滚动轴承的寿命计算

1、滚动轴承的寿命计算1根本额定寿命和根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%勺轴承不发生破坏的寿命作为基准。1根本额定寿命 一批相同的轴承中90%勺轴承在疲劳点蚀前能够到达或 超过的总转数Lr 106转为单位或在一定

2、转速下工作的小时数 Lhh。21016 18 2Q 璃贞斥号梭琲向大小未序摊輯图1轴承寿命试验结果3 22玄蚩塑可靠度要求超过90%或改变轴承材料性能和运转条件时，可以对根本额定 寿命进行修正2根本额定动载荷 滚动轴承标准中规定，根本额定寿命为一百万转时， 轴承所能承受的载荷称为根本额定动载荷， 用字母C表示，即在根本额定动载荷 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%根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。 根本额定动载荷又有径向根本额定动载荷 G丨和轴向根本额定动载荷Ca之分。径向根本动载荷对向心轴承角接触轴承除外是指径向载荷，

3、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。轴承的根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 当量动载荷轴承的根本额定动载荷CCr和Ca丨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根本 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 Fr 和轴向载荷 Fa 的轴承P fP(XFr YFa)1受纯径向载荷Fr的轴承如N、NA类轴承P fPFr

4、 2受纯轴向载荷Fa的轴承如5类、8类轴承P f PFa 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；fP 冲击载荷系数，见表 2。载荷系数 fP 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。Fa /Cor为相对轴向载荷，它反映轴向载荷的相对大小， 其中Cor是轴承的径向根本额定载荷。表中未列出 Fa /Cor的中间值，可按线性插 值法求出相对应的e、丫值。轴承类型F a/C°re单列轴承双列轴承或成对安装单列轴承Fa/ Fr<

5、eFa/ Fr>eFa/ Fr w eFa/ Fr>eXYXYXYXY深 沟 球 轴 承1°1°圆锥滚子轴承a1°a1°.45 cot a0.67 cot a角 接 触 球 轴 承a =15°1°1a =25°1°1a =4°°1°1调心球轴承a1aa调心滚子轴承a1aa四点接触球 轴承a =35°a1表2载荷系数fP的值载荷性质fp举例平稳运转或有轻微冲击电动机、通风机、水泵、汽轮机等中等冲击机床、车辆、冶金设备、起重机等强大冲击轧钢机、破碎机、振动筛、钻探机等

6、3额定寿命计算1根本额定寿命计算计算滚动轴承寿命的传统方法是建立在瑞典科学家伦德贝格GLun dberg和帕姆格伦A.Palmgren的滚动接触疲劳理论根底上的。国际标准化组织把伦 德贝格-帕姆格伦L-P理论确定为计算轴承寿命的根底并编入现行的 ISO281-1997标准中。方法规定，轴承或轴承组的根本额定寿命为可靠度90%时的寿命，它以轴承工作外表出现疲劳剥落之前所完成的工作转数，或一定转速下的工作小时数来计算。根本额定动载荷为CCr或Ca值的轴承，当其当量动载荷 P=C时，贝U该 轴承的根本额定寿命Lio 1，其单位为106转；假设P C时，其额定寿命将随载 荷增大而降低，寿命与载荷之间的

7、关系可以用疲劳曲线表示图 2为6211轴承 的载荷L-P的曲线图。图2轴承的L-P曲线图中曲线方程为：P L10 C二常数故L10 (C P)(106r)4式中：寿命指数，球轴承3，滚子轴承10 3。计算轴承寿命，用小时表示寿命有时更方便，令n为转速r/min，轴承每小时旋转次数为60n，那么L10h10616670 C60n 0h式中：L10h的单位为h0L-P方程以材料强度具有组织敏感性为前提， 同时考虑外载荷引发材料内部最大应力的交变应力幅及该应力在材料应力体积内的影响。这种立足与材料破坏原那么的观点至今有效。L-P理论建立在源于次外表的疲劳裂纹的根底上，其认识 实践受到当时轴承技术和制

8、造水平的限制，因此其适用性有限。如仅适用90%可靠度的寿命评估和淬火硬度至少为 58HRC的普通轴承钢，并假定内、外圈为 刚性支承；其轴承相互平行；运转时轴承游隙正常；轴承工作中不考虑摩擦、滑 动的影响；轴承接触处于最正确状态而不会出现应力集中等。但是，这并不意味着L-P理论不再适用了，相反，经验说明对大多数轴承寿命评估而言，L-P理论仍具有足够的精度要求。公式中的根本额定动载荷 C, 一般指轴承外圈测量处的工作温度低于 120C 时的轴承承载能力。假设温度超过120C，那么滚动体与滚道接触处的温度超过轴 承元件的回火温度，元件将丧失原有尺寸的稳定性，此时应选用经过特殊热处理， 或用特殊材料制

9、造的高温轴承。假设仍使用样本中查出的C值，需加以修正，即CtftC式中：Ct高温轴承的根本额定动载荷;t 温度系数，见表3o当轴承转速n (r/min)、当量动载荷P(N)及预寿命Lh(h)时，可将公式5变换为:C P 10660nLh P nLh166707式中C的单位为N， Lh为轴承的预期使用寿命见表4，应取L10h Lh表3温度系数ft轴承工作温度/c<120125150175200225250300350温度系数ft表4轴承预期寿命Lh推荐值机械种类例如预期寿命Lh不经常使用的仪器和设备闸门开闭装置、门窗开闭装置等3003000间断使用的机械中断使用不引起严重后果手动机械、农业

10、机械等30008000中断使用引起严重后果升降机、发电站辅助设备、 吊车等800012000每日工作8小时的机械利用率不咼、不满载使用起重机、电动机、齿轮传动等1200020000满载使用机床、印刷机械、木材加 工机械等200003000024小时连续使用的 机械正常使用水泵、防止机械、空气压缩机等4000060000中断使用将引起严重后果发电站主电机、给排水装 置、船舶螺旋桨轴等>1000002修正额定寿命方程然而，滚动轴承的应用实践证实，实验所确定的轴承实际寿命与计算寿命出 入很大。这是因为，轴承生产中已采用组织均匀、非金属夹杂物含量极少的优质 钢；通过轴承可靠性统计数据的积累，能将

11、轴承寿命与其破坏概率联系 起来；接触-流体动力学润滑理论有了开展，而该理论能够分析评价润滑材料性 能对轴承寿命的影响。因此，ISO提出了以Lio为根底的修正滚动轴承寿命计算 方程：Lna ai a2a3L10 (C / P) 8式中：Lna 任意使用条件下的寿命，n表示失效概率数；ai 可靠性系数；见表5;32 材料性能修正系数，包括材料、设计和制造等影响因素；33 工作条件修正系数，包括润滑剂、润滑剂清洁度、逆向温度和装配条件等影响因素。表5可靠度与修正系数 玄弭勺对应值可靠度/(%)909596979899系数a1材料特征修正系数a2没有恒定的值，只有参考值1。a2主要考虑材料和制造 质量

12、如材料成分、冶炼方法、毛坯成形方法等的影响。通常夹杂物含量很低 或经特殊冶炼过的高质量钢材可取 a21,经热处理、材料硬度下降、硬度值低于标准值的材料取a2 1，并由制造厂给出。在大量的研究工作根底上，美国STLE 给出了 a2一些可供参考用的推荐值。使用条件修正系数a3主要考虑在指定转速和温度条件下润滑情况的影响， 其 次也要考虑轴心的偏斜或不同心。 内、外圈得支承情况和安装间隙的影响。 一般 使用条件取a3 1，润滑特别良好取a31，转速特别低Dpwn 104应取a3 1。a3值由理论分析和实验研究确定，由制造厂提供。Dpw为滚动轴承平均大径，Dpw (D d)/2。值得注意的是，a2和a

13、3是相互关联的，不能通过简单提高某一系数的方法来 弥补另一系数的缺乏，一个合理的解释是，只有工作条件适宜时，轴承特性的优 点才能充分发挥。在一般工作条件和 90%可靠性时，ANSI方程与L-P方程计算 出的轴承寿命相同。但一项新的研究说明：不仅在持久疲劳寿命方面，而且在轴 承结构设计方面，L-P理论与实际测定的结果都出现了较大的差异。例题 某齿轮轴上用一对深沟球轴承作支承，轴承径向载荷 Fr = 4500N，轴 向载荷Fa = 918N，转速n = 1500r/min，运转时有轻微冲击，轴颈直径d 60mm, 预期寿命L'h 16000h，试选择轴承型号。解 轴承型号未确定前，有关参数 X、丫、e、C0r都无法确定，可以根据已 知条件，预选轴承6212、6213进行试算，计算步骤和结果列于下表 6:表6计算步骤及内容计算结果6212轴承6213轴承1. 由手册查出 Cr、Cor 值(GB/T276-1994)2. 计算 Fa/Cor=918N/ Cor3. 由表9-7查出e值918N4计算比值Fa /F0.2044500N5. 查表9-76. 查载荷系数fp = 1.0-1.2(表9