轴承的选择校核
滚筒洗衣机轴承寿命计算与选型校核
滚筒洗衣机轴承寿命计算与选型校核化范猛【摘要】滚筒洗衣机的内桶是依靠外桶上的两个深沟球轴承支撑,在电机的带动下,完成旋转动作.在洗涤阶段,内桶以很低的转速转动,桶内负载从低处被带到高处,以一定角度抛出形成摔打,使负载上附着的污渍与负载分离;在脱水阶段,内桶高速旋转,桶内负载在离心力的作用下与水分剥离.轴承作为传动的核心部件,在整个洗衣过程中一直处于旋转状态.本文将通过相关部件受力分析,计算轴承的使用寿命,为轴承选型提供依据.【期刊名称】《家电科技》【年(卷),期】2019(000)003【总页数】3页(P46-47,105)【关键词】轴承;受力分析;疲劳寿命;选型【作者】化范猛【作者单位】惠而浦(中国)股份有限公司安徽合肥230000【正文语种】中文1 引言轴承的主要功能是支撑机械旋转体，降低其运动过程中的摩擦系数并保证其回转精度。
滚筒洗衣机所用的两个轴承为两面带骨架式橡胶密封圈的深沟球轴承。
轴承压入设备通过压头将安装载荷平行于轴承安装孔轴线均匀的施加在轴承外圈上，再将轴承压入到轴承座的孔中，在洗衣过程中，轴承承受径向载荷。
偏心载荷的质量、内桶的容积、脱水偏心控制规格、两轴承的型号和之间的距离都是影响轴承寿命的因素。
2 内桶及转轴受力分析滚筒洗衣机的内桶构成主要包括内桶、内桶三脚架等；内桶三角架和内桶通过螺纹连接固结于一体。
另外，内桶三脚架包括转轴和三脚架，其中转轴的一端通过键的形式与三脚架压铸在一起，转轴的另一端与皮带轮或直接与电机连接。
当电机工作时，电机将输出力矩传递给转动轴，进而带动内桶做旋转运动。
滚筒洗衣机在脱水过程中，桶内的负载是随机分布的，为方便计算内桶的受力情况，假设内桶为刚体，同时将系统结构受力进行简化。
通过力学分析，任何状态分布的负载均可转化为均匀负载m和偏心负载m1的叠加[1]，如图1所示。
内桶在脱水过程中受到均匀负载产生的离心力Fm，偏心负载产生的离心力Fm1以及内桶本身的重力G。
滚动轴承寿命校核
70000B(=40°) Fd=1.14Fr
2
Fa1 C0
1005.05 20000
0.0503
Fa 2 C0
605.05 20000
0.0303
由表2进行插值计算，得e1=0.422，e2=0.401。再计算
5、应用
例 设某支撑根据工作条件决定选用深沟球轴承。轴承径向载
荷Fr=5500N，轴向载荷Fa=2700N，轴承转速n=1250r/min,装轴
承处的轴颈直径可在50~60mm范围内选择，运转时有轻微冲击，
预期计算寿命Lh’=5000h。试选择其轴承型号。
解
1. 求比值
Fa Fr
2700 5500
产生派生轴向力的原因：承载区内每个滚动体的反力 都是沿滚动体与套圈接触点的法线方向传递的。
轴承安装不同时，产生的派生轴向力也不同。
工作情况2
派生力的方向总是由轴承宽度中点指向轴承载荷 中心。
S的方向：沿轴线由轴承外圈的宽边→窄边。
轴承所受总载荷的作用线与轴承轴心线的交点 ， 即 为轴承载荷中心（支反力的作用点）。
4、滚动轴承寿命的计算公式
4.1 轴承的载荷-寿命曲线
如右图所示曲线是在
大量试验研究基础上得出
的代号为6208轴承的载荷寿命曲线。其它型号的轴
承也有与上述曲线的函数
规律完全一样的载荷-寿命
曲线。
该曲线公式表示为：
轴承的载荷-寿命曲线
L10
(C P
)(106 转)
式中，L10的单位为106r。 P为当量动载荷（N）。
角接触球轴承及圆锥滚子轴承的派生轴向力的大小取 决于该轴承所受的径向载荷和轴承结构，按下表计算。
§13-4 滚动轴承的寿命计算
滚动轴承的选择与校核(1)
球
圆柱滚子
滚针
滚子 圆锥滚子
鼓形滚子
2021/4/6 除滚动体外，其它元件可有可无
2
3. 滚动轴承的主要类型 径向接触轴承
向心轴承
00
主要承受 Fr
球轴承亦能承受较小 Fa
向心角接触轴承
按公称接触角
分类
推力轴承
00 450 同时承受 Fr 和 Fa
推力角接触轴承
450 900 主要承受 Fa
用 L10 表示。
（失效概率为10％）
1 L10 10 6 r
2021/4/6
对单个轴承而言，能达到此寿命的可靠度为 90% 14
2、轴承的寿命计算式
（1） 载荷-寿命曲线
d 轴承型号
深沟球轴承
D
B
Cr (KN )
机械设计
C0r (பைடு நூலகம்N )
6205
25 52 15 10.8
6.95
6206
30 62 16 15.0 10.0
FA S1 正装简图 S2
正装时跨距短，轴刚度大；
FA
反装时跨距长，轴刚度小。
S1
反装简图
S2
问题：两个角接触轴承朝一个方向布置合适吗？
2021/4/6
21
3）角接触轴承的轴向载荷Fa
机械设计
当外载既有径向载荷又有轴向载荷时，角 接触轴承的轴向载荷 Fa ＝？
— 要同时考虑轴向外载 FA 和派生轴向力 S 。
而左轴承被放松， 故： Fa1 S1 （放松端）
2021/4/6
23
么么么么方面
➢Sds绝对是假的
机械设计
机械设计
1
2
S1′
滚动轴承的选择及校核计算
滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承的预计寿命 h L h45568283568=⨯⨯⨯=' 一.蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择采用角接触球轴承，其型号为7212AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2211060⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 2.46=基本额定动载荷kN C r 2.58=极限转速m in /5300max r V =2.寿命计算因为蜗杆所受的轴向力向左N d T F F a t 49021121===N d T F F t a 323222221===N F F F t r r 1507tan 221===α该轴承所受的径向力N F F r r 5.753211== 对于7000AC 型轴承，查P322表13-7轴承派生轴向力r d F F 68.0=12d ae d F F F =+kN F F d a 4.51222=='kN F F F ae d a 4.374421=+=' 又e F F r a =>=68.03.4所以可得出87.0,41.0==Y X当量动载荷N YF XF P a r 6.3566=+=因为是球轴承，所以取指数3ε=轴承寿命计算h P C n L h 50498)57.32.58(14306010)(6010366=⨯⨯=='ε 所以该轴承满足寿命要求。
二.涡轮轴上轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择选择角接触轴承，其型号为7213AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2312065⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 5.52=基本额定动载荷kN C r 5.66=2.计算涡轮轴的径向力N F F F a r V r 75.373160224880221=⨯-⨯= N F F F V r r V r 25.1133122=-=N F F t H r 16161608021== N F F F H r r H r 1616122=-=所以可以得出N F F F H r V r r 7.165821211=+=N F F F H r V r r 8.197322222=+=对于7000AC 型号的轴承r d F F 68.0=N F F r d 9.112768.011==N F F r d 2.134268.022==所以可得N F F F d ae a 2.1832221=+=N F F d a 2.134222== 又68.08.19732.134222==r a F F 所以可以得出0,1==Y X 轴承的当量动载荷N F P r 8.197322==h P C n L h 445726)97.15.66(14306010)(6010363262=⨯⨯== 68.093.08.19732.183211>==r a F F 所以有87.0,41.0==Y X 当量动载荷N YF XF P a r 2274111=+=h P C n L h 291478)(60103161==。
机械设计方案课程设计方案,一减速器设计方案
课程设计说明书课程名称：一级V带直齿轮减速器设计题目：带式输送机传动装置的设计院系：材料科学与工程学院学生姓名：学号：专业班级：锻压08-1指导教师：吴雪峰《机械设计》课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张<A1）3. 轴零件图一张<A3）4. 齿轮零件图一张<A3）锻压系08-1班级设计者：指导老师：吴雪峰完成日期：成绩：_________________________________课程设计任务书带式输送机传动装置的设计摘要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高<一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广<可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广<齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。
因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。
本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。
其中小齿轮材料为40Cr<调质），硬度约为240HBS，大齿轮材料为45钢<调质），硬度约为215HBS，齿轮精度等级为8级。
轴、轴承、键均选用钢质材料。
关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器目录机械设计课程设计计算说明书1.一、课程设计任务书 (1)二、摘要和关键词 (2)2.一、传动方案拟定 (3)各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择 (3)三、计算总传动比及分配各级的传动比 (4)四、运动参数及动力参数计算 (6)五、传动零件的设计计算 (7)六、轴的设计计算 (10)七、滚动轴承的选择及校核计算 (12)八、键联接的选择及校核计算 (13)九、箱体设计 (14)《机械设计》课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张<A）3. 轴零件图一张<A）4. 齿轮零件图一张<A）系班级设计者：指导老师：完成日期：成绩：_________________________________=180）×6.05/<0.96HN1=506MPAHN2=480MPA[ [。
机械设计基础课程设计作业ZDD-2
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/85.99=11.16
2、分配各级传动比
（1）将中传动比分配到各级传动中，使满足i=i1*i2..in取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）
输出轴的设计计算1、按扭来自初算轴径选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P157页式（7-2），表（7-4）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.438/85.97)1/3=35.06mm
取d=35mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
机械设计课程设计计算说明书
**(科学出版社出版的<机械设计基础课程设计>的作业ZDD-2)**
一、传动方案拟定.
二、电动机的选择
三、计算总传动比及分配各级的传动比
四、运动参数及动力参数计算
机械设计-滚动轴承静强度计算
P0 = X0 Fr+Y0 Fa ≤
0
0
滚动轴承的静强度校核
静载荷系数X0与Y0静载荷系数ຫໍສະໝຸດ 0与Y0轴承类型X0
Y0
深沟球轴承
0.6
0.5
7000C
角接触球轴承
7000AC
0.4
0.5
7000B
圆锥滚子轴承
0.38
0.2
0.5
查设计手册
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滚动轴承的静强度校核
目
录
1
滚动轴承的静强度校核
2
静载荷系数X0与Y0
滚动轴承的静强度校核
国产高铁轴承
高铁轴承的研发实例
滚动轴承的静强度校核
滚动轴承的静强度校核
基本额定静载荷 C0（定义）：使受载最大的滚动体与内、外圈滚道接触处中心的接触应力
达到某一定值的载荷。
当轴承既受径向力又受轴向力时，可将它们折合成当量静载荷P0，应满足：
轴承的校核
计算项目及过程
结果
轴上轴承的寿命计算
预期寿命：
查载荷C=
1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由Ⅰ轴强度计算时可知：
不存在轴向力
2.求轴承当量动载荷P1和P2
因轴承运转中有中等冲击载荷，按课本表13-6，fp=~,取fp=.则
故P
验算轴承：取 ，圆锥滚子轴承
L = =
L = = >L
故III轴上的两个轴承满足要求。
精心搜集整理，只为你的需要
3.验算轴承寿命
因为P1=P2，所以按轴承的受力大小验算
L = >L
故I轴上的两个轴承满足要求。
II轴上轴承的寿命计算
预期寿命：
已知 ，
，圆锥滚子轴承30308，查表手册得当 时，X=，Y=；当 时，X=1，Y=0，其中 。
，
“压紧”“放松”判别：
压紧 放松
故 ， 。
计算当量载荷： ，则X=，Y=。
则有
则X=，Y=。
故
验算轴承：取 ，圆锥滚子轴承 ，
故II轴上的两个轴承满足要求。
III轴上轴承的寿命计算
预期寿命：
已知
，圆锥滚子轴承30313，查手册得当 时，X=，Y=当 时，X=1，Y=0，其中 。则应有：
“压紧”“放松”判别：
放松 压紧
故 ，
计算当量载荷： ，则X=，Y=。
有
则X=1，Y=0.
轴承寿命校核计算
计算过程结论1.已知条件： 1.1一级叶轮进口端为圆柱滚子轴承XXX ，另一端为背对背成对角接触球轴承XXX 。
1.2 额定转速：1450r/min 1.3XXX 额定动载荷为242000N ，成对XXX 额定动载荷为212000N 。
2.寿命校核计算2.1寿命校核计算公式,根据UL448-Approval standard 10.2如下： 6010⨯=N L L h 其中 333310)(αYF XF C P C L r +== （球轴承） 31031031031010)(αYF XF C P C L r +== （滚柱轴承） 参数： h L ——L-10等级，按小时计额定寿命；10L ——L-10等级的循环周期数；N ——额定转速 （转/分）； C ——轴承的额定动载荷（磅）； P ——轴承合力（磅）； X ——轴承径向载荷因数；r F ——轴承的径向动载荷；Y ——轴向载荷因数；a F ——轴承的轴向动载荷；2.2计算圆柱滚子轴承寿命：611310h>5000h角接触球轴承寿命：104202h>5000h 轴承寿命满足要求。
计算过程结论2.2.1轴承受力分析和计算受力分析图如下图所示：A端为圆柱滚子轴承，B端为背靠背成对角接触球轴承。
已知F=18201N，f=2209N，各尺寸关系如上图。
则通过计算得：F rA=9248.7N，F rB=8952.3N，F aB=2209N。
2.2.2圆柱滚子轴承寿命校核计算P A=F rA=9248.7N531847.9248/2420003/10310310AA10===）（）（APCL（106小时）6010⨯=NLL AhA=53184×106/（1450×60）=611310（时）611310h>5000h2.2.3 角接触球轴承寿命校核计算已知F rB=8952.3N，F aB=2209N，X B=1，Y B=0.55公式根据333310)(αYFXFCPCLr+==P B=X F rB+Y F aB=10167.25N6.906525.710167.9248/21200033B3BB10===）（PCL（106小时）6010B⨯=NLL Bh=9065.6×106/（1450×60）=104202（时）104202h>5000h。
滚动轴承选择与寿命校核计算
§9-1 概述滚动轴承依靠其主要元件间的滚动接触来支承转动或摆动零件，其相对运动表面间的摩擦是滚动摩擦。
图9-1 滚动轴承的基本结构滚动轴承的基本结构如图9-1所示，它由下列零件组成：(1)带有滚道的内圈1和外圈2；(2)滚动体(球或滚子)3；(3)隔开并导引滚动体的保持架4。
有些轴承可以少用一个套圈(内圈或外圈)，或者内、外两个套圈都不用，滚动体直接沿滚道滚动。
内圈装在轴颈上，外圈装在轴承座中。
通常内圈随轴回转，外圈固定，但也有外圈回转而内圈不动，或是内、外圈同时回转的场合。
常用的滚动体有球、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子等几种，如图9-2所示。
轴承内、外圈上的滚道，有限制滚动体侧向位移的作用。
图9-2 常用的滚动体与滑动轴承相比，滚动轴承的主要优点为：1、摩擦力矩和发热较小。
在通常的速度范围内，摩擦力矩很少随速度而改变。
起动转矩比滑动轴承要低得多(比后者小80～90%)；2、维护比较方便，润滑剂消耗较小；3、轴承单位宽度的承载能力较大；4、大大地减少有色金属的消耗。
滚动轴承的缺点是：径向外廓尺寸比滑动轴承大；接触应力高，承受冲击载荷能力较差，高速重负荷下寿命较低；小批生产特殊的滚动轴承时成本较高；减振能力比滑动轴承低。
§9-2 滚动轴承的主要类型及其代号一、滚动轴承的主要类型、性能与特点按滚动体的形状，滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。
按接触角的大小和所能承受载荷的方向，轴承可分为：1、向心轴承：公称接触角：0°45°，向心轴承又可细分为：A、径向接触轴承：＝0°，只能承受径向载荷(如圆柱滚子轴承)，或主要用于承受径向载荷，但也能承受少量的轴向载荷(如深沟球轴承)；B、向心角接触轴承：0°<45°，能同时承受径向载荷和单向的轴向载荷(如角接触球轴承及圆锥滚子轴承)。
2、推力轴承：公称接触角：45°<90°，推力轴承又可细分为：A、轴向接触轴承：＝90°，只用于承受轴向载荷；B、推力角接触轴承：45°<<90°主要承受大的轴向载荷，也能承受不大的径向载荷。
滚动轴承的校核计算及公式备课讲稿
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 寿命校核计算公式图17-6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PεL10=常数其中 P-当量动载荷，N；L10-基本额定寿命，常以106r为单位（当寿命为一百万转时，L10=1）；ε-寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=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L10为Cε×1=Pε×L10L10=(C/P)ε 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h （17.7）应取L10≥L h'。
L h '为轴承的预期使用寿命。
轴的设计计算及校核实例
轴的设计计算及校核实例
轴是用来支撑旋转的机械零件，如齿轮、带轮、链轮、凸轮等。
轴的设计计算主要包括选材、结构设计和工作能力计算。
以下是一个轴的设计计算及校核实例：
1. 按扭矩初算轴径：选用45#调质，硬度217-255HBS。
根据（）2表14-1、P245（14-2）式，并查表14-2，取c=115，得d≥115×(5.07/113.423)1/3mm=40.813mm。
考虑有键槽，将直径增大5%，则d=40.813×(1+5%)=4
2.854mm。
初选d=50mm。
2. 选择轴承：因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。
参照工作要求并根据，根据d=50mm，选取单列角接触球轴承7208AC型。
在进行轴的设计时，需要考虑多方面的因素，并进行详细的计算和校核。
如果你需要进行轴的设计计算，建议咨询专业的工程师或查阅相关设计手册。
滚动轴承的校核计算及公式
旋转轴承的安全系数S０可参考表17-10。若轴承转速较低,对运转精度和摩擦力矩要求不高时，允许有较大的接触应力,可取Ｓ0<1。推力调心滚子轴承，不论是否旋转，均应取S0≥4。
表17－9轴承静载荷安全系数S0（静止或摆动) ﻫ
表１7-10旋转轴承的安全系数Ｓ0ﻫ
Cε×1=Pε×L1０
Ｌ１0=(Ｃ／P)ε１06ｒ(1７．6）
若轴承工作转速为nr/mｉn，可求出以小时数为单位的基本额定寿命
ｈ(17.7）
应取L10≥Lｈ'。Lh'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。
ﻫ若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命Lｈ',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
2.轴承作用力在轴上的作用点ﻫ
轴上支点是在滚动体与滚道接触点法线与轴线交点上，见图１7-８。图中的O,距外端面的距离为a，此值可查手册。ﻫﻫ"７"类轴承O点如图１7－8所示。
图17-8
3.轴向力的计算ﻫﻫ分析角接触轴承所受的轴向载荷要同时考虑由径向力引起的附加轴向力和作用于轴上的其他工作轴向力,根据具体情况由力的平衡关系进行计算。ﻫﻫ图17-9中,FR和FA分别为作用于轴上的径向和轴向载荷,两轴承的径向反力为Fr1及Ｆｒ２,相应产生的附加轴向力则为Fs1和Fs2。作用于轴上的各轴向力如图1７-１０。
滚动轴承的校核计算及公式
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ﻩ
滚动轴承的校核计算及公式
轴承的校核
放松 压紧
故 ，
计算当量载荷： ，则X=0.4，Y=1.7。
有
则X=1，Y=0.
故P
验算轴承：取 ，圆锥滚子轴承
L = =
L = = >L
故 II轴上的两个轴承满足要求。
因轴承运转中有中等冲击载荷，按课本表13-6，fp=1.2~1.8,取fp=1.5.则
3.验算轴承寿命
因为P1=P2，所以按轴承的受力大小验算
L = >L
故 轴上的两个轴承满足要求。
5.2 II轴上轴承的寿命计算
预期寿命：
已知 ，
，圆锥滚子轴承30308，查表手册得当 时，X=0.4，Y=1.7；当 时，X=1，Y=0，其中 。
轴承的寿命校核
计算项目及过程
结果
5.1.I轴上轴承的寿命计算
预期寿命：
查机械设计手册可知深沟球轴承6007的基本额定动载荷C=16.2KN
1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由Ⅰ轴强度计算时可知：
不存在轴向力
2.求轴承当量动载荷P1和P2
，
“压紧”“放松”判别：
压紧 放松
故 ， 。
计算当量载荷： ，则X=0.4，Y=1.7。
则有
则X=0.4，Y=1.7。
故
验算轴承：取 ，圆锥滚子轴承 ，
故 轴上的两个轴承满足要求。
5.3 III轴上轴承的寿命计算
手册得当 时，X=0.4，Y=1.7当 时，X=1，Y=0，其中 。则应有：
轴承校核计算 计算表
序表 派生轴向力Fd计算步骤参数数值备注与图示轴向力Fae(N)(向左为正)400径向力Fre(N)900切向力Fte(N)2200表1 轴承预期计算寿命轮节圆d(mm)314距离a(mm)200距离b(mm)320左轴承径向力Fr1(N)1512.62右轴承径向力Fr2(N)875.66200Fa1=Fa2=Fa 轴承类型7000AC 左轴承派生轴向力Fd1(N)1028.58右轴承派生轴向力Fd2(N)595.45根据Fae判断被压紧轴承左侧轴承被压紧表2 径向动载荷系数X和轴左轴承轴向力Fa1(N)995.45右轴承轴向力Fa2(N)595.45轴承型号(查样本)7207C 基本额定静载荷C0(N)20000估算e值(首次取0.45)0.4在左侧填入数值估算左Fd1(N)605.05估算右Fd2(N)350.26根据Fae判断被压紧轴承右侧轴承被压紧右轴承轴向力Fa2(N)1005.05左轴承轴向力Fa1(N)605.05右轴承Fa2/C00.0503左轴承Fa1/C00.0303右轴承e20.4220左轴承e10.4013右轴承派生轴向力Fd2(N)369.51左轴承派生轴向力Fd1(N)607.01右轴承轴向力Fa2(N)1007.01左轴承轴向力Fa1(N)607.01轴承型号32206圆锥滚子轴承Y1值1.6圆锥滚子轴承左轴承派生轴向力Fd1(N)472.69调心滚子轴承右轴承派生轴向力Fd2(N)273.64调心球轴承根据Fae判断被压紧轴承左侧轴承被压紧已知条件轴承校核计算合集序：典型轴承模型受力分析说明：此模型广泛应用于齿轮或皮带/链传动。
(1)当为直齿轮或皮带/链轮时，轴向力Fae=0；(2)当为齿轮传动时，径向力Fre为齿轮的重力；当为皮带轮时，Fre为重力和预紧力的合力；(3)切向力Fte可以通过转矩T求得，T=Fte*d/2。
圆锥滚子轴承不经常使用的仪器间断使用轴承径向力每天8h运转两端为深沟球轴承时轴向力Fa(N)两端为7000C时的轴向力深沟球轴承角接触轴承两端为7000AC 或7000B时的轴向力24H连续运作机械轴承类型e平均值=0.4116两端为圆锥滚子轴承时的轴向力Fre Fae Fte a b d 将此值填入再次计算Fae Fae 面朝面安装背靠背安装12Y F F r d左轴承轴向力Fa1(N)673.64表3 轴承载荷系数fp 右轴承轴向力Fa2(N)273.64步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500表4 温度系数ft轴向载荷Fa(N)2500工作温度(℃)转速n(r/min)1250ft预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)50表5 NHK深沟球轴承样本轴承型号6310基本额定动载荷Cr(N)62000基本额定静载荷C0(N)38500相对轴向载荷Fa/C00.0649e值0.2649表2附1自动计算轴径载荷比Fa/Fr0.45对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 0.56表2轴向动载荷系数Y1.6338表2附1自动计算NHK圆锥滚子轴承样本载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4当量动载荷P(N)8597.30P=fp(XFr+YFa)指数ε3.00所需基本额定动载荷C61997.25C≤Cr 计算寿命Ls(h)5000.66Ls≥Lh NHK角接触球轴承样本步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500轴向载荷Fa(N)2500转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)30确定轴承类型圆锥滚子轴承(3系)轴承型号32206基本额定动载荷Cr(N)52000基本额定静载荷C0(N)60000圆锥滚子轴承e值0.38圆锥滚子轴承Y1值 1.6子轴承时的轴向力载荷性质将以上计算的Fr和Fa的较大值带入下方对应表格计算无/轻微冲击深沟球轴承(6系)校核计算中等或中等惯性冲已知条件强大冲击已知条件1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表52,计算当量动载荷P3，校核轴承额定动载荷或使用寿命轴承额定动载荷Cr满足要求寿命满足要求，可以使用校核基本额定动载荷C=校核寿命Lh，二者等效，校核其一即可圆锥滚子轴承(3系)或角接触球轴承(7系)校核计算1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表57系不用填若不合格则重新选择型号若不ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610相对轴向载荷Fa/C00.0417轴径载荷比Fa/Fr0.45系数e0.3800对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 0.4表2轴向动载荷系数Y1.6000载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4NHK圆柱滚子样本截图当量动载荷P(N)7440.00P=fp(XFr+YFa)指数ε3.33所需基本额定动载荷C44033.41C≤Cr 计算寿命Ls(h)8703.76Ls≥Lh 步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500此处只考虑轴向载荷转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)40载荷系数fp1.2表3温度系数ft 1表4当量动载荷P(N)6600.00P=fp*Fr 指数ε3.33所需基本额定动载荷C39061.90初选选择轴承型号N208基本额定动载荷Cr(N)43500基本额定静载荷C0(N)43000计算寿命Ls(h)7157.42Ls≥Lh步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500轴向载荷Fa(N)2500转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)50轴承型号基本额定动载荷Cr(N)基本额定静载荷C0(N)3,寿命计算寿命满足要求，可以使用2,计算当量动载荷P3，校核轴承额定动载荷或使用寿命轴承额定动载荷Cr满足要求寿命满足要求，可以使用校核基本额定动载荷C=校核寿命Lh，二者等效，校核其一即可圆柱滚子轴承(N系)选型计算已知条件1,计算轴承额定动载荷2,轴承选型查样本，如表5其他轴承校核计算已知条件1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表5不合格则重新选择型号若ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610相对轴向载荷Fa/C0#DIV/0!e值表2附1自动计算轴径载荷比Fa/Fr0.45对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 表2轴向动载荷系数Y表2载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4当量动载荷P(N)P=fp(XFr+YFa)指数ε球轴承 3.00所需基本额定动载荷C0.00C≤Cr 计算寿命Ls(h)#DIV/0!#DIV/0!附图1 双支点各单向固定附图1 一端固定一端游动说明：1，轴承类型的选择：a 载荷：滚子轴承用于较大载荷，球轴承用于中轻载荷；纯径向载荷一般用深沟球轴承、圆柱棍子轴承、滚针轴承；纯轴向载荷可选用推力轴承(较小的纯轴向载荷可选用推力球球轴承，较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承)；径向载荷+不大的轴向载荷可选用深沟球、角接触球(70000C\70000AC)、圆锥滚子(α=10~18°)；径向载荷+较大的轴向载荷可选用角接触球(70000AC/70000B)、圆锥滚子(α=27~30°)、向心轴承+推力轴承组合。
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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
PεL10=常数
其中P-当量动载荷，N；L10-基本额定寿命，常以106r为单位(当寿命为一百万转时，L10=1)；ε-寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=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L10为
Cε×1=Pε×L10
L10=(C/P)ε106r (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h(17.7)
应取L10≥Lh＇。
Lh＇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Lh＇，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N(17.8)
3当量动载荷
在实际工况中，滚动轴承常同时受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时将基本额定动载荷与实际载荷在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。
在当量动载荷作用下，轴承的寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。
当量动载荷P的计算公式是
P=XFr+YFa
式中Fr-径向载荷，N；Fa-轴向载荷，N；X，Y-径向动载荷系数和轴向动载
荷系数，由表17-7查取。
4角接触轴承的载荷计算
对"3"、"7"类轴承，由于本身结构的特点，当有径向力作用时会产生派生S，
在计算时应考虑。
1.装配形式必须成对安装：正装(或称为"面对面")-两支点距离较短；见图17-7a。
反装(或成为"背靠背")-两指点距离较长，适用于悬臂安装传动件的轴承，
见图17-7b。
2.轴承作用力在轴上的作用点
轴上支点是在滚动体与滚道接触点法线与轴线交点上，见图17-8。
图中的O，
距外端面的距离为a，此值可查手册。
3.轴向力的计算
分析角接触轴承所受的轴向载荷要同时考虑由径向力引起的附加轴向力和作用于轴上的其他工作轴向力，根据具体情况由力的平衡关系进行计算。
FR和FA分别为作用于轴上的径向和轴向载荷，两轴承的径向反力为Fr1及Fr2，相应产生的附加轴向力则为Fs1和Fs2。
作用于轴上的各轴向力如图17-10。
根据轴的平衡关系按下列两种情况分析轴承Ⅰ、Ⅱ所受的轴向力：
-如果FS1+FA>Fs2(图17-11)，轴有向右移动的趋势，使轴承Ⅱ"压紧"，轴的右端将通过轴承Ⅱ受一平衡反力Fs2＇，由此可求出轴承Ⅱ的轴向力为
Fa2=Fs2+Fs2＇=Fs1+FA
因轴承Ⅰ只受附加轴向力，故
Fa1=FS1
-如果FS1+FAs2(图17-12)，轴有向左移动的趋势，使轴承Ⅰ"压紧"，此时轴的左端将通过轴承Ⅰ受一平衡反力Fs1＇，由此可求出两轴承上的轴向力分别
为
Fa1=Fs1+FS1＇=Fs2-FA
Fa2=Fs2
计算角接触轴承轴向力的方法可归纳如下：1)判明轴上全部轴向力(包括外载荷和轴承的附加轴向力)合力的指向，确定"压紧"端轴承；2)"压紧"端轴承的轴向力等于除本身的附加轴向力外其他所有轴向力的代数和；3)另一端轴承的轴
向力等于它本身的附加轴向力。
5静载荷及极限转速计算公式
1.静载荷计算
静载荷是指轴承套圈相对转速为零时作用在轴承上的载荷。
为了限制滚动轴承在静载荷作用下产生过大的接触应力和永久变形，需进行静载荷计算。
按额定
静载荷选择轴承，其基本公式为
C0≥C0＇=S0P0
式中C0-基本额定静载荷，N；C0＇-计算额定静载荷，N；P0-当量静载荷，
N；S0-安全系数。
静止轴承、缓慢摆动或转速极低的轴承，安全系数可参考表17-9选取。
若轴承转速较低，对运转精度和摩擦力矩要求不高时，允许有较大的接触应力，可取S0<1。
推力调心滚子轴承，不论是否旋转，均应取S0≥4。
2.极限转速
滚动轴承转速过高时会使摩擦面间产生高温，影响润滑剂性能，破坏油膜，
从而导致滚动体回火或元件胶合失效。
滚动轴承的极限转速N0是指轴承在一定的工作条件下，达到所能承受最高热平衡温度时的转速值。
轴承的工作转速应低于其极限转速。
滚动轴承性能表中所给出的极限转速值分别是在脂润滑和油润滑条件下确定的，且仅适用于0级公差、润滑冷却正常、与刚性轴承座和轴配合、轴承载荷P≤0.1C(C为轴承的基本额定动载荷，向心轴承只受径向载荷，推力轴承只受轴
向载荷)的轴承。
当滚动轴承载荷P>0.1C时，接触应力将增大；轴承承受联合载荷时，受载滚动体将增加，这都会增大轴承接触表面间的摩擦，使润滑状态变坏。
此时，极限转速值应修正，实际许用转速值可按下式计算
N=f1f2N0
式中N-实际许用转速，r/min；N0-轴承的极限转速，r/min；f1-载荷系数；
f2-载荷分布系数。