Y m bd KT σσ≤=?= 12 1111900190032111900FP FS d Y z KT m σψ? ≥[]H E H u u bd KT Z σσ≤±?=1 109211311)1(109u u KT Z d d HP E ?±?≥ψσ 带传动 带传动的类型:平带、V 型带、多楔带、圆形带 同步带 带传动有哪些优缺点? 答:带传动的优点是:结构简单、成本低廉,传动的中心距大,运行 平稳无噪声,可缓冲隔振,具有过载保护作用。带传动的缺点是:存在弹性滑动,因而传动比不准确、效率较低,带的寿命较短,需要张紧,因而对轴的压力较大,外廓尺寸大,存在静电因而不宜用于易燃的场合。 V 带传动中,带中的应力有( 松紧边拉应力、弯曲应力、离心力引起 的拉应力 ),最大应力发生在( 紧边与小带轮相切的地方 )。 由于带传动存在( 弹性滑动 ),因而带轮的线速度与带的速度不等。 若传动过载,则打滑首先发生在( 紧边与小带轮相切处 )。 平带与V 带的比较: V 带因有楔形增压作用,较平带承载能力强;传递同样载荷时,V 带的张紧力较小;传动比相同时,V 带中心距可以比较小,传动装置尺寸小;V 带无接头,运行较平稳;V 带一般是多根带同时工作,其中一根带破坏,机器不致立即停车;V 带价格较平带高 链传动: 特点:传动没有弹性滑动和打滑,能保持准确的平均传动比,传动效率较高,径向压轴力小。适于低速情况下工作。链传动安装精度要求 较低,成本低廉,可远距离传动。链传动结构紧凑,能在高温、高湿、 粉尘等恶劣条件下工作。链传动的主要缺点是不能保持恒定的瞬时传 动比,又不能缓冲吸振。在两根平行轴间只能用于同向回转,磨损后 易发生跳齿,工作时有噪声,不适用于急速反向和频繁启动的场合, 无过载保护作用。 带为什么放在高速级?V 大,Fe 小,不会打滑;高速级,v 大,带有缓冲吸振的作用;带过载保护,不让其它传动件破坏。 1、 F C C C F F F F 2 11 0++ '=+''=] [2p p σ≤==σkld T kl F 1 11 6.259550 9550217.05275 P T N m n ==?=?FP FS sa Fa F Y Z bm KT Y Y m bd KT σσ≤=?= 1 21 1122 或32112FP FS d Y z KT m σψ? ≥[] [] 2 221 11sa Fa F sa Fa F Y Y Y Y σσ= 1 2 2 1(1) n d n d ε= -2 12 2F f qv e F qv α-=-(极限时才满足)110 1 21 f ec e F F e α-=+(代表了带的工作能力)。f R K F F fm '≥ []F p p dB = ≤[]60100019100F dn Fn pv pv Bd B π= ?=≤?

轴承寿命计算

轴承寿命计算 804358 5000,9.8已知:径向力Fr,,24.5kN 轮径D,1.2m,,15:10'1000,2 Cr,227.7kN,,10/3 求解:当转速达到(1)(2)(3)时80Km/h100Km/h120Km/h 的轴承寿命 1000v1000,80解答:速度转换,(1)n,,354rpmn ,D,,1.2,60 1000,1001000,120(2)n,,442rpm(3)n,,531rpm ,,1.2,60,,1.2,60 P,XF,YF,24.5kN ?e,0.4066Y,0?X,1rrp 1、用公里数表示轴承的基本额定寿命 C227.7,10/36rL,,D(),,,1.2,1000,(),6.36,10Km 10SP24.5r 2、用工作小时数表示轴承的基本额定寿命(1)当时速为80Km/h n,354rpm 时 66C1010227.7,10/3r L,(),(),79463h10h60nP60,35424.5r (2)当时速为100Km/hn,442rpm 时

66C1010227.7,10/3r L,(),(),63642h10h60nP60,44224.5r (3)当时速为120Km/hn,531rpm 时 66C1010227.7,10/3r L,(),(),52975h10h60nP60,53124.5r 1 2 32218A 5000,9.8已知:径向力Fr,,24.5kN轮径D,1.2m,,15:38'32"1000,2 Cr,269.8kN,,10/3 求解:当转速达到(1)(2)(3)时80Km/h100Km/h120Km/h 的轴承寿命 1000v1000,80解答:速度转换,(1)n,,354rpmn ,D,,1.2,60 1000,1001000,120(2)n,,442rpm(3)n,,531rpm ,,1.2,60,,1.2,60 P,XF,YF,24.5kN ?e,0.4066Y,0?X,1rrp 1、用公里数表示轴承的基本额定寿命 C269.8,10/36rL,,D(),,,1.2,1000,(),11.2,10Km 10SP24.5r 2、用工作小时数表示轴承的基本额定寿命(1)当时速为80Km/h n,354rpm 时

轴承设计寿命计算公式

. 一、滚动轴承承载能力的一般说明 滚动轴承的承载能力与轴承类型和尺寸有关。相同外形尺寸下,滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.5~3倍。向心类轴承主要用于承受径向载荷,推力类轴承主要用于承受轴向载荷。角接触轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用,其轴向承载能力的大小α的增大而增大。随接触角 二、滚动轴承的寿命计算 轴承的寿命与载荷间的关系可表示为下列公式: 或 ;. . 6转);10──基本额──基本额定寿命(式中: CP──当量动载荷(N);定寿命(小时h──基本额定动载荷,由轴承类型、尺寸查表获得;),根据所受径向力、轴向力合成计算; ;. . n──轴承工作转速(r/min──温度系数,由表1查得;); ;. . ,滚子轴承──寿命指数(球轴承 ;. . )。 f三、温度系数t当滚动轴承工作温度高于120℃时,需引入温度系数(表1)表1 温度系数 工作温度/℃ <120 125 150 175 200 225 250 300 f0.60 0.70 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 t四、当量动载荷 ;. .

当滚动轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时,当量载荷的基本计算公式为 ;. . P—;——径向载荷,;式中:——当量动载荷,NN ;. . YX;——轴向动载荷系数;——径向动载荷系数;——负荷系数—轴向载荷,N f五、载荷系数p 2)当轴承承受有冲击载荷时,当量动载荷计算时,引入载荷系数(表f冲击载荷系数表2 p f例载荷性质举p电机、汽轮机、通风机、水泵等1.2 无冲击或轻微冲击 1.0~ 1.2~1.8 车辆、机床、起重机、内燃机等中等冲击 1.8强大冲击~3.0 破碎机、轧钢机、振动筛等;. . 六、动载荷系数X、Y 表3 深沟球轴承的系数X、Y Y、X角接触球轴承的系数4 表;. . Y、X其它向心轴承的系数5 表;. . Y、X推力轴承的系数6 表;. . 七、成对轴承所受轴向力 计算公式: ;. . 角接触球轴承: ;. . 圆锥滚子轴承: ;. .

(完整版)滚动轴承的寿命计算

滚动轴承的寿命计算 一、基本额定寿命和基本额定动载荷 1、基本额定寿命L10 轴承寿命:单个滚动轴承中任一元件出现疲劳点蚀前运转的总转数或在一定转速下的工作小时数称轴承寿命。由于材料、加工精度、热处理与装配质量不可能相同,同一批轴承在同样的工作条件下,各个轴承的寿命有很大的离散性,所以,用数理统计的办法来处理。 基本额定寿命L10——同一批轴承在相同工作条件下工作,其中90%的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数(以106为单位)或一定转速下的工作时数。(失效概率10%)。 2、基本额定动载荷C 轴承的基本额定寿命L10=1(106转)时,轴承所能承受的载荷称基本额定动载荷C。在基本额定动载荷作用下,轴承可以转106转而不发生点蚀失效的可靠度为90%。 基本额定动载荷C (1)向心轴承的C是纯径向载荷; (2)推力轴承的C是纯轴向载荷; (3)角接触球轴承和圆锥滚子轴承的C是指引起套圈间产生相对径向位移时载荷的径向分量。 二、滚动轴承的当量动载荷P 定义:将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的假想载荷,该假想载荷称为当量动载荷P,在当量动载荷P作用下的轴承寿命与实际联合载荷作用下的轴承寿命相同。 1.对只能承受径向载荷R的轴承(N、滚针轴承)P=F r 2.对只能承受轴向载荷A的轴承(推力球(5)和推力滚子(8))P= F a 3.同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承P=X F r+Y F a X——径向载荷系数,Y——轴向载荷系数,X、Y——见下表。 径向动载荷系数X和轴向动载荷系数

表12-3 考虑冲击、振动等动载荷的影响,使轴承寿命降低,引入载荷系数fp—见下表。载荷系数fp 表12-4

相关文档
最新文档