NSK轴承的载荷及寿命

NSK 轴承的公称接触角度 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 mm Dwe 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 15 2 2 额定动载荷的修正额定动载荷的修正 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 CT gT c 2 1 式中 CT 温度修正后的基本额定动载荷 N gT 温度系数 C 基本额定动载荷 N gT 系数可参考表 2 3 取值 表 2 3 温度系数 工作温度 120 125 150 175 200 225 250 300 gT 1 00 0 95 0 90 0 85 0 80 0 75 0 70 0 60 2 2 3 硬度硬度 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 现将不同轴承的硬 度要求列于表 2 4 表 2 4 不同轴承的硬度要求 适 用 范 围 钢 号 硬度 HRc 引用标准 通用轴承 GCr15 GCr15SiMn 61 65 60 64 GB T307B 1996 特大型轴承 D 400mm GCr15SiMn ZGCr15SiMn 58 64 CSBTSTC98 24 1997 渗碳钢轴承 G20CrMoA G20CrNiMoA G20CrNi2A 60 64 ZBJ36001 86 深层渗碳钢轴承G20Cr2Ni4A G10CrNi3MoA G20Cr2Mn2MoA 59 63 ZBJ36002 86 不锈钢轴承 9Cr18 9Cr18Mo 常温 58 200 回火 56 250 回火 54 300 回火 53 JB T1460 92 回转支承42CrMo 5CrMnMo 42SiMn 45Mn 50Mn 55 60 JB2300 84 轴承零件滚动表面硬度的降低 特别是降至 HRc58 以下时 将导致轴承载荷 能力的相应降低 其影响关系通常可用下列经验公式表示 CH gH C 2 2 gH HRC 58 3 6 2 3 式中 CH 硬度修正后的额定动载荷 N gH 硬度修正系数 应该指出 1 在表 2 4 中所列回转支承的硬度的下限值低于 HRC58 但多数回 转支承都是在缓慢摇动或在转速低于 10 转 分的条件下工作 应按额定静载荷作 计算 只有当转速大于 10 转 分 需计算其疲劳寿命时 才作额定动载荷的修 正计 算 2 直接利用轴颈和轴箱孔代替轴承内圈 外圈作滚道的滚针轴承 滚柱轴 承 当轴颈或轴箱孔滚动表面的硬度低于 HRC58 时应作硬度修正 3 在正常情况下 工作温度的提高与轴承硬度的降低是密不可分的 因此 在已 知工况条件下 设计选用轴承时 将两者作修正计算后 取用额定动载荷低者即可 不能将两者作重复修正 2 3 极限设计方法简介极限设计方法简介 由表 2 1 各公式可看出 确定滚动轴承设计水平的额定动负荷值 随滚动体 直径 数量 长度而变化 其中滚动体直径影响最大 长度次之 数量再次之 为 此 国内外在轴承设计上都以减小套圈壁厚 加大滚动体直径长度来提高轴承的设 计水平 但在设计思路上都以先确定滚动体尺寸 再计算套圈尺寸 当计算到套圈 薄弱处时 再作强度检验验算 验算符合要求则设计通过 否则 则调整滚动体尺寸 再作计算 当前采用计算机作优化设计亦按此思路编制程序 我公司 所 独创的极限设计方法 突破了百余年来的上述设计思路 采取先确 定强度边界 另行推证了一整套设计计算公式 使滚动体所确定的尺寸无限趋近各 强度边界值 数学上的极限概念 三次以内的精确计算即达到数学优化的最佳结 果 各类轴承新的设计公式的推证 由四川省科委下达给我公司 所 的课题完成 在保证零件强度的前提下 为了最大限度的挖掘轴承设计的有效空间 由我公司 所 自筹资金与河南科技大学一起完成了由机械工业部下达的滚动轴承极限设 计方法的强度理论分析及强度试验研究两项课题 分析 研究表明 1 当前轴承设计并未达到强度极限 确有设计潜力可挖掘 2 减薄套圈壁厚 加大滚动体尺寸 特别是直径 仍然是轴承设计探寻的方向 3 由于轴承是各种机械的基础件 量大面广 使用条件差异较大 加上套圈减薄 后给轴承制造带来若干问题 因此对强度系数的取用必须慎之又慎 应从分析使用 及加工条件入手 循序渐进予以改进 我公司 所 在分析 研究极限设计方法的同时 已将此新的设计方法全面用 于重型轴承的产品设计 成功地为进口主机用重型轴承的国产化生产了数百个品 种 也为国内众多重型主机用轴承的升级换代开发生产了数百个品种 其设计水平 均与当前国际先进水平相当 详见目录的数据 加上我们在选材 电渣重熔军用 甲组钢 工艺 工装 检测 装配方面 采取了若干提高轴承疲劳寿命的有效措 施 使我公司 所 开发生产的特大型轴承的使用寿命业已达到或接近进口轴承的 水平 其中 1700 热连轧轧钢机轴承已达到平均轧钢量超过 180 万吨的业绩 是 原国产轴承平均寿命的 3 3 6 倍 是进口轴承平均寿命的 1 5 1 8 倍 达到是国 家在 八 五 规划中对该种轧机轴承的轧钢量 80 万吨要求的 2 25 倍 同时在 产品设计方面已获得了三项国家专利 2 4 当前国产特大型轴承设计与国外的差距甚大当前国产特大型轴承设计与国外的差距甚大 轴承 杂志 1998 年 10 期的 37 40 页 曾以专题综述刊登了我公司 所 特大型轴承升级换代的探索与实践 一文 文中列出了可供对比的 19 种四列 园柱 9 种四列园锥 15 种双列调心三大类滚子轴承的有效额定动载荷值 对比 计算结果摘列于表 2 5 表 2 5 国内外特大型轴承额定动载荷与额定寿命的比值 轴承寿命 与实际负载作 用下的轴承寿 四列园柱 19 种 中国 中国 SKF FAG 四列园锥 9 种 中国 中国 SKF FAG 双列调心滚子 15 种 中国 中国 SKF FAG 命相等 轴向 当量动载荷 Pa 是一种恒定的 等效中心轴向 载荷 在此载 荷作用下的轴 承寿命与在实 际载荷作用下 的轴 承寿命相 等 在多数情 况下 轴承所 受的实际载荷 既有径向载荷 也有轴向载荷 载荷的大小常 有变化并伴有 冲击 振动等 此种载荷的变 化 必须采用 一套计算公式 把不同轴承实 际承受的各种 载荷折算成符 合于计算疲劳 寿命中额定动 载荷函义的等 效动载荷 2 5 2 当量动当量动 载荷的公式载荷的公式 2 5 2 1 向心和向心和 向心推力轴承向心推力轴承 其公式 统一表示为 YFaXFr Pr 2 5 12 5 1 式中 Pr 轴承的径向当 量动载荷 N Fr 轴承的径向载 荷 为实际载 荷的经向分量 N Fa 轴承的轴向载 荷 为实际载 荷的轴向分量 N X 径向负载系数 Y 轴向负载系数 由于负载 比与负载分布 参数 密切相关 e 公式 2 5 1 可改为 Fr Pr 当 eFa Fr tan 2 5 2 YFaXFr Pr 当 eFa Fr tan 式中 与轴承类型有 关的常数 对 向心球轴承 对向1 1 心推力球轴承 对向25 1 心滚子轴承 5 1 e 与和接触角 有关的参数 各种向心 和向心推力轴 承的 X Y 系数 值列于表 2 6 表中之 Cor 为 额定静载荷 i z Dw 等同表 2 1 表 2 7 向 心滚子轴承的 X 和 Y 系数 表 2 7 轴承类型 对比内容 额定动负荷比值 0 725 0 61 0 655 0 6164 0 7121 0 6921 额定寿命比值 0 3423 0 1925 0 244 0 1993 0 3225 0 2932 一套国外轴承需 用多少套国产轴 承才能顶替 2 92 5 19 4 1 5 0 3 1 3 4 表 2 5 的原始数据取自 1995 年洛阳轴承研究所编制的 滚动轴承产品样本 1993 年 SKF 重型轴承样本 1988 年 FAG 标准轴承总目 中文版 及 FAG 园柱孔四列轴承 所载的有效额定动载荷值 表 2 5 数据表明 我国现有特大型轴承与国外相同产品比较 有效额定动载荷 仅为国外产品的 61 72 5 相应的额定寿命仅为 19 25 34 23 即要用 2 5 套国产特大型轴承才能顶替 1 套进口轴承 差距之大 实属惊人 我们在呼 吁我国轴承行业加速特大型轴承升级换代的同时 也提请需要高额定动负荷及长 寿命特大型轴承的用户 选择和使用我公司 所 已升级换代的产品 定能达到与进 口轴承相近的使用效果 2 52 5 轴承的当量动载荷轴承的当量动载荷 2 5 12 5 1 当量动载荷的概念当量动载荷的概念 在额定动载荷及额定寿命的定义和计算中 已将额定动载荷定义为 径向当量 动载荷 P 是一种大小和方向都恒定的等效径向载荷 在此负荷作用下的 轴承类型eFrFe X Y eFrFa X Y e 单列 90 1 0 0 4 cot4 0 tan5 1 双列 90 1 cot45 0 0 67 cot67 0 tan5 1 对向心滚子轴承 其受轴向载荷的能力随轴承设计和加工情况的 0 不同而有很大的变化 所以 当的向心滚子轴承用来承受轴向载荷时 其0 当量动载荷和寿命的估算问题 应向制造厂查询并听取制造厂的意见 2 5 2 2 推力和推力向心轴承推力和推力向心轴承 其轴向当量动载荷的计算公式为 2 5 3 YFaXFrPa 式中 轴承的轴向当量动载荷 NFa 其余符号同公式 2 5 1 2 5 3 公式适用于的推力向心球轴承 推力调心滚子轴承及推 90 力园锥滚子轴承 这些轴承在承受以轴向载荷为主 径向载荷为辅的联合作用 时 即用公式计算 当公称接触角的推力球轴承 推力园柱滚子轴承 推力滚针轴承 90 只能承受纯轴向载荷 此时 轴向当量动载荷的公式简化为 2 5 4 FaPa 现将推力球轴承及推力滚子轴承的 X Y 及 值列于表 2 8 及表 2 9e 表 2 8 推力球轴承的 X 和 Y 系数 单向轴承 eFrFa X Y 双 向 轴 承 eFrFa eFrFa X Y X Y e 45 50 55 60 65 70 75 80 85 0 66 0 73 0 81 0 92 1 06 1 1 28 1 66 2 43 4 80 1 18 0 59 0 66 1 37 0 57 0 73 1 60 0 56 0 81 1 90 0 55 0 92 2 30 0 54 1 06 1 2 90 0 53 1 28 3 89 0 52 1 66 5 86 0 52 2 43 11 75 0 51 4 80 1 25 1 49 1 79 2 17 2 68 3 43 4 67 7 09 14 29 90 1 sin1 tan25 1 3 2 tan25 1 1 sin1 tan 3 1 13 20 sin 1 3 1 13 10 sin1 tan25 1 3 2 tan25 1 对于单向轴承 不适用 eFrFa 对于推力轴承 的值仅供 在 45 和 50 之间时的内插计 45 45 算使用 对于 的中间值 和 的值由线性内插法求得 表 2 9 推力滚子轴承的 X 和 Y 系数 轴承类型eFrFe X Y eFrFa X Y e 单向 90 tan 1 tan5 1 双向 90 tan5 1 0 67 tan 1 tan5 1 对于单向轴承 不适用 eFrFa 2 5 3 载荷 转速变动时的当量动载荷载荷 转速变动时的当量动载荷 许多机械的工况条件是变动的 即轴承所受载荷与转速是变动的 为此 需引入平均当量动载荷的概念 在平均当量动载荷下 轴承的寿命与实际Pm 变动载荷和转速条件下轴承的寿命相同 计算平均当量动载荷的基础是疲劳的线性累积损伤原理 变动载荷下平均 当量动载荷的一般公式是 2 5 5 1 1 dNYFaFr L Pm L 上式较难计算 因为 L 未知 只有代入轴承寿命公式求解 但在大多数情况 下 变动载荷是周期性的 设其周期为 N 则平均当量动载荷为 2 5 6 1 1 dNYFaXFr N Pm N 若轴承依次在当量动载荷作用下相应转速为 运转时PnPP 21n nnn 21 间对应为则其平均当量动载荷为 21n ttt 2 5 7 1 2211 222111 nn nnn tntntn tnPtnPntP Pm 式 2 5 5 2 5 7 中 X Y 等同前FrFa 平均当量动载荷 NPm L 同额定寿命 106转 N 应力循环次数 106转 P1 在转速及运转时间 下的载荷 N 1 n 1 t 在转速及运转时间 tn 下的载荷 N n P n n 若转速不变 轴承依次在 载荷作用下 相应运转 N1 N2 百万 n PPP 21 Nn 转 周期为百万转 且 则其平均当量动载荷为 N n NNNN 21 2 5 8 1 221 1 N NPNPNP Pm nn 轴承在不同转速下运行 其平均转速为 m n n nn m ttt tntntn n 21 2211 2 5 9 若载荷在和间近似地变化 如图 2 5 1 所示 其平均当量动载荷可按 min P max P 下式近似计算 2 5 10 3 2 maxmin PP Pm 若载荷如图 2 5 2 所示 在 0 和之间成正弦曲线变化时 其平均当量动 max P 载荷按下式近似计算 2 5 11 max 68 0PPm 若载荷如图 2 5 3 所示 在 0 和之间成正弦曲线的上半部分变化时 其 max P 平均当量动载荷可按下式近似计算 2 5 12 max 75 0PPm 2 5 4 当量动载荷的修正当量动载荷的修正 由于机械工作时的振动 冲击 轴承实际所承受的载荷比计算值大 为此 可根据机械的工作情况采用载荷系数进行修正 修正后轴承的当量动载荷为 s f 2 5 13 YFaXFrfP s 式中 载荷系数之值可按表 2 10 选取 s f 表 2 10 载荷系数 fS值 负荷性质 fs 举 例 平稳运转或有轻微冲击 有轻冲击的普通运转 剧烈振动 冲击的运转 1 0 1 2 1 2 1 5 1 5 3 0 电机 压缩机 空调器 机床 送风机 起重机 振动筛 破碎机 轧钢机 2 6 轴承寿命轴承寿命 2 6 1 寿命概念寿命概念 广泛而言 轴承的寿命就是轴承的使用期限 使用期限终止的表征有多种 如疲劳 断裂 破碎 磨损 烧伤 塑性压痕 精度伤失 振动 噪声恶化等 但在轴承寿命计算中则是指轴承的疲劳寿命 对单个轴承的疲劳寿命 是指一个 套圈 或垫圈 或滚动体材料首次出现被劳扩展之前 一个套圈 或垫圈 相对于另一 套圈 或垫圈 的总转数 或累计工作小时数 基本额定寿命 单个轴承或一组在相同条件下运转的近于相同的轴承 其可靠 性为 90 时的寿命 上述可靠性即轴承疲劳寿命的可靠性 其定义是 在同一条件下运转的一组 近于相同的轴承期望达到或超过某一规定寿命的百分率 应该指出 在绝大多数正常使用的条件下 轴承的破坏形式应为轴承零件滚动 表面的疲劳破损 在使用中如出现其它破损较多的情况 则应查找异常破损的原 因 并采取相应的措施予以解决 如 冲击力大的主机 应选用表面硬 心部软的 渗碳钢制造轴承 以避免轴承零件的断裂 破碎 在尘埃 水等恶劣环境下工作的 轴承 应在主机设计时采用有效的密封措施或选用防尘 密封轴承 以减少轴承的 磨损 对于轴承零件烧伤多数情况是轴承在受力时 同轴度太差 在较大的偏心力 下轴承零件接触位置改变 应力及滑动增加 造成急剧发热所致 也有因轴承游隙 过小 润滑不良 散热不足 异物进入 高速运转条件下无特殊散热措施等造成 对高 精度 高性能 噪声 振动 有严格要求的主机 同样应在主机设计中对轴承使用 环境提出相应的要求和采取相应的措施 2 6 2 基本额定寿命公式基本额定寿命公式 轴承寿命计算公式可用下列各公式表示 2 6 1 p c L10 式中 L10 基本额定寿命 106转 C 基本额定动载荷 N P 当量动载荷 N 寿命指数 对球轴承 3 对滚子轴承 3 10 注 L10 表示破坏概率为 10 其不破坏概率或可靠性则为 90 2 6 3 用运转小时数表示基本额定寿命的公式为用运转小时数表示基本额定寿命的公式为 2 6 2 np c L h 16667 10 式中 以小时数表示的基本额定寿命 h L10h 轴承转速 nrpm 2 6 4 对于车辆轮毂用轴承 基本额定寿命可用车辆行驶的公理数表示对于车辆轮毂用轴承 基本额定寿命可用车辆行驶的公理数表示 2 6 3 p c DL K10 式中 以公里数表示的基本额定寿命 K L10km D 车轮直径 mm 2 6 5 对作摆动运动的轴承 设绕摆动中心摆动的幅角为对作摆动运动的轴承 设绕摆动中心摆动的幅角为 则基本额定 则基本额定 摆摆 动动 寿命为寿命为 2 6 4 1010 180 LL osc 式中 基本额定摆动寿命 106次摆动周期 osc L10 摆幅 度 2 6 6 系数转换公式系数转换公式 为简化计算 可取为简化计算 可取 500 小时作为额定寿命的基准 引入小时作为额定寿命的基准 引入 速度系数速度系数 fn 和寿命系数和寿命系数 fn 2 6 5 1 3 1 33 n fn 2 6 6 1 10 500 h h L f 则可将轴承寿命转换为基本额定动载荷 2 6 7 P f f C n h 根据轴承的工作转速 n 和预期的设计寿命 由表 2 11 和表 2 12 查取 h L10 fh fn 的数值后 即可较快地确定出待选用轴承应具有的基本额定动载荷值 2 6 7 轴承的预期 设计 寿命轴承的预期 设计 寿命 在选择轴承时 一般应根据主机的类型 工作条件及可靠性要求 预先 确定一个恰当的设计寿命 通常可按主机的大修期限决定 各种机械所需轴承 的预期 设计 寿命 推荐按表 2 13 选用 2 7 额定寿命的修正额定寿命的修正 在可靠度为 90 采用当代常用材料和加工质量以及在常规运转条件下 使用 2 6 节各公式作寿命计算 一般是令人满意的 但在使用条件 如润滑 温度 清洁度等 变化 材质 可靠性要求等变化时则应采用修正公式作修正 的基本额定寿命计算 2 7 1 10321 LaaaLna 式中 修正后的额定寿命 106转 na L 可靠性寿命修正系数 1 a 特殊材料及特殊轴承性能的寿命修正系数 2 a 使用条件的寿命修正系数 3 a 注 Lna中的 n 表示轴承的破坏概率 其不破坏概率或可靠度为 100 n 2 7 1 可靠性寿命修正系数可靠性寿命修正系数 a1 一般情况下是以 90 的可靠度来计算轴承的被劳寿命 此时 a1 1 当要 求可靠度高于 90 时 a1系数可按表 2 14 选取 表 2 14 可靠性修正系数值 可靠度 90 90 95 96 97 98 99 a1 1 0 62 0 53 0 44 0 33 0 21 Lna L10a L5a L4a L3a L2a L1a 2 7 2 特殊材料及特殊轴承性能的寿命修正系数特殊材料及特殊轴承性能的寿命修正系数 a2 当采用特殊种类与质量的材料和特殊设计 制造工艺来达到特殊的寿命 特性要求时 可用 a2系数来反映寿命值的变化 在 70 80 年代的国外轴承样本上 曾列有不同冶炼方法获得的材质的 a2系 数值 但这些数据仅仅是以少量样品在试验室中得出 与千差万别的轴承使用 条件相差甚大 故在近年的样本中已取消了具体的数据 这说明在目前的技术 状况下 尚不能对 a2值作出定量的规定 在选取 a2值时 可从以下几方面选取 经验值 采用夹杂物含量非常低或经过特殊细化热处理的钢材 可取a2 1 硬 度降低或轴承内滚动体与滚道之间的接触应力分布不均等 则应取a2 1 的值 尽管为提高轴承寿命而采用了特殊的材料 工艺 设计 但在使用中润滑 不良时 仍不能取用 a2 1 的值 2 7 3 使用条件的寿命修正系数使用条件的寿命修正系数a3 正常的使用条件包括 轴承安装正确 在工作状态能保证轴承零件接触良 好 受力均匀 润滑充分 润滑油膜能将滚动接触表面隔开 防止外界异物浸 入的措施得力 工作温度及速度符合轴承的使用要求 在上述正常使用条件下 可取 a3 1 当润滑条件下达到足以在轴承滚动接触表面形成弹性流体动压油膜 从而 大大降低滚动接触表面疲劳破坏概率 可取 a3 1 当润滑不良 工作温度下润滑剂的运动粘度对球轴承小于 13mm2 S 对滚 子轴承小于 20mm2 S 或当工作转速的 n DPW 10000 n 为每分钟转速 DPW为轴 承滚动体的中心园直径 时 应取 a3 1 2 7 4 额定动载荷修正后对轴承寿命的影响额定动载荷修正后对轴承寿命的影响 额定动载荷的修正 一般是在主机设计选用轴承时 在已知工况条件下 的设计修正 用于选用适于该工况条件的轴承 但在实际生产及使用中 常常 遇到一些非正常的情况 例如 由于热处理控制不当 造成轴承零件硬度偏低 使用中因断油 缺油造成轴承发热 升温 与轴承相配的轴 轴箱 座 及轴 箱 座 的定位件 在使用中因磨损 造成多列轴承只有一列 两列受力 或 单列轴承应力集中等 出现类似情况 轴承的使用寿命都将显著降低 为了定 量的分析 评估这些因素对轴承使用寿命的影响 将前述已有的公式略作改变 即可 在表 2 1 及公式 2 6 1 2 7 1 中 设 P a1 a2 a3各值不变 即在相 同的 a1 a2 a3及 P 的条件下 由于 C 值变化所得的额定动负荷变化系数值 比值 为 2 7 2 C C KC 则额定寿命的变化系数值 比值 则为 2 7 3 CL KK 式中 KC 额定动载荷变化系数 比值 由于温度 硬度 负荷分布等变化而对额定动载荷的修正值 C 额定动载荷变化后 对额定寿命的修正值 L K 见公式 2 4 公式 2 7 2 中 对温度的修正