滚动轴承的额定动载荷疲劳寿命及额定静载荷-NSK
[2016最新精品]滚动轴承基本额定动载荷和当量动载荷
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滚动轴承基本额定动载荷和当量动载荷电气专业工作总结[电气专业工作总结]时间总是脚步匆匆，一年时间有多长?三百六十五个日出、三百六十五个日落而已，XX年就在日出日落的交替中过去了，回首这一年的工作和生活充实与茫然各占一半，电气专业工作总结。
今年我仍然在北戴河疗养院整体改造项目上负责电气方面的工作。
上半年主要是结构施工，电气方面配合土建做管路预埋以及接地防雷工作，电气项目的施工队伍是秦皇岛本地的建筑公司，施工质量与北京施工队伍的质量相差不是一星半点的，当地质检部门的要求也过于低，所以上半年我的另一个身份是专业质检员，对他们严格要求的同时也给自己提供一个学习的机会，要想说服别人当然要有充分的理由，专业方面就应该有扎实的专业知识。
这个项目的情况有此特殊，紧临海边，地下是坚硬的岩石，由此遇到两个情况，一、海边的腐蚀特别重，原设计中全部用的是镀锌钢管和焊接钢管，一般情况下这两种管算是最耐用的，但在海边却不适用，不管是镀锌管还是焊接钢管祼露在空气中不出半个月上面便是薄薄的一层锈蚀层，轻轻一碰便剥落了。
刷过的防锈漆早已没了作用。
工程审图时监理向我提这一点，一开始半信半疑。
在设计同意的情况下只把强电地上部分改为pvc管，混凝土中的管路还用的镀锌钢管，暑期停工一个半月后，现场预留的构造柱、钢管表面全是厚厚的一层锈，我吃惊之余暗自窃喜：真个是不听老人言吃亏在眼前，经验之谈真管用啊!二、由于基础下面全是岩石，防雷效果不好，原设计的防雷接地作法达不到规范要求的数值，在与其他建筑物基础没有连通的情况下只能补打接地极或是加降阻剂。
北戴河因暑期工程停工一个半月，也因工程装修方案我们去了一趟上海。
上海是个繁华的城市，涌动于城中的是最新的时尚，她的建筑也有其独特的风格，在上海我们见到了素有;万国建筑博览;之称的外滩建筑群，领略了昔日;远东华尔街;的风彩。
中国银行、和平饭店、海关大楼、汇丰银行…..这些建筑虽不是出自同一位设计师之手，也并非建于同一时期，然而它们的建筑色调基本统一，整体轮廓线处理的惊人的协调，无论是极目远眺还是徜徉其间都能感受到一种刚健雄浑、雍容华贵的气势。
滚动轴承寿命计算
谢谢观看
基本概念
当量动载荷：在进行寿命计算时，需将作用在轴承
上的实际载荷Fr、Fa折算成与上述条件相当的载荷，即当量 动载荷P。
当量静载荷：当量静载荷P0 是指承受最大载荷滚动
体与滚道接触中心处,引起与实际载荷条件下相当的接触应力 时的假想静载荷。
滚动轴承寿命计算
❖ 实际计算轴承寿命时，常用小时作为计算单位。
滚动轴承寿命计算
CONTENTS
1 基本概念
目
2 滚动轴承寿命计算
录
3 角接触轴承的轴向载荷计算 4 滚动轴承的静载荷计算
基本概念
轴承寿命：是指单个轴ຫໍສະໝຸດ (任一滚动体或套圈滚道)出现疲劳点
蚀前转过的总转数，或在一定转速下的工作小时数。
基本额定寿命：是指一批相同的轴承在相同条件下运转，
其中90%的轴承未发生疲劳失效时的总转数或在一定转速下所 能运转的总工作小时数，标准规定用L10或Lh表示基本额定寿 命。
得，方向沿轴线由轴承外圈的宽边指向窄边。(见教材) ❖ 2.角接触轴承轴向力Fa的计算 ❖ 为了使角接触轴承能正常工作，一般这种轴承都要成对使用，并将两个轴承对称
安装。 ❖ 常见有两种安装方式: ❖ 图a，为外圈窄边相对安装，称为正装或面对面安装; ❖ 图b，为两外圈宽边相对安装，称为反装或背靠背安装.
FS2 的大小和方向。 ❖ （2）绘制如上图所示的计算简图。标出上述三个力。 ❖ （3）将轴向外力 FA及与之同向的内部轴向力相加，取其之和与另一反向的内
部轴向力比较大小。
角接触轴承的轴向载荷计算
按下述方法确定各轴承所受的总轴向力：
❖ 若 FS1 +FA ≥FS2 ，根据计算简图,外圈固定不动，轴与固结在一起的内圈有右 移趋势，则轴承2被压紧，轴承1被放松。
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L io――同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%勺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C6轴承的基本额定寿命L io=1 （10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勺可靠度为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 r2•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 a3•同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承P=X F r +Y F aX 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■星朗鞘坚附崔祥戦位=心启验与怕「艮中估弓内的乖姓F、> . . * fe『旳于！Ti隘农鋪水哥硏_肘齐同型存的制喉一<i齐冋的垃■' '拓百坪轴恒的*. $ (ft位迢州t “述海或旳trt氓.对咲TtT电科RR袒辅岳国.¥ .】论可卫40承丁-刊4；讨I聲芒科轴哂-尢因羞机円旳明耐Sih応矶倚的慌件沖対口的L 政_ 那话特耳出屮询怕《> tf i f-t f A ■!' A：師E;；, Ji] 1. “,，ift . 搭ffl袪：忙出相時旳” .V, > 1ftE 一冋F.悅蔺彷角忆锻球轴点呵卉向A-d* I "曲吋杆—.-回冲面r无-*弐”应製件为卜1M斗壮L H；.山沖■融帼可小V C ■:直咗纽汁讴盘握俄.执莊t- *<■定功#C邑型、卜弓：烈”「A轴唄F班考虑冲击、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12-4三、滚动轴承的寿命计算公式载荷与寿命的关系曲线方程为：'■""''■■lu=常数（12-3）「 3 球轴承& ――寿命指数“- 10/3——滚子轴承根据定义：P=C轴承所能承受的载荷为基本额定功载荷时(106r) (12-2)按小时计的轴承寿命:(12-3)考虑当工作t>120 C时，因金属组织硬度和润滑条件等的变化，轴承的基本额定动载荷C有所下降，.••引入温度系数f t ――下表一一对C修正表 12 — 5125150 17520022525(i350■度累数f1.00 (1 950. K5e «00,75(K 700.64)0 50当P 、n 已知，预期寿命为L h '，则要求选取的轴承的额定动载荷 C 为不同的机械上要求的轴承寿命推荐使用期见下表表 12 — 6机器崟塑穩制计算奇命w 卒幹期便用的位器或址备如閑门卄闭裝轟祷300 ^3 000和JW 遵间斷便剛的拭械.中蔽恤用不歌引枇严虫后黑・枷筝动机诫壽 3 000-BQW间療便用的机HL 中即便用斫舉严車:+即岌动机辅肋设笔.就水件业 线f 】动恃谓喘？r 升降叽.举鳳吊K 不常他用时机垛等8 000 - 12 <O )栋IliJh 「作附析械$利川率柝储匚ftB —籾刖苗沦毡功、鼠宪周宦电 动40-[2 (XX) -20 WM)柿日蛊h 1'作的机播｛和用伞竝再）.刨舍惋切刖机味,堆壌便用的E 朿机*木材加T 机械.印剧眼诫藝:20 0(H) - SO ffl )0Uh 逢球「椿的mil. tar 山升廉机、S.电fit 等40 000 - 60 000 Mh 庠续工柞的机械，屮撕便用后舉严醍* tanm 生产取适址设备. 趺电站主电机，矿井木能*鄒舶蝶讎業袖嘩100 0M “ 河 000四、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷Fa的计算。
滚动轴承的额定动载荷和疲劳寿命
按GB/T4662-93《滚动轴承 额定静载荷》计算的额
定静载荷为
Cor
44(1
DweCOS
Dpw
)iZLweDweCOS
44
*
(1
18
*
COS
0 )
*
2
*
31*Biblioteka 27*18*
COS0
175
1189kN
向心球轴承的径向额定静载荷为
Cor f0iZDw2COS
3、一套轴承的寿命 轴承的一个套圈或一个滚动体的材料首次出现疲劳扩展 之前，一个套圈或一个垫圈相对于另一个一个套圈或一个 垫圈的转速。寿命还可以用在给定的恒定转速下的运转小 时数来表示。 4、额定寿命 以径向基本载荷动载荷或轴向基本额定动载荷为基础的 寿命的预测值。 5、修正额定寿命 有些专用轴承要求有更高的可靠性，为了修正除90％以 外的可靠性或非惯用的材料特性或非常规的运转条件而用 的修正基本额定寿命（ Lna ）。Lna =a1a2a3 L10 a1:可靠性寿命修正系数 a2 :特殊的轴承性能修正系数 a3:运转条件的寿命修正系数
6、基本额定寿命 与90%可靠性相关联的额定寿命。GB/T6391 《滚动轴承 额定载荷和额定寿命》中规定计 算方法，用L10表示， L10=（Cr/Pr）ε（百万 转）, 对球轴承ε =3、对滚子轴承ε =10/3；
在任意转速下，以小时表示的寿命为：
L10
106 60n
( Cr Pr
)
(小时)
GB/T6391中规定可靠性寿命修正系数a1值列于下 表：
可靠度% Lna
a1
90
L10a
1
95
L5a
NSK轴承的载荷及寿命
α: NSK轴承的公称接触角度Z: 单列轴承中的球或滚子数。
每列球或滚子数相同的多列轴承中每列的球或滚子数Dw : 球直径mmDwe : 额定载荷计算中用的滚子直径mm对于圆锥滚子取滚子端面和小端面理论尖角处直径的平均值。
对于非对称外凸滚子近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道间接触点处滚子的直径现将GB/T6391-1995所定的额定系数bm值列于表2-2表2-2各类轴承的bm值轴承类型bm 径向接触和角接触型球轴承及调心球轴承 1.3有装填槽的轴承 1.1外球面轴承 1圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承和机制套圈的滚针轴承 1.1冲压外圈滚针轴承 1调心滚子轴承 1.152.2 额定动载荷的修正滚动轴承基本额定动载荷的计算方法适用于优质淬硬钢(系指真空脱气钢),按良好的加工方法制造,且滚动接触表面的形状为常规设计。
超越上述规定,额定动载荷应予修正。
2.2.1 材质轴承钢因冶炼方法不同,材料中夹杂物的大小、分布、含量亦不同。
夹杂物是造成金属材料疲劳裂纹产生的主要成因,是影响滚动轴承疲劳寿命的主要因素。
如采用夹杂物含量高于真空脱气的普通电炉冶炼轴承钢,则轴承的载荷能力将会有不同程度的下降。
当采用诸如真空重熔、电渣重熔等方法冶炼的轴承钢或其它等效材质的钢材时,其夹杂物的含量显著减少,轴承的载荷能力将会得到提高。
本样本各类轴承尺寸与性能表中所列轴承基本额定动载荷至少是以真空脱气钢为材料,对轧钢机用轴承则是以电渣重熔钢为材料。
2.2.2 温度一般轴承能承受的工作温度可达120℃(外圈测量温度为100℃)。
超过此限定温度的工况条件,应采用经过特殊(稳定)热处理或选用特殊耐热材料制造的轴承。
轴承若经常在120℃以上的温度中使用,或者在极高温度下短时间使用时,都会使轴承材料的组织及性能发生变化,导致轴承载荷能力的降低。
其影响关系可用下式表示:C T = g T c (2-1)式中C T :温度修正后的基本额定动载荷Ng T :温度系数C : 基本额定动载荷Ng T系数可参考表2-3取值表2-3 温度系数工作温度℃<120 125 150 175 200 225 250 300g T 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.602.2.3 硬度通用轴承零件的表面硬度一般为HRc61～65,但对特大型轴承、渗碳钢轴承、不锈钢轴承以及回转支承将采用不同的钢材制造,其轴承零件淬火----回火后的表面硬度将有所变化。
常用滚动轴承主要尺寸及性能参数
常用滚动轴承主要尺寸及性能参数滚动轴承是机械设备中常用的部件之一，它被广泛应用于各种设备和机械领域。
常用滚动轴承主要尺寸及性能参数包括：轴承内径、外径、宽度、基本额定负荷等级、额定静载荷、额定动载荷、极限转速、疲劳寿命等。
下面我将详细介绍这些参数。
1.轴承内径（ID）：指轴承内圈的直径。
2.轴承外径（OD）：指轴承外圈的直径。
3.轴承宽度（W）：指轴承内圈和外圈之间的距离。
4.基本额定负荷等级（C）：指在标准工况下，轴承能承受的基本额定载荷，单位是千牛顿（kN）。
5.额定静载荷（Co）：指在静止状态下，轴承能够承受的最大载荷，单位是千牛顿（kN）。
6.额定动载荷（Cr）：指在旋转状态下，轴承能够承受的最大载荷，单位是千牛顿（kN）。
7.极限转速（n）：指轴承在正常工作条件下能够承受的最高转速，单位是转/分钟。
8.疲劳寿命（L10）：指在额定负荷下，轴承能够运转的寿命，通常以行驶一百万公里的轴承失败概率为标准。
1. 深沟球轴承：最常见的滚动轴承之一，内径从3mm到1000mm不等，外径从10mm到1320mm不等，宽度从3mm到300mm不等。
基本额定负荷等级范围从0.045kN到405kN不等。
2. 圆锥滚子轴承：主要用于大型机械设备，内径从20mm到1500mm 不等，外径从42mm到1900mm不等，宽度从15mm到530mm不等。
基本额定负荷等级范围从17.1kN到5800kN不等。
3. 推力球轴承：主要用于承受沿轴向的推力负荷，内径从10mm到1200mm不等，外径从24mm到1700mm不等，宽度从9mm到325mm不等。
额定动载荷范围从7.4kN到8980kN不等。
4. 圆柱滚子轴承：主要用于承受较大径向负荷和推力负荷，内径从20mm到1500mm不等，外径从47mm到1900mm不等，宽度从14mm到520mm 不等。
基本额定负荷等级范围从27.5kN到8000kN不等。
以上仅为几种常见滚动轴承的尺寸和性能参数，实际应用中还会有更多不同类型滚动轴承的尺寸和性能参数。
轴承理论工作寿命公式
强度计算T = 9550 P / n 。
T，扭矩，Nm；P，功率，KW；n，转速，r/min；9550是系数。
2. 滚动轴承的计算准则在确定轴承尺寸时，应针对轴承的主要失效形式进行必要的计算。
对一般运转的轴承，主要失效形式是疲劳点蚀，应按基本额定动负荷进行寿命计算。
对于不转，摆动或转速极低（n≤10 r/min）的轴承，主要失效形式是塑性变形，故应按额定静负荷进行强度计算。
1.寿命轴承工作时，滚动体或套圈出现疲劳点蚀前的累计总转数（或工作小时数），称为轴承的寿命。
2.基本额定寿命同型号的一批轴承，在相同的工作条件下，由于材质、加工、装配等不可避免地存在差异，因此寿命并不相同而呈现很大的离散性，最高寿命和最低寿命可能差40倍之多。
一批在相同条件下运转的同一型号的轴承，其可靠度为90%（即失效率为10%）时的寿命称为基本额定寿命。
换言之，一批同型号轴承工作运转达到基本额定寿命时，已有10％的轴承先后出现疲劳点蚀，90%的轴承还能继续工作。
寿命的单位若为转数，用L表示；若为工作小时数，用L10h表示。
3.基本额定动负荷轴承的寿命与所受负荷的大小有关，工作负荷愈大，轴承的寿命就愈短。
国家标准规定，基本额定寿命为一百万转（L=106转）时，轴承所能承受的负荷称为基本额定动负荷C，单位为牛顿（N）。
对于径向接触轴承，这一负荷是指纯径向负荷Cr，对于角接触轴承和圆锥滚子轴承，是使轴承套圈之间只产生径向位移的负荷的径向分量，对这些轴承，就具体称为径向基本额定动负荷，用符号r表示；对于推力轴承，是指作用于轴承中心的纯轴向负荷，具体称为轴向基本额定动负荷C0aa。
4. 寿命计算公式P^ℇ*L10=常数其中，P为当量动载荷，N;L10为基本额定寿命，常以10^6r转为单位，（档寿命为100万转时，L10=1）ℇ为寿命指数，球轴承ℇ=3，滚子轴承ℇ=10/3C^ℇ*1=P^ℇ*L10L10=(C/P)^ℇ*10^6若轴承的转速为N(r/min)，可以求出以小时为单位的基本工资寿命L10=(C/P)^ℇ*10^6r=16667*(ft*C/fp*P)^ℇ/nC为基本额定动负荷。
滚动轴承的额定载荷与寿命(必学)共8页word资料
滚动轴承寿命计算滚动轴承的额定载荷与寿命：1轴承的寿命与承载能力1.1 寿命1.2 基本额定载荷2 根据额定动载荷选择轴承尺寸2.1 轴承的当量动载荷2.2 寿命公式2.3 影响轴承动载荷能力的主要因素2.4 修正额定寿命3 根据额定静载荷选择轴承尺寸3.1 轴承的当量静载荷3.2 轴承所需额定静载荷的确定3.3 当量静载荷计算方法3.4 安全因数的选取1 轴承的寿命与承载能力1.1 寿命轴承即使在正常的条件下使用，套圈和滚动体的滚动面也会因受到交变应力作用而发生材料疲劳，以致造成剥落。
疲劳剥落是滚动轴承的主要失效形式，因此，轴承的寿命一般情况指其疲劳寿命。
疲劳寿命的定义为：一套轴承，其中一个套圈（或垫圈）或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象之前，一个套圈（或垫圈）相对另一个套圈（或垫圈）的转数。
在某些特定情况下，轴承也可能因磨损过度或丧失必须的精度而失效，这时轴承的寿命是指磨损寿命或精度寿命，需另行考虑。
此外，轴承因烧伤，磨损，裂纹，卡死，生锈等都可能无法使用，但这些应称为轴承故障，须与轴承寿命区分开。
轴承选用不当，安装欠妥，润滑不良及密封不好等都是发生故障的原因，排除这些原因便可避免轴承发生故障。
（1）可靠性实验室试验和实际应用中表明，同一结构型式和外形尺寸的一组轴承，在相同的运转条件下，实际疲劳寿命大不相同。
一批轴承的疲劳寿命服从一定的概率分布规律，所以轴承的寿命总是与其失效概率相联系。
轴承寿命的可靠性用可靠度指标衡量，它指一组在同一条件下运转的，近于相同的滚动轴承所期望达到或超过规定第 1 页寿命的百分率。
单个滚动轴承的可靠度为该轴承达到或超过规定寿命的概率。
（2）基本额定寿命和修正额定寿命对于一套滚动轴承或一组在同一条件下运转的，近于相同的滚动轴承，其寿命是指与90%的可靠度，常用的材料和加工质量以及常规的运转条件相关的寿命，称之为基本额定寿命。
考虑所要求的可靠性水平，特殊的轴承性能和具体的运转条件，而对基本额定寿命进行修正所得到的寿命则称为修下正额定寿命。
轴承各种承载寿命计算
轴承各种承载寿命计算轴承是机械设备中常用的关键部件，主要用于支撑和限制旋转或往复运动的轴。
轴承承载寿命是指在特定条件下，轴承在使用过程中所能承受的负荷和转速的寿命。
根据轴承的类型、工作环境和使用条件不同，可以采用不同的方法计算轴承的承载寿命。
首先，常用的计算轴承寿命的方法有基本额定寿命计算法和修正额定寿命计算法两种。
其中，基本额定寿命计算法适用于低转速和无冲击货载的轴承，而修正额定寿命计算法适用于高转速、冲击货载以及其他特定工况下的轴承。
基本额定寿命计算法的计算步骤如下：1.确定轴承的额定动载荷C和额定静载荷Co。
额定动载荷指的是轴承在额定寿命下能承受的动载荷，额定静载荷指的是轴承在额定寿命下能承受的静载荷。
2.确定轴承的相对生命Lr。
相对生命指的是在相同负荷下的相对使用寿命，公式为：Lr=（基本额定寿命/实际使用寿命）^p，其中p为指数，取决于使用条件和轴承类型。
3.计算轴承的基本额定寿命L10。
基本额定寿命指的是在标准条件下，轴承90%的使用寿命，公式为：L10=（C/P）^p，其中P为实际载荷。
4.计算实际使用寿命L。
实际使用寿命指的是在实际工况下，轴承能承受的寿命，公式为：L=L10/Lr。
修正额定寿命计算法相对于基本额定寿命计算法，增加了一些修正系数，如温度系数、载荷系数和修正因素等，用于修正不同工况下轴承的额定寿命。
除了上述的两种计算方法，还有一些实验方法可以用于计算轴承的寿命，如疲劳试验法和加速寿命试验法。
疲劳试验法通过模拟实际工况下的负载和转速，进行连续运转，以确定轴承的疲劳寿命。
加速寿命试验法则通过增大负载和转速，加速轴承的疲劳损伤，从而预测轴承在实际工况下的寿命。
在轴承的使用过程中，还需要关注一些影响轴承寿命的因素。
比如润滑方式和润滑品质、工作环境的温度和湿度、轴承的装配和安装精度、以及轴承的使用和维护等。
这些因素会直接影响轴承的滚动摩擦和轴承内部的润滑状况，进而影响轴承的寿命。
轴承载荷
2.轴承的额定动载荷及额定寿命2.1基本额定动载荷轴承的额定动载荷是决定额定寿命的主参数,也是确定轴承设计水平的目标函数。
额定动载荷值大,则轴承的承载能力高,或说在相同载荷下,其额定寿命长,设计水平高。
基本额定动载荷:系指一个轴承假想承受一个大小和方向恒定的径向(或中心轴向)负荷,在这一负荷作用下轴承基本额定寿命为一百万转。
根据我国国家标准GB/T6391-1995的规定,现将各类轴承基本额定动载荷的计算公式整理于表2-1中:Cr : 径向基本额定动载荷NCa : 轴向基本额定动载荷Nbm : 材料(真空脱气)和加工质量的额定系数,该值随轴承类型不同而异。
见表2-2fc : 与轴承零件的几何形状、制造精度和材料有关的系数i : 轴承中球或滚子的列数Lwe : 额定载荷计算中用的滚子长度mm即滚子与接触长度最短的滚道间的理论最大接触长度。
正常情况下,或者取滚子尖角之间的距离减去滚子倒角,或者取不包括磨削越程槽的滚道宽度,择其小者。
α: 轴承的公称接触角度Z: 单列轴承中的球或滚子数。
每列球或滚子数相同的多列轴承中每列的球或滚子数Dw : 球直径mmDwe : 额定载荷计算中用的滚子直径mm对于圆锥滚子取滚子端面和小端面理论尖角处直径的平均值。
对于非对称外凸滚子近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道间接触点处滚子的直径现将GB/T6391-1995所定的额定系数bm值列于表2-2滚动轴承基本额定动载荷的计算方法适用于优质淬硬钢(系指真空脱气钢),按良好的加工方法制造,且滚动接触表面的形状为常规设计。
超越上述规定,额定动载荷应予修正。
2.2.1 材质轴承钢因冶炼方法不同,材料中夹杂物的大小、分布、含量亦不同。
夹杂物是造成金属材料疲劳裂纹产生的主要成因,是影响滚动轴承疲劳寿命的主要因素。
如采用夹杂物含量高于真空脱气的普通电炉冶炼轴承钢,则轴承的载荷能力将会有不同程度的下降。
当采用诸如真空重熔、电渣重熔等方法冶炼的轴承钢或其它等效材质的钢材时,其夹杂物的含量显著减少,轴承的载荷能力将会得到提高。
滚动轴承的寿命计算
可用
基本额定寿命
疲劳点蚀
基本额定动载荷 当量动载荷
课 堂 小 结
轴承寿命 校核
f P P 60nLh C C 6 f t 10
轴承轴向力
当量动载荷计算
载荷系数
载荷性质
无冲击或轻微冲击
载荷系数 f
1.0～1.2
p
举
例
电机、汽轮机、通风机、水泵等 机床、车辆、动力机械、起重机、造 纸机、选矿机、冶金机械、卷扬机械 等
滚动轴承的寿命计算
当预期寿命 Lh 已取定时，则所需轴承应具有的 基本额定动载荷可由上式得出：
f P P 60nLh C C 6 ft 10
C为所选轴承型号的基本额定动载荷，查表得。
为预期寿命，由使用条件查表得。 Lh
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滚动轴承的动载荷
当量动载荷
幻灯片 11
滚动轴承的寿命计算 计算 角接触轴承的轴向载荷计算
轴 向 力 的 确 定
S1
S2
Fa松= S松
F a 紧 = S 松 +Ｆ a
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滚动轴承的寿命校核
Fr 2 例14-2 有一对70000AC型轴承正装，如图所示，已知Fr1 =1000N， Fa 2。 =2100N,外加轴向负荷 K a =900N，求轴承所受的轴向负荷Fa1 、
X2=0.41,Y2=0.87 当量动载荷 p1=X1Fr1+Y1Fa1=(1×1000+0×680)=1000N
p2=X2Fr2+Y2Fa2=0.41×2100+0.87×1580=2236N
取fp=1.1,ft=1据寿命计算设计公式
NTN与NSK的参数对比
我们将 NTN 的①基本额定静载荷、②基本额定动载荷、③润滑脂润滑下的极限转速、④油润滑下的极限 转速， 这四个用来衡量轴承载荷容量,最高转速的值来与 NSK 进行对比。 以此来了解 NTN 公司安特杰产品 的优点。 以下各参数的对比采自 NTN 与 NSK 所发行样本型录上的值。 1，NTN 的 70 系列产品与 NSK70 系列产品的比较。 ①基本额定静载荷
1.1
NTN
NSK
1
0.9 10 30 50 70 90
Фd (mm) 110
④脂润滑下的极限转速
Rpm(油) / Rpm ntn (油)
NTN
NSK
1.1
1
0.9 10 30 50 70 90
Фd (mm) 110
２，NTN 的 7９系列产品与 NSK7９系列产品的比较。 ①基本额定静载荷
Co/Co ntn
1.65 1.86 2.9 3.2 4.9 5.75 6.6
1.52 1.45 2.64 2.94 4.25 5.4 6.25
35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110
7907UC 7908UC 7909UC 7910UC 7911UC 7912UC 7913UC 7914UC 7915UC 7916UC 7917UC 7918UC 7919UC 7920UC 7921UC 7922UC
12.1 15.1 16 16.9 19.1 19.4 20.2 28.1 28.6 29 39 41.5 42.5 50 51 52
9.15 11.7 13.4 15 17.7 18.7 20.5 27.8 29.3 30.5 40.5 46 48 54 57 59.5
滚动轴承寿命计算
2、额定寿命
同样规格（型号、材料、工艺）的一批轴承，在同样的工作条件下使用，90%的轴承不产生点蚀，所经历的转数或小时数称为轴承额定寿命。
3、基本额定动载荷
为比较轴承抗点蚀的承载能力，规定轴承的额定寿命为一百万转（106）时，所能承受的最大载荷为基本额定动载荷，以C表示。
C--基本额定动载荷 N
ε--指数
对球轴承：ε=3
对滚子轴承：ε=10/3
P--当量动载荷(N)
把在实际条件下轴承上所承受的载荷: A、R ,转化为实验条件下的载荷称为当量动载荷，对轴承元件来讲这个载荷是变动的，实验研究时，轴承寿命用106转为单位比较方便(记数器)，但在实际生产中一般寿命用小时表示，为此须进行转换
L10×106=Lh×60n
所以
滚动轴承寿命计算分为：
1、已知轴承型号、载荷与轴的转速，计算Lh；
2、已知载荷、转速与预期寿命，计算C ，选取轴承型号。
式中：
R--轴承实际上承受的径向载荷
A--轴承实际上承受的轴向载荷
x--径向折算载荷系数
Y--轴向折算载荷系数
fp--载荷系数，考虑载荷和应力的变化、机器惯性等
也就是轴承在额定动载荷C作用下，这种轴承工作一百万转（106）而不发生点蚀失效的可靠度为90%，C越大承载能力越高。
对于基本额定动载荷
（1）向心轴承是指纯径向载荷
（2）推力球轴承是指纯轴向载荷
（3）向心推力轴承是指产生纯径向位移得径向分量
轴承2被放松： A2=S1+Fb1-Fa=S2
3）如果 Fa+S2＜S1时，则轴有向右窜动趋势，轴承2被压紧，轴承1放松，为保持平衡，轴承2上受轴承外圈平衡力Fb2
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。
2 滚动轴承的额定动载荷、疲劳寿命及额定静载荷 - NSK
0.67 0.63 0.57 0.65 — 0.67 0.66 0.92 tanα
C0r 与轴向载荷 Fa 的比值来பைடு நூலகம்示。为此，在 表 1
中列出了该比值相应接触角的轴向载荷系数。角 接触球轴承在接触角增至 25°、30°、40° 时，可 以忽略常规工况下接触角变化对轴向载荷系数产 生的影响。 当同时承受径向载荷与轴向载荷、接触角 α ≠ 90° 时，推力轴承的轴向当量载荷 Pa 为 :
25° 30° 40° 磁电机球轴承 圆锥滚子轴承 调心滚子轴承 推力球轴承 45° 60°
1 1 1 — 1 1 — — —
0 0 0 — 0 0 — — —
0.41 0.39 0.35 — 0.5 0.4 0.66 0.92 tanα
1 1 1 1 — 1 1.18 1.90 1.5tanα
表 1 基本额定动载荷计算公式
球 轴 承 bm fc (i cosα )0.7 Z 2/3 Dw1.8 滚 子 轴 承 bm fc (i Lwe cosα )7/9 Z 3/4 Dwe29/27 bm fc Lwe7/9 Z 3/4 Dwe29/27 bm fc (Lwe cosα)7/9 tanαZ 3/4 Dwe29/27
推力滚子轴承
备注∶ 1 使用 2 套同型号单列角接触球轴承时， (1) 采用 DF 成对双联或 DB 成对双联时，适用双列轴承的 X、Y 值。但在求轴向载荷比值 C0r / Fa 时， C0r 值为成对双联轴承 C0r 的 1/2。 (2) 采用 DT 成对双联时，适用单列轴承的 X、Y 值，C0r 值为成对双联轴承 C0r 值的 1/2。
注∶ (2) Dpw 是球节圆直径 备注 1 上表的 fc 值适用于滚子长度方 向应力分布基本均等的轴承。 2 { } 内的数值是计算 kgf 值时 的系数
滚动轴承额定动载荷
滚动轴承额定动载荷
滚动轴承的额定动载荷是指在理想条件下，轴承可以承受的最大动载荷。
它通常以静负荷为基础计算，考虑了材料的疲劳极限和稳定工作的可靠性。
计算额定动载荷需要考虑以下因素：
1. 轴承类型：不同类型的轴承有不同的额定动载荷计算方法。
2. 轴承尺寸：轴承尺寸直接影响额定动载荷的计算。
3. 轴承材料：轴承材料的强度和硬度对额定动载荷的计算有重要影响。
4. 使用条件：使用条件包括转速、温度、润滑情况等，这些因素也会对轴承的额定动载荷产生影响。
根据轴承的类型和尺寸，可以查阅相关的轴承型录或轴承制造商的技术手册来获得具体的额定动载荷数值。
轴承的额定动载荷通常以N（牛顿）为单位。
2016新编基本额定寿命和基本额定动载荷
基本额定寿命和基本额定动载荷1．轴承寿命在一定载荷作用下，滚动轴承运转到任一滚动体或套圈滚道上出现疲劳点蚀前，两套圈相对运转的总转数（圈数）或工作的小时数，称为轴承寿命。
这也意味着一个新轴承运转至出现疲劳点蚀就不能再使用了。
如同预言一个人的寿命一样，对于一个具体的轴承，我们无法预知其确切的寿命。
但借助于人口调查等相关资料，却可以预知某一批人的寿命。
同理，引入下面关于基本额定寿命的说法。
2．基本额定寿命一批相同的轴承，在同样的受力、转数等常规条件下运转，其中有10%的轴承发生疲劳点蚀破坏（90%的轴承未出现点蚀破坏）时，一个轴承所转过的总转（圈）数或工作的小时数称为轴承的基本额定寿命。
用符号L（106r）或Lh（h）表示。
需要说明的是：①轴承运转的条件不同，如受力大小不一样，则其基本额定寿命值不一样；②某一轴承能够达到或超过此寿命值的可能性即可靠度为90%，达不到此寿命值的可能性即破坏率为10%。
3．基本额定动载荷基本额定动载荷是指基本额定寿命为L=106r时，轴承所能承受的最大载荷，用字母C表示。
基本额定动载荷越大，其承载能力也越大。
不同型号轴承的基本额定动载荷C值可查轴承样本或设计手册等资料。
干部教育培训工作总结[干部教育培训工作总结] 年干部教育培训工作，在县委的正确领导下，根据市委组织部提出的任务和要求，结合我县实际，以兴起学习贯彻“三个代表”重要思想新高潮为重点，全面启动“大教育、大培训”工作，取得了一定的成效，干部教育培训工作总结。
现总结报告如下：一、基本情况全县共有干部**人，其中中共党员**人，大学本科以上学历**人，大专学历**人，中专学历**人，高中及以下学历**人。
**年，以县委党校、县行政学校为主阵地，举办各类培训**期，培训在职干部**人，占在职干部总数的**.*%，培训农村党员、干部**人，其中：举办科级领导干部轮训班*期，培训**人；举办科级领导干部“三个代表”重要思想专题学习班*期，培训**人；举办科级以下公务员培训班*期，培训**人；举办企业经营管理者培训班*期，培训**人；举办专业技术人员培训班*期，培训**人；举办非中共党员干部培训班*期，培训**人；举办理论骨干培训班*期，培训**人；举办妇女干部培训班*期，培训**人；举办基层团干培训班*期，培训**人；举办农村党支部书记、村主任培训班各*期，培训**人，达到了每年培训在职干部五分之一的要求，超额完成了培训任务。
滚动轴承基本额定静载荷
滚动轴承基本额定静载荷
滚动轴承是工业领域中常见的机械零部件，它承载着旋转机械
的重要责任。
在设计和选择滚动轴承时，基本额定静载荷是一个至
关重要的参数。
基本额定静载荷是指在轴承正常运转时，轴承内部
不会发生塑性变形和裂纹的静态负荷。
它是轴承设计和选择的重要
依据，直接影响着轴承的使用寿命和可靠性。
滚动轴承的基本额定静载荷通常由制造商在产品规格表中提供。
它是通过在试验条件下确定的，考虑了轴承的材料、几何形状、表
面处理和润滑条件等因素。
在实际应用中，工程师需要根据实际工
况条件和安全系数来选择合适的轴承。
在工程实践中，合理选择滚动轴承的基本额定静载荷对于确保
设备的正常运行和延长设备的使用寿命至关重要。
如果轴承的静载
荷低于实际工作负荷，轴承可能会过早失效，导致设备损坏甚至停机。
而如果静载荷远高于实际工作负荷，会增加设备成本并降低设
备的效率。
因此，在工程实践中，工程师需要充分了解设备的工作条件，
包括工作负荷、转速、温度、润滑条件等，并结合滚动轴承的基本
额定静载荷，合理选择适合的轴承型号和规格，从而确保设备的正常运行和延长设备的使用寿命。
综上所述，滚动轴承的基本额定静载荷是轴承设计和选择中的重要参数，合理选择静载荷对于确保设备的正常运行和延长设备的使用寿命至关重要。
工程师在实际应用中需要充分考虑工作条件，并结合静载荷选择合适的轴承，从而确保设备的安全可靠运行。
3滚动轴承的额定静载荷与当量静载荷
3.滚动轴承的额定静载荷与当量静载荷3.1 静载荷的概念静载荷:当套圈间相对转速为零时作用在轴承上的载荷。
实际上,当套圈间相对转速极低(＜10rpm 或在低速下摆动时,亦按静载荷计算和选用轴承。
额定静载荷:在应力最大的滚动体与滚道接触中心处引起与下列计算接触应力相当的径向(或中心轴向)静载荷。
4600Mpa 调心球轴承4200Mpa 除调心球轴承外的所有向心及推力球轴承 4000Mpa 所有向心及推力滚子轴承当量静载荷:是指在应力最大的滚动体与滚道接触中心处,引起与实际载荷条件下相同接触应力的径向或中心轴向静载荷。
3.2 额定静载荷的计算3.2.1 向心球轴承的径向额定静载荷的公式αcos 20w iZD f Cor = (3-1) 3.2.2 推力球轴承的轴向额定静载荷的公式(3-2)3.2.3 向心滚子轴承的额定径向静载荷的公式 ααs iZLweDweCo Dpm DweCos Cor ⎪⎪⎭⎫⎝⎛-=144 (3-3)3.2.4 推力滚子轴承的额定轴向静载荷的公式ααZLweDweSin Dpm DweCos Coa ⎪⎪⎭⎫⎝⎛-=1220 (3-4)公式(3-1)至(3-4)中,i 、Z 、Dw 、Lwe 、Dwe 、α与第2章中相应符号的意义相同。
0f 之值由表3-1选取。
该表是基于Hertz 点接触公式,取弹性系数Mpa 51007.2⨯=,泊桑比0.3,并假设向心球轴承中承受最大载荷的球的载荷为αsin 20w ZD f Coa =αcos 5Z Fr ,推力球轴承为αsin Z Fa对于DpmDweCos α的中间值,其0f 值可用线性插入法求取。
式中Dpw : 球或滚子组节园直径 mm3.3 当量静载荷3.3.1 向心球轴承的径向当量静载荷取下列两式计算值的较大者YoFa XoFr Por += (3-5)Fr For = (3-6) 系数Xo 和Yo 的数值按表3-2查取。
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滚动轴承的额定动载荷、疲劳寿命及额定静载荷
表 2 向心球轴承的 fc 值
fc Dw cosα Dpw(1) 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.10 0.12 0.14 0.16 0.18 0.20 0.22 0.24 0.26 0.28 0.30 0.32 0.34 0.36 0.38 单列深沟球轴承 单、双列角接触 球轴承 46.7 {4.76} 49.1 {5.00} 51.1 {5.21} 52.8 {5.39} 54.3 {5.54} 55.5 {5.66} 57.5 {5.86} 58.8 {6.00} 59.6 {6.08} 59.9 {6.11} 59.9 {6.11} 59.6 {6.08} 59.0 {6.02} 58.2 {5.93} 57.1 {5.83} 56.0 {5.70} 54.6 {5.57} 53.2 {5.42} 51.7 {5.27} 50.0 {5.10} 双列深沟球轴承 44.2 {4.51} 46.5 {4.74} 48.4 {4.94} 50.0 {5.10} 51.4 {5.24} 52.6 {5.37} 54.5 {5.55} 55.7 {5.68} 56.5 {5.76} 56.8 {5.79} 56.8 {5.79} 56.5 {5.76} 55.9 {5.70} 55.1 {5.62} 54.1 {5.52} 53.0 {5.40} 51.8 {5.28} 50.4 {5.14} 48.9 {4.99} 47.4 {4.84} 调心球轴承 17.3 {1.76} 18.6 {1.90} 19.9 {2.03} 21.1 {2.15} 22.3 {2.27} 23.4 {2.39} 25.6 {2.61} 27.7 {2.82} 29.7 {3.03} 31.7 {3.23} 33.5 {3.42} 35.2 {3.59} 36.8 {3.75} 38.2 {3.90} 39.4 {4.02} 40.3 {4.11} 40.9 {4.17} 41.2 {4.20} 41.3 {4.21} 41.0 {4.18}
注 (1)
其间，除轴承材料外，加工精度也有了显著 的质量飞跃，实际轴承寿命也大为延长。对于这 类轴承，采用反映出寿命延长效果的额定动载荷 来计算疲劳寿命，是比较合适的。基于这一思路， 在 ISO 281-1990、JIS B 1518 中采用乘以额定系 数 bm 来增大基本额定动载荷的办法。额定系数 单列推力轴承 区 分 向 心 轴 承
3
滚子轴承为∶ L ＝
(C P )
10/3
……(2)
式中 L ∶ 额定疲劳寿命 (10 rev.)
6
P ∶ 当量动载荷 (N),{kgf} C ∶ 基本额定动载荷 (N),{kgf}
在表 1 的计算公式中，系数 ƒc 值因轴承结构 类型而有所差异，如表 2 〜 3 所示。向心球轴承 的 ƒc 值等同于 JIS B 1518，向心滚子轴承的 ƒc 值改为测出的最大值。因此，可以说按照加工精 度与材料确定的系数 ƒc 值已经 20 年未曾变更。
表 1 基本额定动载荷计算公式
球 轴 承 bm fc (i cosα )0.7 Z 2/3 Dw1.8 滚 子 轴 承 bm fc (i Lwe cosα )7/9 Z 3/4 Dwe29/27 bm fc Lwe7/9 Z 3/4 Dwe29/27 bm fc (Lwe cosα)7/9 tanαZ 3/4 Dwe29/27
2. 滚动轴承的额定动载荷、疲劳寿命及额定静载荷
2.1 额定动载荷
在 JIS 标准之中，对基本额定动载荷作了如 下定义。 滚动轴承的基本额定动载荷，是全体轴承的 90 % 不发生疲劳破坏且内圈总转数达 100 万转 时所能承受的载荷 ； 向心轴承采用使内、外圈发 生单一径向相对位移的径向载荷 ； 推力轴承采用 中心轴向载荷。 这一基本额定动载荷可以利用表 1 所示计算 公式求出。该计算公式的依据是 G.Lundberg & A. Palmgren 理 论，1962 年 纳 入 ISO R 281-1962， 日本于 1965 年 3 月制定了 JIS B 1518-1965。后 来， 这 些 标 准 经 过 若 干 修 订， 分 别 形 成 了 ISO 281-1990 和 JIS B 1518。 滚动轴承的疲劳寿命，可以利用下列计算公 式求出。 球轴承为∶ L ＝
表 3 向心滚子轴承的 fc 值
Dwe cosα Dpw(2) 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.10 0.12 0.14 0.16 0.18 0.20 0.22 0.24 0.26 0.28 0.30 fc 52.1 {5.32} 60.8 {6.20} 66.5 {6.78} 70.7 {7.21} 74.1 {7.56} 76.9 {7.84} 79.2 {8.08} 81.2 {8.28} 82.8 {8.45} 84.2 {8.59} 86.4 {8.81} 87.7 {8.95} 88.5 {9.03} 88.8 {9.06} 88.7 {9.05} 88.2 {9.00} 87.5 {8.92} 86.4 {8.81} 85.2 {8.69} 83.8 {8.54}
α ＝ 90° α ≠ 90°
bm fc Z 2/3 Dw1.8 bm fc (cosα)0.7tanα Z 2/3 Dw1.8 bm : fc : i: α: Z: Dw : Dwe : Lwe :
bm，参见表 4。
计算公式中使用的 代号及其含义
依据常规材料及加工量的额定系数 按轴承各部件形状、加工精度及材料规定的系数 1 套轴承内的滚动体列数 公称接触角 (°) 每列滚动体数 球的直径 (mm) 计算采用的滚子直径 (1)(mm) 滚子有效长度 (mm)
滚子长度中央直径。圆锥滚子轴承采用假定滚子大小端均未倒角的直径算术平均值，在非对称凸面滚子中，采 用滚子与无挡边滚道（通常指外圈）之间空载接点时，则取滚子直径的近似值计算。
备 考∶ 球轴承的计算公式的 Dw.8 在 Dw ＞ 25.4 mm 时，为 3.647Dw1.4
………(1) (C P )