滚动轴承的寿命

1、滚动轴承的寿命1, 轴承的寿命在滚动轴承运转过程中，会发生故障和损坏，若预先采取有效的 措施，很多损坏是可以防止的。但即使是润滑良好，安装正确，无尘 埃、水分和腐蚀介质的侵入，且载荷适中，由于轴承长期在交变接触 应力作用下，滚动表面会发生疲劳剥落，这种损坏是不可避免的。滚 动轴承寿命一般是指疲劳寿命。疲劳寿命是滚动轴承最重要的性能指 标，轴承的设计和应用都需要分析计算疲劳寿命。 对给定的轴承尺寸 和负荷条件追求最长的疲劳寿命是一般轴承设计的目标。选用轴承 时，根据工况确定轴承额定动载荷 C,进而确立轴承的型号，再验算 轴承的疲劳寿命是否满足工况要求。除疲劳寿命外，轴承失效形式还有压痕、烧伤、断

2、裂、裂纹、崩 裂、腐蚀、锈蚀和磨损等多种，产生的原因是轴承选用不当，安装、 使用、支承设计、润滑、维护保养方面不合理。轴承寿命计算指疲劳 寿命的计算。另外本章还讲述了轴承磨损寿命的估算法。1.1.1疲劳寿命与额定寿命疲劳寿命是指轴承工作到滚动工作表面出现疲劳剥落为止的累 计工作小时或运转的总转数，以106转计，是指单个轴承而言。轴承的疲劳寿命，即使是同样尺寸、结构、材料、热处理、加工 方法的同一批轴承，在同一条件下运转，也是非常离散的，最长与最 短的寿命可能相差数十倍甚至百倍。 试验研究得出，寿命分布服从一共 18页第 1页定的统计规律，要用数理统计方法处理数据，以计算在一定损坏概率 下的轴承

3、寿命。额定疲劳寿命，是指同一型号的一批轴承，在同一条件下运转， 其中90%的轴承能够不出现疲劳剥落的运转总转数，以 106转计。或 在一定旋转速度下的工作小时数，记作 Lg。1.1.2基本额定动载荷C和当量动载荷额定动载荷c是指在轴承内圈旋转、外圈静止的条件下，额定寿 命为100万转时轴承能够承受的载荷。对于向心轴承是纯径向载荷， 对于推力轴承是指中心轴向载荷，它是表示滚动轴承的载荷能力，是 轴承的一项主要性能参数，是选择轴承的主要技术依据。每种轴承的 额定动载荷都已按 GB6391 - 94 （等同ISO281/1 1977）计算，且标 明在产品样本中。实际上，在各种机械工作条件下，轴承的工

4、作条件与上述情况不 同，需要把实际的载荷换算成假想的当量载荷， 在此当量载荷的作用 下，轴承的寿命与实际载荷作用下相同。1.1.3滚动轴承的寿命计算滚动轴承额定寿命的计算方法，规定在GB/T6391 94 （等同国际标准 ISO281 1990）中。1 .滚动轴承疲劳寿命计算其基本公式为S=（P/C）钺 P/C二lJ?式中 L10 基本额定寿命（106r）;C基本额定动载荷（N）;共 18页 第 2页P当量动载荷（N）;:寿命指数。球轴承 3;滚子轴承 10/3。对于转速恒定的轴承寿命，用工作时数表示时，其计算公式为L10圧(C)或L虫60n P60n1-10共 18页第 3页共 18页第 #

5、页式中Lh 基本额定寿命（h）；n轴承工作转速（r/min ）。为了简化计算，弓I入转速因素fn和寿命因素fh3313共 18页第 #页共 18页第 #页fh丄；|5006 则轴承寿命计算公式为J。=:型（C）；60n P也可改写为C=（fh/fn）P或C二P采用工作小时数表示的轴承额定寿命, fh之间的关系如下：与速度因素fn和寿命因素对于球轴承：Lh =500花3fh 二 fn(C /P )对于滚子轴承:-=500“ 0 fh 二 fn(C /P )SSI!2. 按额定动载荷选择轴承尺寸根据轴承的工作转速n和预期的使用寿命Lh，由转速因素表（表5- 1 ）查fn值，按轴承受的载荷 （或当量

6、动载荷），就可确定需要选用的轴承应具有的基本额定动载 荷值。c =，或使用寿命计算图，见图 5-a,求得载荷C/P,lfn丿再由基本额定动载荷c确定轴承尺寸。普通轴承的工作温度不应超过 120C。如果需要轴承在较高温度 下工作，需经过特殊的热处理。或采用耐高温材料制造轴承。经过特 殊热处理的耐高温轴承，由于零件硬度降低，疲劳寿命比常温工作时 要短，且额定动载荷降低，应引入温度因数 fT。fT数值各公司略有差 别，见表5-3。即：G = fTC预期的轴承使用寿命，一般应根据机械的类型、工作条件及可靠 性要求，参照同类机械确定一个预期使用寿命， 通常可参照机械的大 修期限。表5-4为推荐的各种机械

7、轴承使用寿命。使用条件 使用寿命 L10/ h 不经常使用的仪器和设备，家用机械，医疗设备300 3000短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后3008000果，如手动机械、农业机械、装配吊车、自动送料 装置，建筑机械间断使用的机械，中断使用将引起严重后果，如发 电机辅助设备、流水作业的传动装置、皮带运输机、 车间吊车、咼可靠性的机械800012000每天8h工作的机械，但经常不是满载何使用，如电 机、 般齿轮装置、压碎机、起重机和 般机械10000-25000每天8h工作的机械，满载荷使用，如机床、木材加 工机械、工程机械、印刷机械、分离机、离心机10000-3000024h连续工作的

8、机械，如压缩机、泵、电机、轧机 齿轮装置、纺织装置、矿山卷扬机40000-5000024h连续工作的机械，中断使用将引起严重后果，疋 100000如纤维机械、造纸机械、电站主要设备、给排水设备、矿用泵、矿用通风机表5-5为各种车辆轴承的基本额定寿命。各种车辆轴承基本额定寿命L0 s车辆类别及轴承道路车辆轮毂轴承： 小轿车轴承商用车辆、公用车辆轴承铁路车辆轴箱轴承货车箱（根据UIC规格，最大轴载荷连续作用）轴承Gs百万公里车辆类别及轴承0.3市郊列车、有轨电车轴承0.6干线客车箱轴承干线动力车组 轴承0.8 干线柴油机车 及电动机车轴承Ss百万公里1.53 43. 轴承额定寿命的修正计算按照额定

9、寿命的基本计算公式,共 18页第 5页共 18页第 #页计算轴承基本额定寿命Lio可以满足量大面广的一般轴承应用，它适共 18页第 #页用于常规格轴承材料（高质量淬硬钢）和正常运转条件下的可靠性为90%（ Lio）的寿命。随着科学技术的发展，许多主机对轴承提出了更高可靠性要求。加上冶炼技术的进步，轴承材料质量的提高，使轴承寿命可以有大幅度的增加。另在轴承使用条件方面，由于弹性流体 动力润滑理论的应用，掌握了润滑状况与轴承寿命的密切关系， 使轴 承运转条件有别于常规的条件。为此我国GB/T6391-94规定了非常规 材料性质和运转条件下的可靠性为 （100-n） %的额定寿命的修正计 算方法。L

10、na =Lio 或Lna = aia2a2L10（h）式中 Ln a非常规材料性质和运转条件下，可靠性为（100 -门）% 的修正额定寿命（106r或小时）。q 可靠性不等于90%的寿命修正系数；a2 非常规材料性质的寿命修正系数；as 非常规运转条件的寿命修正因数；1）可靠性因数ai是为了计算高于90%可靠性时轴承寿命的修正 因子。对于球轴承和滚子轴承均采用GB6391-86 （等同国际标准ISO281/1-1977）规定的数值，见表 5-6。表5-6可靠性因数可靠性（）909596979899LhSL5L4L3L2L1a11.00.620.530.440.330.21按Lna计算公式，不存

11、在可靠性为100%的轴承寿命（即a0）但从轴承试验寿命分布图看出，在高使用概率处，试验结果偏离韦布 尔分布，偏向长寿命一侧，一般认为在可靠性大于或等于 99.9%时， 轴承寿命为：对于球轴承：Lmin =O.O53Lio对于滚子轴承：Lmin =O.O55Lio则可以近似认为，可靠性为100%的轴承寿命：Lmin=O.O5Lio。2）材料因数a2是计算轴承钢的质量对寿命影响的修正系数。按 基本计算公式额定寿命适用于常规材料。非常规材料特性是指由特殊 冶炼方法所产生的高质量轴承钢，其化学成分、含氧量、非金属夹杂物含量、分布及其最大颗粒数量等品质对轴承寿命均有显著影响，国家标准指出，在目前技术状况

12、下，a2的选取值不能有准确的给定值， 推荐参考值如下：对于常规轴承材料，即普通冶炼的轴承钢：a1 ;对于特殊冶炼的真空脱氧轴承钢：a3 ；对于特殊冶炼的真空重溶轴承钢：a5 ;对于采用了影响轴承材料性能的特殊加工工艺，如高温回火处理，使材料硬度降低时，a2小于1。如果在计算轴承载荷能力时已经考虑了材料特性，则a2就不再列入额定寿命修正系数。3）运转条件的寿命修正因数：3。运转条件，主要考虑运转速度和工作温度下润滑的适当程度对轴承寿命的影响，当润滑条件特别优越，足以在轴承滚动接触表面形成弹性流体动压润滑油膜时，取3大于1。当润滑不良，例如在工作温度下或转速特别低时（dm小于10000, dm为平

13、均直径），润滑剂的粘度对于球轴承小于13mm2/s，对 于滚子轴承小于20 mm2 / s，（1m StS=），则应取a3小于3。在润滑不充分时，不能设想由改进材料质量来补偿，即是说当 ：3小于1时， 不能取：，大于1。润滑的效果首先由轴承滚动接触表面被油膜隔离的程度来决定。在油膜厚度、油的粘度、清洁程度良好的情况下，因数：3取决于粘度 比Kr，其定义为实际粘度V与足够润滑所需粘度V1的比率。V和V1均为 工作温度下的运动粘度。对于矿物油，（包括润滑脂基础矿物油），在 工作温度下保证足够润滑所需粘度 与dm *n有关，见图6 7。实验表明，因数：2、3不是相互独立的，瑞典 SKF公司建议合并为

14、23，此时修正的寿命计算公式应改写为:Fad。或 L/aqp,确定：23的值，是将所选用润滑剂的工作温度下实际粘度 V除以根据转速和轴承平均直径，由图5 1查得的粘度V1，即可计算:VVI再从图5 2中选取:23的值由图5 3可以看出，在-小于0.4时，两种材料的系数：23完全V1相同，表明此时提高材料质量也不能延长轴承寿命。图53阴影区是润滑剂中由于有改变润滑的添加剂，对提高轴承寿命有益，因此:23更高。1.1.4当量动载荷的计算1. 恒定的合成载荷 轴承的基本额定动载荷是在假想的运转条 件下确定的。其中的载荷条件为：向心轴承仅承受径向载荷，推力轴 承仅承受纯轴向载荷。实际上，轴承在大多数应

15、用场合常常同时受径 向载荷和轴向载荷。因此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷 转换为与确定额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷。当合成载荷的大小和方向恒定时，其当量动载荷的一般计算公式为：P=XFr YFF式中 P 当量动载荷（N）；Fr径向载荷（N）；Fa 轴向载荷（N）；X径向系数；Y轴向系数；各类轴承的当量动载荷计算公式及径向系数和轴向系数的具体 数值，可查各类轴承的尺寸性能表。表57和表5-8列出向心轴承 和推力轴承的径向系数和轴向系数。径向接触轴承在承受轴向载荷Fa时，其接触角随轴向载荷的大小 而变化。当量动载荷的计算公式中的径向系数 X和轴向系数Y均与 轴承接触角的大小有关，

16、视旦的值大于e或小于e而具有不同的数值，Fr因此在表中，用 心表示轴承接触角变化的大小，此处 Co为额定静载C0荷；i为轴承内滚动体的列数。各轴承的C0值列在轴承尺寸、性能表 中。在进行轴承寿命计算时，应根据轴承承受轴向载荷的大小，首先 确定 空的数值，在表5-7中，按线性插入法找出相应的径向系数 X、Co轴向系数丫和e值。径向接触轴承仅承受径向载荷Fr时，查表可得X = 1, Y = 0,所 以 P = Fr。对于单列向心轴承，只有已大于极限值e时，轴向载荷才会影响FrP。2. 变化的轴承载荷 在许多场合，载荷为变化的，计算当量动 载荷时，应计算平均当量载荷PmPm =1）若载荷为P、P2、

17、R,数个力合成，这些力在ni > n2、压,转数内恒定不变，但大小各不相同，这些平均当量动载荷的近似值可 由下式求出（图5-3）:PmP3n戌比卩33巧m式中 P、F2、F3,是在 ni、n2、代,，转数时的当量动载荷。2）如果轴承的转速和载荷方向在运转中保持不变，只是载荷的大小 始终在Pmin和Pmax之间线性变化，见图5- 4,这种条件下工作的轴承的当量动载荷可按下式计算:33）如果轴承载荷由方向、大小都不变的载荷Fi （如转子质量等）和大小不变的旋转载荷F2 （如不平衡引起的离心力等）组成，见图 5- 5,其平均载荷Pm按下式计算：Fm = ：；Jm（Fi - F2）式中 Gm系数

18、可按图5-6确定。求出Fm后，可根据Fi和F2的合成载荷平面方向，将Fm再转换成平 均当量动载荷Fm。3、当轴承承受恒定力矩载荷时当量动载荷可按下式计算式中Pm 考虑力矩载荷的当量动载荷（N ）；fm 力矩载荷因数，见表5 -9。表5 -9力矩载荷系数载荷大小力矩载荷较小时fm载荷大小fm1.5力矩载荷较大日厂24、当轴承承受冲击载荷时当量动载荷可按下式计算Fd = fdP式中 R考虑冲击载荷的当量动载荷（N ）;fd 冲击载荷因数，见表5 -10。表5 - 10冲击载荷因数载荷性质fd举例载荷性质无冲击或轻微冲击1.01.2电机、汽轮机、通风饥，水泵中等冲击1.2 1.8车辆、机床、起重机、

19、冶金设备、 内燃机强大冲击1.83.0破碎机、轧钢机,，石油钻机、振动筛1.1.5按额定静载荷选择轴承某些机械载荷变化较大，旋转过程中有较大的冲击载荷，在选择 轴承时，先按所需的额定动载荷 C，选择轴承型号、尺寸，然后再 校验轴承的额定静载荷COr，是否满足要求，如果所选轴承的额定静 载荷不能满足使用要求.则应按额定静载荷再选择适用的轴承型号。对于在静止状态工作（包括缓慢摆动和极低转速）的轴承，主要 是防止滚动体与滚道接触处产生过大的永久变形，以保证袖承轻快、 平稳地工作。在此情况下，应按轴承的额定静载荷选择轴承的尺寸。我国GB / T4662 93滚动轴承额定静载荷（等同国际标准15076

20、-1987）规定了用优质淬硬钢，按良好工艺制造，按常规设计的滚动 接触表面形状的轴承额定静载荷和当量静载荷的计算方法。1、基本额定静载荷系指一个轴承在静止状态（或内、外套圈之 间相对转速为零）或很慢的回转运动时，假想所能承受的一个大小、 方向恒定的载荷。在这一载荷作用下，应力最大的滚动体和滚道接触 处引起与下列计算接触应力相当的径向静载荷或轴向静载荷.径向额定静载荷：4600MPa :调心球轴承4200MPa :所有其他向心球轴承4000MPa :所有向心滚子轴承对于单列角接触球轴承，其径向额定静载荷是指轴承套圈之间仅产生相对纯径向位移的载荷的径向分量。轴向额定静载荷：4200MPa :推力球

21、轴承4000MPa：推力滚子轴承。在承受上述接触应力的接触部分，滚动体的永久变形量与滚道的 永久变形量的和大约是滚动体直径的 0.001倍。2.额定静载荷Co额定静载荷也是轴承的主要性能参数之一， 各种轴承的额定静载荷Co已在轴承性能、尺寸表中列出。按额定静载 荷选择轴承的基本公式为：Co - S0P0式中 Co 基本额定静载荷（N）；F0当量静载荷（N）；So 安全因数。若轴承由于特殊热处理、高温工作等原因，而引起材料表面硬度 降低时，将导致轴承静载荷能力下降。材料硬度对轴承额定静载荷的 影响一般可参考下式计算：Co h = h Co2nH = fH （HV /800 ） <1式中 C

22、oh 经过材料硬度修正的额定静载荷（N）；H硬度因数；fH 与接触类型有关的因数，见表 5-11；HV维氏硬度值;表5-11接触类型因数接触类型fH接触类型fH球与平面接触（调心球轴承）1 滚子与滚子接触（调心滚 子轴承）2球与沟道接触1.5滚子与平面接触2.53.当量静载荷系指个方向、大小恒定的静载荷。在这种载荷作用下，应力最大的滚动体和滚道接触处的接触应力与实际载荷条件下相同。1 ）向心球轴承的径向当量静载荷的计算取下列两式计算值中的较大者：Rr = X0F r Y0Fa式中 X0 静径向载荷因数；见表 5-12;Y0 静轴向载荷因数；见表 5-12；对于两套相同的单列深沟球轴承或角接触球

23、轴承，以“背对背”或“面对面”排列安装（或成对安装）在同一轴上作为一个支承整体 的运转情况下，计算其径向当量静负荷时用双列轴承的 X0和Y0值, 以Fr和Fa为作用在该支承上的总负荷。对于两套或两套以上相同的单列深沟球轴承或角接触球轴承，以“串联”排列安装（成对安装或成串安装）在同一轴上作为一个支承整体的运转情况下，计算其径向当量静负荷时，取单列轴承的X0和Y0值，以Fr和Fa为作用在该支承上的总负荷。2）向心滚子的径向当量静载荷的计算 对于:-0的滚子滚子轴承，其径向当量静载荷取下列两式计 算值中的较大者:Rr = X0 Fr丫0Fa式中的x。和Y）值由表6- 17给出。表6- 17 :的向

24、心滚子轴承的Xo和丫。值轴承类型XoYo轴承类型XoYo单列0.50.22 cot ：双列0.50.44 cot：对于：一0且承受轴向载荷能力系随轴承设计和使用情况而 有颇大的变化，故在轴承受轴向载荷:=0的情况下，轴承用户应与 轴承制造厂协商其当量静载荷的计算方法。对于两套或两套以上相同的单列角接触滚子轴承，以“串联”排 列安装（成对安装或成串安装）在同一轴上作为一个支承整体的运转 情况下，计算其径向当量静载荷时，应取单列轴承的X0和Y0值，以Fr和Fa为作用在该支承上的总载荷。3）推力轴承（球和滚子）轴向当量静载荷的计算 对于:-90推力轴承，其轴向当量静载荷按下式计算P0a =2.3Fr

25、 tan " Fa对于双向轴承，该公式适用于径向载荷与轴向载荷之比为任意值 的情况。对单向轴承，当Fr / Fa岂0.44COt 时，该公式是可靠的；当 Fr/Fa 大至当0.67 cor时，该公式仍可给出满意的P0a值，但不够保守。 =90的推力轴承，只能承受轴向载荷，此类轴承的轴向当 量静载荷按下式计算对于两套或两套以上相同的推力轴承，以“串联”排列安装（成 对安装或成串安装）在同一轴上作为一个支承整体的运转情况下， 计 算其轴向当量静载荷时，应取单列轴承的 X0和Y0值，以Fr和Fa 为作用在该支承上的总载荷。4.安全因数S。的选取1）静止轴承以及缓慢摆动或转速极低的轴承，安全

26、因数S0可参照表6-18选取。表6-18静止、缓慢摆动或转动时轴承的安全因素轴承的使用场合S0轴承的使用场合S0飞机变矩螺旋浆叶0.5附加动载荷较小的大型起动机吊钩>1片水坝闸门装置>1附加动载荷很大的小型装卸起动机吊钩.-1.6吊桥_1.52）旋转轴承安全因数的选取对某些承受载荷变化较大，尤其是在转动中有较大的冲击载荷作用的旋转轴承，在按额定动载荷选择轴承后，必须再根据额定静载荷进行校验。若轴承的转速较低，对运 转精度和摩擦力矩要求不高时，可以允许有较大的永久变形，即可取 S0<1，反之，则取S0>1。旋转轴承的安全因数 S0可参考表514 选取。对于推力调心滚子轴承，无论其旋转与否，均应取 S°2。另外，在按额定静载荷选择轴承时，还必须注意与轴承相配合部 位的刚度。轴承箱的刚度较低时，可选取较高的安全因数；反之，则 应取较低的安全因数。2, 轴承磨损寿命的计算在润滑不好的情况下相对运动的摩擦表面容易发生粘着磨损。甚 至