向心关节轴承寿命计算方法解析
轴承的寿命验算公式流程
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转速：轴承的旋转速度。
关节轴承使用寿命
关节轴承使用寿命
关节轴承的使用寿命取决于多个因素，包括负荷、转速、润滑情况、工作环境等。
一般来说，关节轴承的使用寿命可以通过以下公式来计算：
L = (C / P)^(10/3) * 106
其中，L为关节轴承的使用寿命（单位为小时）、C为基本动载荷（单位为N）、P为实际负荷（单位为N）。
使用寿命也可以通过Reliability Engineering方法来计算，该方法考虑了多个因素并进行系统性的分析。
此外，正确的安装、维护和保养也可以延长关节轴承的使用寿命。
定期检查润滑情况，及时更换磨损的零部件等都是保持关节轴承寿命的关键。
轴承额定寿命计算讲义
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2-22.2 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。
轴承寿命的计算
轴承寿命的计算１、基本额定动负荷基本额定动负荷表示轴承耐滚动疲劳的能力（即负荷能力），是指大小和方向一定的纯径向负荷（对于向心轴承）或中心轴向负荷（对于推力轴承），在内圈旋转外圈固定（或内圈固定外圈旋转）的条件下，该负荷下的基本额定寿命可达100万转。
向心轴承与推力轴承的基本额定动负荷分别称做径向基本额定动负荷与轴向基本额定动负荷，用Cr与Ca表示，其数值录入轴承尺寸表。
２、基本额定寿命式１表示轴承的基本额定动负荷，当量动负荷及基本额定寿命之间的关系。
轴承以固定的转速时，用时间表示寿命更为方便，如式２所示。
另外，对于铁路车辆或汽车等用行车距离(km)表示寿命较多，如式３所示。
因此，作为轴承的使用条件，设当量动负荷为P，转速为n，则满足设计寿命所需要的轴承基本额定动负荷c可由式４计算。
从轴承表选出满足c值的轴承，即可确定轴承的尺寸。
机械要求的轴承必需寿命请参考表４。
３、根据温度进行的基本额定动负荷的修正与轴承的尺寸稳定处理轴承在高温下使用时，材料组织会发生变化、硬度降低，基本额定动负荷将比常温下使用时减小。
材料组织一旦发生变化，即使温度恢复到常温也不会复原。
因此，在高温下使用时，必须将轴承尺寸表的基本额定动负荷乘以表１的温度系数进行修正。
表１温度系数轴承长时间在120摄氏度以上的工作温度下使用时，由于经一般热处理的轴承尺寸变化大，必须进行尺寸稳定处理。
尺寸稳定处理与使用温度范围如表２所示。
但经尺寸稳定处理的轴承硬度降低，有时基本额定动负荷会减小。
表２尺寸稳定处理４、修正额定寿命式１表示的是可靠性90%的基本额定寿命（L10)，根据用途的不同，有时也需要可靠性高于90%的高可靠性寿命。
此外，采用特殊材料有时可以使轴承寿命延长，甚至润滑等使用条件的不同也会影响轴承寿命。
考虑了以上因素对基本额定寿命进行修正后的寿命称做修正额定寿命，可由式８计算：***********************************Lna=a1a2z3L10..........式8***********************************这里，a1:可靠性系数......参照(1)项a2:可靠性系数......参照(2)项a3:可靠性系数......参照(3)项［备注］按照可靠性高于90%的Lna选择轴承尺寸时，应特别注意轴与外壳的强度。
轴承寿命以及计算
轴承寿命以及计算00轴承在承受负荷旋转时，由于套圈滚道面及滚动体滚动面不断地受到交变负荷的作用，即使使用条件正常，也会因材料疲劳使滚道面及滚动面出现鱼鳞状损伤（称做剥离或剥落）。
出现这种滚动疲劳损伤之前的总旋转数称做轴承的“（疲劳）寿命”。
即使是结构、尺寸、材料、加工方法等完全相同的轴承，在同样条件下旋转时，轴承的（疲劳）寿命仍会出现较大的差异。
这是因为材料疲劳本身即具有离散性，应从统计的角度来考虑。
于是就将一批相同的轴承在同样条件下分别旋转时，其中90%的轴承不出现滚动疲劳损伤的总旋转数称做“轴承的基本额定寿命”（即可靠性为90%的寿命)。
在以固定的转速旋转时，也可用总旋转时间表示。
但在实际工作时，还会出现滚动疲劳损伤以外的损伤现象。
这些损伤可以通过做好轴承的选择、安装和润滑等加以避免。
二、轴承寿命的计算１、基本额定动负荷基本额定动负荷表示轴承耐滚动疲劳的能力（即负荷能力），是指大小和方向一定的纯径向负荷（对于向心轴承）或中心轴向负荷（对于推力轴承），在内圈旋转外圈固定（或内圈固定外圈旋转）的条件下，该负荷下的基本额定寿命可达100万转。
向心轴承与推力轴承的基本额定动负荷分别称做径向基本额定动负荷与轴向基本额定动负荷，用Cr与Ca表示，其数值录入轴承尺寸表。
２、基本额定寿命式１表示轴承的基本额定动负荷，当量动负荷及基本额定寿命之间的关系。
轴承以固定的转速时，用时间表示寿命更为方便，如式２所示。
另外，对于铁路车辆或汽车等用行车距离(km)表示寿命较多，如式３所示。
因此，作为轴承的使用条件，设当量动负荷为P，转速为n，则满足设计寿命所需要的轴承基本额定动负荷c可由式４计算。
从轴承表选出满足c值的轴承，即可确定轴承的尺寸。
机械要求的轴承必需寿命请参考表４。
３、根据温度进行的基本额定动负荷的修正与轴承的尺寸稳定处理轴承在高温下使用时，材料组织会发生变化、硬度降低，基本额定动负荷将比常温下使用时减小。
材料组织一旦发生变化，即使温度恢复到常温也不会复原。
关节轴承知识剖析
关节轴承知识一、基本概念1径向额定动载荷：关节轴承中的工作表面动应力达到最大许用应力时的径向载荷。
2轴向额定动载荷：关节轴承中的工作表面动应力达到最大许用应力时的轴向载荷。
3寿命：关节轴承的摩擦系数达到规定的极限值或关节轴承磨损量超过规定的极限值时关节轴承工作摆动的总次数。
4径向当量动载荷：一恒定的径向载荷，在该载荷作用下，关节轴承中工作表面接触应力与实际载荷作用相当。
用于向心关节轴承、角接触关节轴承、杆端关节轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时计算关节轴承使用寿命用。
一般情况下，对于向心、角接触关节轴承承受的轴向载荷推荐不要超过径向载荷的30％，杆端关节轴承承受的轴向载荷推荐不要超过径向载荷的20％5轴向当量动载荷：一恒定的轴向载荷，在该载荷作用下，关节轴承中工作表面接触应力与实际载荷作用相当。
用于推力关节轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时计算关节轴承使用等命用我惦况下，■:「于福力美兰给承承受向汪同能蔺邪宇不得照混打同16坯,口；步/塞x.L弟。
桂景同到两小板眼色讲网的夫m7摆次；式节珏承摆域娶图上黑•一点冕哥丁3。
鲁酎为一摆次.二.圣节地语的选用造用史节独花叼，可花分乱也美节叫'£的汽芬大小.大同建侍K方式、方式、工眼条件，泗谦》式.定性4轮向、骷向）.瞽求助使用骞♦和安差」50％4关节轴承配合选择的基本原则。
4.1根据轴承的类型、尺寸、公差、游隙，轴承的工作条件，作用在轴承上载荷的大小、方向和性质，轴和外壳孔的材料，以及装拆方便等来进行轴承与轴和外壳孔配合的选择。
4.2轴承的摆动套圈一般采用过盈配合，使轴承在载荷下工作时，套圈在轴和外壳孔的配合表面不产生磨损和相对转动现象。
4.3为防止内圈与轴之间的滑动或爬行，内圈与轴应优先采用过盈配合，如果为装拆方便或由于采用浮动支承，而必须选用间隙配合时，轴颈表面必须淬硬。
4.4选用过盈配合时，应考虑过盈量对径向游隙的影响。
对于必须使用较大过盈量的场合，应选用原始游隙大于基本组游隙值的轴承。
轴承设计寿命计算公式汇总
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 300f 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：若则若则●反排列：若则若则八、成对轴承当量动载荷根据基本公式：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。
轴承寿命的计算
念根据最新的滚动轴承疲劳寿命理论，一只设计优秀、材质卓越、制造精良而且安装正确的轴承，只要其承受的负荷足够轻松（不大于该轴承相应的某个持久性极限负荷值），则这个轴承的材料将永远不会产生疲劳损坏。因此，只要轴承的工作环境温度适宜而且变化幅度不大，绝对无固体尘埃、有害气体和水分侵入轴承，轴承的润滑充分而又恰到好处，润滑剂绝对纯正而无杂质，并且不会老化变质……，则这个轴承将会无限期地运转下去。这个理论的重大意义不仅在于它提供了一个比ISO寿命方程更为可靠的预测现代轴承寿命的工具，而且在于它展示了所有滚动轴承的疲劳寿命都有着可观的开发潜力，并展示了开发这种潜力的途径，因而对轴承产品的开发、质量管理和应用技术有着深远的影响。但是，轴承的无限只有在实验室的条件下才有可能“实现”，而这样的条件对于在一定工况下现场使用的轴承来说，既难办到也太昂贵。现场使用轴承，其工作负荷往往大于其相应的疲劳持久性极限负荷，在工作到一定的期限后，或晚或早总会由于本身材料达致电疲劳极限，产生疲劳剥落而无法继续使用。即使某些轴承的工作负荷低于其相应的持久性极限负荷，也会由于难以根绝的轴承污染问题而发生磨损失效。总之，现场使用中的轴承或多或少总不能充分具备上述实验室所具备的那些条件，而其中任一条件稍有不足，都会缩短轴承的可用期限，这就产生了轴承的寿命问题。一般地说，滚动轴承的寿命是指滚动轴承在实际的服务条件下（包括工作条件、环境条件和维护和保养条件等），能持续保持满足主动要求的工作性能和工作精度的特长服务期限。二、可计算的轴承寿命类别滚动轴承的失效形式多种多样，但其中多数失效形式迄今尚无可用的寿命计算方法，只有疲劳寿命、磨损寿命、润滑寿命和微动寿命可以通过计算的方法定量地加以评估。1、疲劳寿命在润滑充分而其他使用条件正常的情况下，滚动轴承常因疲劳剥落而失效，其期限疲劳寿命可以样本查得有关数据，按规定的公式和计算程序以一定的可靠性计算出来。2、磨损寿命机床主轴承取大直径以保证其高刚度，所配轴承的尺寸相应也大，在其远末达到疲劳极限之前，常因磨损而丧失要精度以致无法继续使用，对这类轴承必须用磨损寿命来徇其可能性的服务期限。实际上，现场使用的轴承大多因过度磨损而失效，所以也必须考虑磨损寿命问题。3、润滑寿命主要对于双面带密封的脂润滑轴承，一次填脂以后不再补充加脂，此时轴承有寿命便取决于滚脂的使用寿命。4、微动磨蚀寿命绞车、悬臂式起微型重机和齿轮变速箱以及汽车离合器等机构中的轴承，在其非运转状态下受到振动负荷所产生的微动磨蚀损伤。往往会发展成轴承失效的主导原因，对这类机构中的轴承，有时需要计算其微动磨蚀寿命。现将此四种寿命类别及其计算方法分别加以介绍。一、滚动轴承的疲劳寿命1、轴承疲劳寿命的基本概念一般意义的轴承疲劳寿命是指一定技术状态下（结构、工艺状态、配合、安装、游隙和润滑状态等）的滚动轴承，在主机的实际使用状态下运转，直至滚动表面发生疲劳而不能满足主机要求时的轴承内、外圈（轴、座圈）相对旋转次数的总值——总转数。当轴承转更大致恒定或为已知，疲劳寿命可用与总转数相应的运转总小时数来表示，此外，还应注意：1、影响轴承疲劳寿命的因素非常多，无法全部加以估计或通过标准试验条件而加以消除，这造成轴承实际疲劳寿命有很大的离散性，因此轴承疲劳寿命的表达参数为额定寿命L10,在ISO推荐标准R281中对L10的涵义明确规定如下：“数量上足够多的相同的一批轴承，其额定寿命L10用转数（或在转速不变时用小时数来表示，该批轴承中有90%在疲劳剥落发生前能达到或超过此转数（或小时数）”。迄今为止，世界各国都遵从上述规定。在美国等一些国家中，还用用中值寿命的概念。中值寿命LM是指一批相同轴承的中值寿命，即指其中50%的轴承在疲劳剥落前能够达到或超过总转数，或在一定转速下的工作不时数，中值寿命LM不是一批轴承寿命的算术平均值。一般中值寿命LM是额定寿命的5倍左右。2、额定寿命的概念只适用于数量足够的一批轴承，而不适用于个别轴承。例如有40套6204轴承按其使用条算得其额定寿命为1000h而不致发生疲劳破坏，其余的4套则可能不到1000h即出现疲劳失效的轴承，额定疲劳寿命的意义就代表这批轴承在正常发挥其材料潜力时可期望的寿命。因此在大多数情况下，用户在选择轴承时仍先作疲劳寿命计算，再根据实际失效类别进行校核，例如磨损寿命校核，取计算结果中的较小值为轴承计算寿命。二、轴承疲劳寿命的估计方法、轴承疲劳寿命的估计方法有计算方法和试验湛支两种。按规定公式和计算规则计算出来的轴承疲劳寿命作为计算疲劳寿命，所算出总转数值规定为内圈或轴圈转动（此时外圈或座圈为固定）时的总转数值。按照我国规定的标准试验方法（ZQ 12-94）滚动轴承疲劳寿命试验规程），在使用性能上能满足为一方法所规定各项要求的试验机，对一批轴承进行抽样疲劳寿命试验，从试验数据处理中得到的实际试验寿命，即为被试轴承所代表的该批轴承的疲劳试验寿命。滚动轴承疲劳寿命试验裨上是充分的润滑最大限度地抑制滚动轴承的磨损因素，采用强化的负荷与转速以突出轴承疲劳因素的一种强化的疲劳寿命试验方法。轴承疲劳寿命的计算法和疲劳寿命试验是相辅相成的，二者所得的结果有足够的对应性。事实上，如对每一个特定的使用场合，都抽取足够数量的轴承进行寿命试验，以验证所选轴承是否合适，这在经济上、时间上和劳动量上都是十分浩大的，所以轴承寿命的试验方法只是在十分必要或重要的情况下才使用，在绝大多数情况下，采用标准的寿命计算方法来估计轴承的使用寿命，有着足够程度的可依赖性。三、疲劳寿命的计算下述轴承疲劳寿命的计算方法是以国家标准GB6391-96《滚动轴承——-额定动负荷和额定寿命的计算方法》和国家标准ISO281/I-1997《滚动轴承——额定动负荷和额定寿命——第一部分:计算方法》为依据，此外，还介绍了瑞典SKF轴承公司新的轴承公司新的轴承疲劳寿命理论和疲劳寿命计算方法。1、疲劳寿命的基本计算公式滚动轴承疲劳寿命的基本计算公式有多种形式，以适应不同用途的需要，以下分别加以介绍。（1）基本额定寿命方程（用总转数表示）1、几个有关的基本概念，在介绍基本额定寿命方程之前，先介绍几个相关的基本概念即：单个轴承的疲劳寿命——单个轴承在其任一套圈（或垫圈）或滚动体的材料首次出现疲劳扩展之前，其中一个套圈（或垫圈）相对于另一套圈（或垫圈）转动的总转数。轴承寿命的可靠性——在同一条件下运转的一组在相同条件下运转的一组条件相同的轴承，可期望达到或超过某一规定寿命的百分率，对于单个轴承，其可靠性为该轴承能达到或超过某一规定寿命的概念。轴承的基本额定寿命——单个轴承或一组在相同条件下运转的技术条件相同的轴承，其可靠性达到90%时的寿命。3、基本额定寿命方程的计算式用总转数表示的轴承基本额定寿命方程的计算式为：L10=C/P式中L10——轴承的基本额定疲劳寿命（106r）; C——对向心类轴承为径向当量动负荷（N），对推力类轴承为轴向当量动负荷（N）；P——对向心类轴承为径向当量动负荷（N），对推力类轴承为轴向当量动负荷（N）；ε——寿命指数，对球轴承ε=3，对滚动轴承ε=10/3。式5-1为我国国家标准和国际标准规定的滚动轴承基本额定寿命的标准计算式。轴承疲劳轴承寿命试验机的转数记录仪，可以准确地记录下轴承疲劳试验的总转数，得以方便与计算结果相对照。4、基本额定寿命方程的适用范围基本额定寿命方程5-1适用于具备以下技术条件的滚动轴承在额定疲劳寿命计算；轴承的外形尺寸选自由国家相应标准规定的轴承尺寸范围；轴承用优质淬硬钢材制造并且加工质量良好；轴承滚动接触表面的表面质量（包括几何形状精度和材质等）合乎常规标准。这些轴承必须安装正确，润滑充分，无外界杂质侵入而且不是在极端条件下运转。当不符合这些条件时，使用式5-1的计算结果便会发生偏差。为了抵消这样的偏差，就必须将按式5-1计算所得的结果乘上相应的修正系数。5、基本额定寿命方程的应用限制基本额定寿命方程5-1不适用例如有装填满的深沟球轴承，或在滚动体与套圈滚道之间的接触面积上有相当大缺口的其他种类轴承，因为这种缺口影响到接触区的承载能力。式5-1还不适用滚动体直接在轴或座孔表面上运转的场合，除非相应的轴或座孔完全按照滚动轴承承载元件的技术条件制造。当轴承在实际使用时其所承受的负荷为非正常分布（例如由于轴线不对中，外壳或轴有较大变形，滚动体的离心力作用或其他高速效应，以及向心轴承采用特别大的游隙或施加预负荷等情况造成），按式5-1计算其基本额定寿命时，就不能取得满意的结果。
轴承设计寿命计算公式
当轴承的可靠性不为90%时，应加入可靠性寿命修正系数（表7）
表7可靠性寿命修正系数a1
可靠度（%）
90
95
96
97
98
99
a1
1
0.62
0.53
0.44
0.33
0.21
（2）运转条件的寿命修正系数a3
●正常运转条件下，可取a3＝1；
●润滑条件十分理想时，可取a3＞1；
●润滑条件不好时，可取a3＜1。
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
则???
若????
则???
●反排列：若
则???
若??? ?
则???
八、成对轴承当量动载荷
（3）特殊的轴承性能寿命修正系数a2
●采用夹杂物含量非常低或经过特别分析处理的钢材，可取 ；
●采用特殊的材料、工艺或设计，而润滑却不良时，a2通常不能大于1的值；
●若采用特殊的热处理造成材料硬度降低而导致轴承寿命下降，应选取相应减小的a2值。
五、载荷系数fp
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fp
载荷性质
fp
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
轴承的寿命计算
一、额定寿命与额定动载荷1、轴承寿命在一定载荷作用下，轴承在出现点蚀前所经历的转数或小时数，称为轴承寿命。
由于制造精度，材料均匀程度的差异，即使是同样材料，同样尺寸的同一批轴承，在同样的工作条件下使用，其寿命长短也不相同。
若以统计寿命为1单位，最长的相对寿命为4单位，最短的为0.1-0.2单位，最长与最短寿命之比为20-40倍。
为确定轴承寿命的标准，把轴承寿命与可靠性联系起来。
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。
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二、轴承寿命的计算公式：洛阳轴承厂以208轴承为对象，进行大量的试验研究，建立了载荷与寿命的数字关系式和曲线。
式中：L10--轴承载荷为P时，所具有的基本额定寿命(106转)C--基本额定动载荷Nε--指数对球轴承：ε=3对滚子轴承：ε=10/3P--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。
通常取机器的中修或大修界限为轴承的设计寿命，一般取Lh'=5000，对于高温下工作的轴承应引入温度系数ftCt=ftCt ≤120 125 150 200 300ft 1 0.95 0.90 0.80 0.60上两式变为：对于向心轴承对于推力轴承三、当量动载荷P的计算在实际生产中轴承的工作条件是多种多样的，为此，要把实际工作条件下的载荷折算为假想寿命相同的实验载荷--当量载荷。
《轴承寿命计算》课件
轴承寿命计算的影响因素
1 内载荷
内载荷对轴承寿命有直接 影响，需要准确计算和评 估。
2 外载荷
外载荷也是影响轴承寿命 的重要因素，需综合考虑 多种外载荷。
3 轴承材料
轴承材料的质量和性能会 影响轴承的使用寿命，选 择合适的材料很重要。
《轴承寿命计算》PPT课件
本课件将介绍轴承寿命计算的重要性、常用计算方法、影响因素以及实例分 析。结论总结计算方法及展望未来。
介绍
轴承寿命的定义和计算的重要性。
轴承寿命的常用计算方法
传统的基于寿命理论的计算方法
基于传统寿命理论进行轴承寿命计算，考虑因素包括轴承载荷和运行条件。
基于统计模型的计算方法
结论与展望
总结计算方法及其优缺点
归纳总结传统方法和统计模型计算轴承寿命的优缺点，提供评估和选择依据。
对未来的预测和展望
展望未来轴承寿命计算的发展方向，探讨新的计算方法和技术应用。
参考文献
1. XXX, XXX. （年份）. XXX（文献名称）. XXX（期刊名称）,XX(XX),XXX-XXX. 2. YYY, YYY. （年份）. YYY（文献名称）. YYY（期刊名称）,YY(YY),YYY-YYY. 3. ZZZ, ZZZ. （年份）. ZZZ（文献名称）. ZZZ（期刊名称）,ZZ(ZZ),ZZZ-ZZZ.
4 轴承几何形状
轴承几何形状的精确度和设计对寿命计算也 有清洁度，对寿命 计算也需要考虑。
实例分析
1
基于传统方法计算轴承寿命的案例
详细介绍基于传统寿命理论进行轴承寿命计算的实例，包括计算公式和具体步骤。
2
基于统计模型计算轴承寿命的案例
轴承寿命的计算.
计算轴承寿命
L10h = 1,000,000 x (C/P)p 60 x n
L10h:工作小时 n:轴承工作转速
C:额定负荷. P:当量负荷.
SKF新的寿命计算方法
• 现已被ABMA/ISO接受
Lna = a1·aSKF (C/P)p
• 新寿命方法陈述了两个基本概念
1.将疲劳负荷极限和其他几项与润滑及污染有关的因
当负荷 P0 = C0时 静态安全因素s0将为 1
正确认识额定动载荷C
额定动载荷仅是由轴承的若干基本 几 何尺寸计算而来 C ~ (la· cos)7/9· z3/4· Dw 29/27 与轴承实际制造质量和使用性能密切 相关的密切相关的很多因素, 并不能 通过C值反映: 材料质量 热处理工艺 内部结构设计 内部几何形状 制造精度 公差控制 表面硬度 滚动体与滚道的切合程度 内部摩擦
谢 谢 大 家！
其中疲劳极限pu是一个全新的概念若承受的负荷低于pu值则轴承不会产生疲劳失效损坏新寿命方法修改了调整的寿命等式以计算将理论更进一步联系实际的新发现skf与可靠性相关的寿命修正系数
轴承寿命的计算
测算轴承寿命真空吸尘器的寿命可为1000小时
典型工业应用的寿命约为40,000小时，或4-5年 左右 较昂贵的机器一般设计的使用寿命较长 –造纸机轴承设计的使用寿命为10-20万小时 （10-20年）
素也考虑其中 2.其中疲劳极限Pu是一个全新的概念，若承受的负 荷低于Pu 值，则轴承不会产生疲劳失效（损坏）
• 新寿命方法修改了调整的寿命等式以计算将理 论更进一步联系实际的新发现
调整的寿命公式中参数的选取:a1
• • • • • • • • a1 与可靠性相关的寿命调整系数. aSKF 与可靠性相关的寿命修正系数. 表现为以下相关方面: 轴承安装是否正确 轴承与相关零件选择的配合公差的选择是否合适 轴承在运行时的润滑状况 轴承在运行时的工作状态(外部的温升,振动,密封) 其他因素
轴承寿命的计算
轴承寿命的计算1、 基本额定动负荷基本额定动负荷表示轴承耐滚动疲劳的能力 （即负荷能力），是指大小和方向一定的纯径向负荷（对于向心轴承）或中心轴向负荷（对于推力轴承），在内圈旋 转外圈固定（或内圈固定外圈旋转） 的条件下，该负荷 下的基本额定寿命可达 100万转。
向心轴承与推力轴 承的基本额定动负荷分别称做径向基本额定动负荷与 轴向基本额定动负荷，用 Cr 与Ca 表示，其数值录入 轴承尺寸表。
2、 基本额定寿命式1表示轴承的基本额定动负荷， 当量动负荷及基本额定寿命之间的关系。
轴承以固定的转速时，用时间表示寿命更为方便，一卩（皿需【粹为1Ml “金耐盟⑴"和毎虞乘謐①“朝示谱汁於Lio: L TP ：耳 M ：动ftff. Ndtgf} t;舉水fig 宦动血荷・! < 的連、rpinP :"命他 球轴* ............... P=3険• f■轴承………P = 10/3U ：书皑或轮強伍丫包mm因此，作为轴承的使用条件，设当量动负荷为 P ,转速为n ，则满足设计寿命所需要的轴承基本额定动 负荷c 可由式4计算。
从轴承表选岀满足c 值的轴承， 即可确定轴承的尺寸。
机械要求的轴承必需寿命请参 考表4。
3、根据温度进行的基本额定动负荷的修正与轴承的 尺寸稳定处理轴承在高温下使用时，材料组织会发生变化、硬度降低，基本额定动负荷将比常温下使用时减小。
材 料组织一旦发生变化，即使温度恢复到常温也不会复原。
因此，在高温下使用时，必须将轴承尺寸表的基本额定动负荷乘以表1的温度系数进行修正。
表i 温度系数轴承长时间在120摄氏度以上的工作温度下使用时，由于经一般热处理的轴承尺寸变化大，必须进行 尺寸稳定处理。
尺寸稳定处理与使用温度范围如表2所示。
但经尺寸稳定处理的轴承硬度降低，有时基本额定动负荷 会减小。
Li«h"5onh/然幽稠定弁命・10’转 从衣额足胖話、h E 本檢定齐命，km如式2所示。
关节轴承寿命
ak=
载荷特性寿命系数
0.42
fp=
0.083
载荷变化频率
ak=
载荷特性寿命系数
0.42
fp=
0.083
at=
温度寿命系数
1
ap=
载荷寿命系数
9.720843 G=
15.3
av=
滑动速度寿命系数
45
av= 45.61324189
az=
轴承质量与润滑寿命系数
0.2
KM=
与摩擦副材料相关系数 2.59E+05
k=
耐压系数，见表7-1-44
P=
当量动载荷；向心=Xr*Fr,角接触 =Xra*Fr，推力=Ya*Fa
Cd
关节轴承额定动载荷
150 10880 42000
pV= 0.00029089*β*f*dm*ζ*k*P/Cd 295.0105101
关节轴承寿命L计算
L=
4842665.906
次
56.04937391
载荷变化频率
b= av=
GE…ET系列
mm/s <300
°
次/min
t
mm
关节轴承摆动1次时间
1
s
N/mm2
<150
N
Fr或者 Fa=
6400
N
N
N/mm2
<300
Xr或Xra或Ya=
1.7
天
载荷变化频率
HZ
如果需要计算
0.412255178
载荷变化频率 0.0488
HZ
如果需要计算
第一系数 0.433 第二系数 4.3005
1球面滑动速度V计算
轴承寿命的计算[1]
![轴承寿命的计算[1]](https://img.taocdn.com/s3/m/1426c1144693daef5ff73d76.png)
轴承寿命的计算１、大体额定动负荷大体额定动负荷表示轴承耐转动疲劳的能力（即负荷能力），是指大小和方向必然的纯径向负荷（关于向心轴承）或中心轴向负荷（关于推力轴承），在内圈旋转外圈固定（或内圈固定外圈旋转）的条件下，该负荷下的大体额定寿命可达100万转。
向心轴承与推力轴承的大体额定动负荷别离称做径向大体额定动负荷与轴向大体额定动负荷，用Cr与Ca表示，其数值录入轴承尺寸表。
２、大体额定寿命式１表示轴承的大体额定动负荷，当量动负荷及大体额定寿命之间的关系。
轴承以固定的转速时，用时间表示寿命更为方便，如式２所示。
另外，对于铁路车辆或汽车等用行车距离(km)表示寿命较多，如式３所示。
因此，作为轴承的使用条件，设当量动负荷为P，转速为n，则满足设计寿命所需要的轴承基本额定动负荷c可由式４计算。
从轴承表选出满足c值的轴承，即可确定轴承的尺寸。
机械要求的轴承必需寿命请参考表４。
３、依照温度进行的大体额定动负荷的修正与轴承的尺寸稳固处置轴承在高温下利历时，材料组织会发生转变、硬度降低，大体额定动负荷将比常温下利历时减小。
材料组织一旦发生转变，即便温度恢复到常温也可不能恢复。
因此，在高温下使用时，必须将轴承尺寸表的基本额定动负荷乘以表１的温度系数进行修正。
表１温度系数轴承工作温度°C 125125175200250温度系数(fT)11轴承长时刻在120摄氏度以上的工作温度下利历时，由于经一样热处置的轴承尺寸转变大，必需进行尺寸稳固处置。
尺寸稳定处理与使用温度范围如表２所示。
但经尺寸稳定处理的轴承硬度降低，有时基本额定动负荷会减小。
表２尺寸稳固处置尺寸稳定处理代号使用温度范围S0 S1 S2超过100摄氏度到150摄氏度超过150摄氏度到200摄氏度超过200摄氏度到250摄氏度４、修正额定寿命式１表示的是靠得住性90%的大体额定寿命（L10)，依照用途的不同，有时也需要靠得住性高于90%的高靠得住性寿命。
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） 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：若则 若 则 ●反排列：若则 若 则 八、成对轴承当量动载荷 根据基本公式：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。
九、修正额定寿命计算 对于要求不同的可靠度、特殊的轴承性能以及运转条件不属于正常情况下的轴承寿命计算时，可采用修正额定寿命计算公式：式中：──特殊的轴承性能、运转条件以及不同可靠度要求下的修正额定寿命（106转）；a1──可靠度的寿命修正系数；a2──特殊的轴承性能寿命修正系数；a3──运转条件的寿命修正系数。
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在正 常游 隙值 情况 下 ｆ ＝８ 。则 由 （ ） ｒ ６ １ 式得 Ｃ 出＝ １０ ０ Ｎ。对于 向心关 节 轴承 取 Ｃ ＝Ｃｒ ．８ｘ１。 ｄ ｄ ｃ 当向心关 节 轴承 承受 不 变 的径 向和 轴 向联 合 载荷 时 ， 当量动 载荷 为 其
Ｐ＝Ｘ Ｆ 。
４． ５ ｘ １ Ｎ。 ２ ０
厚 中心 径 ， Ｄ。 即 ＝３ ５ Ｄ ， 其 分 别 代 入 （ ０） ．２ 将 １ 和 （ ３ 式 ， 得 星 形 套 和 钟 形 壳 的 最 大 应 力 分 １） 可
别 为
一 ２８ ～圳２ 。 ㈥ ６ ８ ㈥
两者 应 力差 为 ４ ． １ 。 ７６％
［ ］ 石宝枢 ， ３ 赵晓红． 球笼式万 向节 内部结构 主参数 的设
（ ） ０ ４ 。此 时 ， 组 节 圆直 径 小 于 壁 厚 ２ Ｋ＝ ． ５ 球
中心 径 ， Ｄ ＝２ ８Ｄ ， 其 分 别 代 入 （０） 即 。 ．８ 将 １ 和 （３ 式 ， １ ） 可得 星形套 和钟 形壳 的最 大应 力分别 为
５ ～ ６ 。 ８ ㈤ ３ ㈥
两者 应力 差 为 ６ ． １ 。 ２１％ （） ３ Ｋ＝０ ５ 。 此 时 ， 组 节 圆 直 径 大 于 壁 ．５ 球
式得 Ｖ ４ ８ ～ ｍｍ ｓ ＝ ． ５ｘ１ ０ ／。
＝１０ ８ 。因 此 ， （ ） 由 ３
载荷 特性 寿命 系数
该轴 承 的名义 接触 应力 为 Ｐ＝ｋ ，
（） ４
Ｏ——温度寿命系数 ／ ． 滑 动速 度 寿命 系数 载荷寿命系数 Ｏ——轴承质量与润滑寿命系数 ｔ 摆角 ， 。 （） 卜 折算 系 数
１４ ５ 则 Ｏ 。 ． ８ｘ１ ～。
将各参数值代入（ ） ５ 式得 Ｌ ９ ６Ｘ ０ ｒ与要求 ＝ ． ～ ， １
《 轴承｝ ０ １ Ｎ ． ２ １ ．ｏ ６
的 ８× ０ 左 右 的磨损 寿命 差距 很大 。 １ ｒ
璺 Ｑ 二２
轴承
２ １ 年６ ０ １ 期
Ｃ １—１ ４ ／ Ｈ Ｂｅ ｒｎｇ２０１１， Ｎ４ １８Ｔ ａｉ Ｎｏ． ６
７ —８
向心关 节轴承 寿命计算方法解析
陈江杰 ， 刘金 邦
（ 扬州市罗 氏轴承制造 有限公司 ， 苏 扬州 ２ ５０ ） 江 ２ ８ ０
— — — — — —
式中： ｋ为耐 压系数 ， 由文献 ［ ］ ｋ ＝１０ １得 ０ 。则ｐ＝
３ ７ ９． ２ ＭＰａ。
该 轴承 的磨 损寿命 为
Ｌ ｋｔ￣ ｖ ｚ Ｌ： ＯＯ ｔ ｐ
—
ＫＭ Ｃｄ
，
（ ） ５ ）
Ｏ＝ ｔ
Ｏｐ＝ Ｇ／ ｔ Ｐｂ
，
４ 矾， ｆ“
—
与摩擦 副 材料 有关 的系数
Ｌ ——关节轴承初润滑寿命 ， 摆次 （） ｒ ｐ —— 名 义接 触应 力 ， ａ ＭＰ Ｐ —— 关 节轴 承 当量动 载荷 ， Ｎ 关 节 轴承 球面 滑动 速度 ， ｍ／ ｍ ｓ 向心轴 承 当量动 载荷 系数
— — — — — —
由文 献 ［ ］ ， ＝１ｄ １得 ， ＝
０ ５ ０５ ． ４～ ． ５是 优 化设 计 的最 佳结 果 。 参 考 文献 ：
［ ］ 张栋 ． １ 失效分析 ［ ． Ｍ］ 北京 ： 国防工业出版社 ，０ ４ ２０ ．
［ ］ 阮忠唐 ． ２ 联轴器 、 离合器设计 与选用 指南 ［ ． Ｍ］ 北京 ：
化 学工 业 出 版社 ，０ ６ ２０ ．
（ ７ １）
提下 ， 大 限度地提 高 Ｋ值 。 最 现对 Ｋ值 进 行 如 下 求 解 ： 一般 钟 形 壳 有 效 壁
ｎ
现讨论 ３种 情 况 下 星 形 套 与 钟 形 壳 的 应 力
厚应 不小 于＝ 由球 笼式 万 向节 的几 何关 系 可得 ，
斗
（） １ Ｋ＝０５ ． 。此 时 ， 组 节 圆直 径 等于壁 厚 中 球
［］ ｓ．
（ 辑 ： 朝杰 ） 编 温
（ ｏ ６ ）
在 其他 计 算 步骤 不 变 的情 况 下 ， 各 参 数 值 将
（ 上接 第 ３页 ）
由 （４ １ ）～（ ６ 式得 １）
Ｄ。 ６ ４ Ｄ 。 ： ． Ｋ
差。
厚 中心 直 径 时 ， 形 套 和 钟 形 壳 的 应 力 差 最 小 。 星 所 以产 品设 计 时 ， 在 满 足 钟 形 壳 有 效 壁 厚 的 前 应
代入 （ ） 得 Ｌ＝ ２２ ６ｒ ６式 ８ ５ 。即 Ｇ １ ０ Ｓ向心关 节 Ｅ４Ｘ
２ 分析及 计算
按 照文 献 ［ ］ 算 所 得 的关 节 轴 承磨 损 寿命 １计
轴承磨 损 寿命 总摆动 次 数 为 ８ ５ ， ２２６ｒ满足 ８×１ ０ ｒ 右 的要 求 ， 左 与该 轴 承 的 实 际 工 作 寿 命 比较 一
摘要 ： 针对现行 向心关节轴承磨损 寿命计 算方法求 出的寿命值 与实际寿命 不相符的问题 ， 对向心关 节轴承 的受 力及磨损机理进行 了分析 ， 认为现行磨损 寿命 计算方法 中采用 当量 动载荷 进行计算是不恰 当的 ， 应采 用名义接 触应力替换 当量 动载荷进行计算 。示例表 明， 用名义接触应 力替换 当量 动载荷后 计算得 到 的磨 损寿命 与实 际
摆动次数在 ８ １ 左右 ， ×０ｒ 按照文献 ［ ］ １ 计算其磨
损寿命 。
该 轴 承 的径 向额定 动载 荷为
Ｃ ｒ ｉＣ ｄ＝ ｔｄ ， （） １
矾— —关 节 轴承 滑动 球 面公称 直 径 ， ｍｍ ｄ—— 滑 动球 面等效 直径 ， ｍｍ 卜
— —
关 节 轴承摆 动 频率 ， ｉ ｍｎ １ Ｉ 向心 轴承 额定 载荷 系数 ， ａ ＭＰ
两者 应力 差为 ５ ． ％ 。 ３９
解 得 Ｋ＝ ．４ ， Ｋ＝ ． ４～ ． ５。 ０ ５７ 取 ０５ ０５
４ 结论
（） １ 球笼 式 万 向节 的钢 球 与星 形 套 和 钟 形 壳 间的最 大接 触应力 与 载荷 的立方 根成 正 比 。 （） ２ 星形 套 最 大 接触 应 力 始终 大 于钟 形 壳 最 大 接 触应 力 。产 品设 计 时 ， 力 求 避 免 两 者 应 力 应 差 过 大 ， 大 限度 地 使 两者 实 现 最佳 的接 近 。 最 （ ） 笼 式 万 向 节 球 组 节 圆 直 径 系 数 Ｋ＝ ３球
１ 问题 的提 出
向心 关 节 轴 承 Ｇ １ ０ Ｓ Ｅ ４ Ｘ 的各 参 数 为 ： ７ Ｃ＝ ０
收稿 日期 ： １ ０ ０ ； 回 日期 ：０ １ １ ２ ２ １— ｌ一 ６ 修 ０ ２ １ —０ — ９
由文献［ ］ ，ｋ １ ＝１ ＝ ． ， ８．３ ， ＝ １知 Ｏ ＝ ， ｔ ， ０６ Ｇ＝ ０５３ｂ
Ｌ＝Ｏ ＯＯ ｚ ， ｇ ／／ Ｏ — ｋｔ。 ／ ｐ ｖ
ｐ＝Ｃ／ ｐ。
后计 算得 到 的磨 损 寿命 与实 际寿命 比较 相符 。 参 考文献 ：
［ ］ Ｊ／ ５ ５ ２ １ ， 节 轴 承 额 定 动 载 荷 与 寿 命 １ Ｂ Ｔ ８６ － ０ ０ 关
荷 。实例 表 明 ， 名 义 接 触 应 力 替 换 当量 动 载 荷 用
运转中还要进行摆 动， 接触面在长期运转 中因磨 损 而 损坏 ， 接 触 面 受 力 大 小 直 接 影 响轴 承 的 寿 故
命 。由此 可 以推断 ， 上 述 （ ） 中代 人 当量 动 载 在 ５式 荷进 行寿命计算 是不 准确 的 ， 计算 关节 轴 承磨 损 在 寿命 ￡时应 代人名义 接触应力 ｐ才 是合适 的。即
致。
值较小 ， 与轴承实 际工作 寿命 不相符。向心关 节 轴 承 实际工 作 中受 到 的径 向力 Ｆ 和 轴 向力 Ｆ 作
用 在 内 、 圈 接 触 的工 作 面 上 ， 、 圈接 触 面 在 外 内 外
３ 结 束 语
向心 关节 轴承 实 际工 作 中接 触 面受 力 大 小 直 接影 响轴 承 的 寿 命 ， 因此 ， 计 算 其 磨 损 寿 命 时 ， 在 应该 以名 义 接 触 应 力 进 行 计 算 ， 而不 是 当 量 动 载
Ｃ — — 关节 轴 承径 向额定 动 载荷 ， Ｎ
ｍｍ ， ｄｋ＝ １ ０ ｍｍ ， ８ Ｆ ＝５ Ｎ， ０ ｋ Ｆ ＝２ ０ ｋ ， ：２。， ５ Ｎ
ｆ＝ ｄ＝４ ６ ０。ｒｓ ４ｒ ／ ． ３ｘ１ 。 。摩 擦 副 为 钢／ ， 润 ／ 钢 脂 滑 ， 一 般工 况下 工作 （ 在 室温 ）其 磨损 寿 命 要求 总 ，
由上述计算可知 ， 无论 Ｄ Ｋ取何值 ， 。或 星形 套最大接触 应力始终 大于钟 形壳 的最大接 触应
力 。上 述 ３种 情 况 ， 有 当 球 组 节 圆直 径 大 于 壁 只
计计算 ［ ］ 轴承 ，０ ７ １ ）５— ． Ｊ． ２ ０ （０ ： ９
（ 编辑 ： 温朝 杰 ）
心径 ， Ｄ ３２ 将其分别代入 （０ 和 （３ 即 。＝ ．Ｄ ， １） １） 式 ， 得 星形套 和钟 形壳 最 大应力 分别 为 可
５Ｄ 一— 一 Ｄ ＝ ６ ４ ． ＫＤ ，
厶
， ）
ｃ＝６ ）ｃ＝９ ） ｒ＝ ｒ＝ ４ ２ （ ， （ 。 ７ ７
Ｆ — — 轴 向载荷 ， Ｎ Ｆ —— 径 向载 荷 ， Ｎ Ｇ — 系数 —
— —
（） ２
耐 压模 数 ， ａ ＭＰ
—
由 Ｆ／ ０２ 得 Ｘ ＝１７ ， 而 由 （ ） 得 Ｐ＝ Ｆ ＝ ． ， ． 从 ２式 工作 球 面滑 动速度 为
＝ ．０ ２ ９ ８９×１ ～Ｂ ｋ ０ Ｙｄ ， （） ３
寿命相 吻合 。 关键词 ： 向心关节轴承 ； 寿命 ； 磨损 ； 名义接触应力 ； 当量动载荷 中图分类号 ：Ｈ ３ ．１ Ｔ Ｉ ３３ 文献标 志码 ： Ｂ 文章编号 ：０ ０— ７ ２ ２ １ ）６— ０ Ｏ １０ ３ ６ （ ０ １ ０ ０ ７一 ２