滚动轴承的寿命计算

滚动轴承得寿命计算

1基本额定寿命和基本额定动载荷

轴承中任一元件出现疲劳点蚀前得总转数或一定转速下工作得小时数

称为轴承寿命。大量实脸证明，在一批轴承中结构尺寸、材料及热处理、加工方

法、使用条件完全相同得轴承寿命就就是相当离散得（图1就就是一组20套轴承

寿命实验得结果），最长寿命就就是最短寿命得数十倍。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。轴承得

寿命不能以一批中最长或最短得寿命做基准，标准中规定对于一般使用得机器，以

9（）%得轴承不发生破坏得寿命作为基准。

⑴基本额定寿命一批相同得轴承中90%得轴承在疲劳点蚀前能够达到

或超过得总转数。（10°转为单位）或在一定转速下工作得小时数

2468101214161820

轴承序号（按寿命大小次序排列）

图1轴承寿命试验结果

可靠度要求超过9。％,或改变轴承材料性能和运转条件叱可以对基本额定寿

命进行修正。

(2)基本额定动载荷滚动轴承标准中规定，基本额定寿命为一百万转时，轴

承所能承受得载荷称为基本额定动载荷,用字母C表示，即在基本额定动载荷作用

下，轴承可以工作一百万转而不发生点蚀失效得概率为90%。基本额定动载荷就

就是衡量轴承抵抗点蚀能力得一个表征值，其值越大,轴承抗疲劳点蚀能力越强。

基本额定动载荷又有径向基本额定动载荷(C)和轴向基本额定动载荷(Q)之分。

径向基本动载荷对向心轴承(角接触轴承除外)就就是指径向载荷,对角接触轴承

指轴承套圈间产生相对•径向位移得载荷得径向分量。对推力轴承指中心轴向载

荷。

轴承得基本额定动载荷得大小与轴承得类型、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

轴承得基本额定动载荷。(C,和Q)就就是在一定条件下确定得。对同时承受

径向载荷和轴向载荷作用得轴承进行寿命计算时，需要把实际载荷折算为与基本

额定动载荷条件相一致得一种假想载荷，此假想载荷称为当量动载荷,用字母P表

小O

当量动载荷产得计算方法如下：

同时承受径向载荷工和轴向载荷死得轴承

P=fp(XF/YFa)(1)

受纯径向载荷F/导轴承(如N、NA类轴承)

尸"工⑵

受纯轴向载荷居得轴承(如5类、8类轴承)

P=f/©

式中:X——径向动载荷系数，查表1;

Y——轴向动载荷系数，查表1;

人冲击载荷系数，见表2。

载荷系数fP就就是考虑了机械工作时轴承上得载荷由于机器得惯性、零件

得误差、轴或轴承座变形而产生得附加力和冲击力，考虑这些影响因素，对理论当

量动载荷加以修正。

表中c就就是判断系数。为相对轴向载荷，她反映铀向载荷得相对大小,

其中C。，就就是轴承得径向基本额定载荷。表中未列出Fa/C°,得中间值，可按线性

插值法求出相对应得e、Y值。

表1轴承得径向和轴向东在和系数X和Y

单列轴承双列轴承（或成对安装单列轴

承）

FJC

轴承类型e£/F>e尸eFJ

PJTFJFr>

Or

ee

XYXYXYXY

0、0140、19100、2、3010()、51、4

深0、028()、22561、965

沟0、0560、269

球0、0840、281、71

铀0、110、301、55

承0、170、541、45

0、280、381、31

0、420、421、1

0、560、445

1、0

4

1、00

圆锥滚子—1、5t100、40、10、450、60、6

轴承ana4coCot*77

cota

角0、()150、38100、41、411、650、72、39

接0、0290、40471、5722、38

触0、0580、431、401、462、11

球0、0870、41、301、382、0

轴0、1261、231、340

承0、170、471、11、261、9

0(=1

0、290、5091、13

5°

0、440、551、141、82

()、580、5621、1216

0,561、021,126

1、01、63

01、63

1、00

a=2—0、6810()、乙10、8710、920、61、41

5117

a二4—1、14100、350、5710、550、0、93

0°57

调心球轴—1>5t10、420、60、

承anacot565cot

aa

调心滚子—1、5t1()、45()>6()、6

轴承anacotc77c

0t(X

四点接触1、5ta0、9510、0、61、07—--—■—

球轴承ana66

二35。

表2载荷系数（得值

载荷性质fp举例

平稳运转或有轻微冲击1、0〜电动机、通风机、水泵、汽轮机

1、2等

中等冲击1、2机床、车辆、冶金设备、起重机

7、8等

强大冲击1、轧钢机、破碎机、振动筛、钻探

8〜3、机等

0

3额定寿命计算

（1）基本额定寿命计算

计算滚动轴承寿命得传统方法就就是建立在瑞典科学家伦德贝格（G、

Lundberg）和帕姆格伦（A、PaImgren）得滚动接触疲劳理论基础上得。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得基础并编入现行得

IS0281-1997标准中。方法规定，轴承或轴承组得基本额定寿命为可靠度9

0%时得寿命,她以轴承工作表面出现疲劳剥落之前所完成得工作转数，或一定转

速下得工作小时数来计算。

基本额定动载荷为C（Cr或Ca）值得轴承，当其当量动载荷P=C时,则该轴

承得基本额定寿命如）=1,其单位为IO。转;若夕工。时，其额定寿命将随载荷增大

而降低，寿命与载荷之间得关系可以用疲劳曲线表示（图2为6211轴承得栽荷L-

P得曲线图）。

图2轴承得L—P曲线

图中曲线方程为：

PWo=C，=常数

故

6

L】o=(C/P)£(10r)(4)

式中:£——寿命指数,球铀承£=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("min),轴承每小时

旋转次数为6On,则

「1(F716670(C丫小、心

^=77-^io=------5)⑸

60/2ti\P)

式中得单位为h。

L-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

最大应力得交变应力幅及该应力在材料应力体积内得影响。这种立足与材料破坏

原则得观点至今有效。L-P理论建立在源于次表面得疲劳裂纹得基础上,其认识

实践受到当时轴承技术和制造水平得限制，因此其适用性有限。如仅适用90%可

靠度得寿命评估和淬火硬度至少为58HRC得普通轴承钢，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、滑动得影

响;轴承接触处于最佳状态而不会出现应力集中等。但就就是,这并不意味着L-P

理论不再适用了，相反，经验表明对大多数轴承寿命评估而言,L-P理论仍具有足够

得精度要求c

公式中得基本额定动载荷C,一般指轴承外圈测量处得工作温度低于120t

时得轴承承载能力。若温度超过120"C,则滚动体与滚道接触处得温度超过轴承元

件得回火温度，元件将丧失原有尺寸得稳定性,此时应选用经过特殊热处理，或用

特殊材料制造得高温轴承。若仍使用样本中查出得C值,需加以修正，即

C=f«(6)

式中:G——高温轴承得基本额定动载荷；

f,——温度系数，见表3。

当已知轴承转速由1)、当量功载荷P(N)及预寿命Lh(h)时，可将公式(5)

变换为：

60%

106

⑺

式中C得单位为N,L〃为轴承得预期使用寿命(见表4),应取八,＞工。

表3温度系数力

<1120223

轴承工作温度/K150175250350

L

20250O00

1、()、0、()、0、0、0、

温度系数£0、70^5

0959858756

表4轴承预期寿命「推荐值

机械种类示例预期寿命工

闸门开闭装置、门窗开

不经常使用得仪器和设备300〜3000

闭装置等

中断使用不引起

手动机械、农业机械等3000〜8000

严重后果

间断使用得机械

中断使用引起严升降机、发电站辅助设8000〜120

重后果备、吊车等()0

利用率不高、不满起重机、电动机、齿轮

12000~20000

每日工作8小时得载使用传动等

机械机床、印刷机械、木材

满载使用2000030000

加工机械等

水泵、防止机械、空气40000-600

正常使用

24小时连续使用压缩机等00

得机械中断使用将引起发电站主电机、给排水

>10()08)

严重后果装置、船舶螺旋桨轴等

⑵修正额定寿命方程

然而，滚动轴承得应用实践证实，实验所确定得轴承实际寿命与计算寿命出入

很大。这就就是因为，轴承生产中已采用组织均匀、非金属夹杂物含量极少得优

质钢山；通过轴承可靠性统计数据得积累,能将轴承寿命与其破坏概率(%)联系起

来;接触一流体动力学涧滑理论有了发展,而该理论能够分析评价润滑材料性能对

轴承寿命得影响。因此,ISO提出了以0为基础得修正滚动轴承寿命计算方程:

La=3ko(C/P)£

(8)

式中：£惘——任意使用条件下得寿命,〃表示失效概率数；

外——可靠性系数;见表5;

。2——材料性能修正系数,包括材料、设计和制造等影响因素；

%——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q得对应值

可靠度/（%）so9596979899

系数W]1、0()、620、530、440、33()、21

材料特征修正系数。2没有恒定得值，只有参考值1。的主要考虑材料和制造

质量（如材料成分、冶炼方法、毛坯成形方法等）得影响。通常夹杂物含量很低或

经特殊冶炼过得高质量钢材可取。2>1,经热处理、材料硬度下降、硬度值低于标

准值得材料取生<1,并由制造厂给出。在大量得研究工作基础上，美国STLE给出

了生一些可供参考用得推荐值。

使用条件修正系数％主要考虑在指定转速和温度条件下润滑情况得影响，其

次也要考虑铀心得偏斜或不同心。内、外圈得支承情况和安装间隙得澎响。一般

使用条件取用=1，润滑特别良好取的>1，转速特别低<1。，）应取用<>o%

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，Dp“,=(D+d)/2。

值得注意得就就是，生和生就就是相互关联得，不能通过简单提高某一系数得

方法来弥补另一系数得不足，一个合理得解释就就是,只有工作条件合适时，铀承

特性得优点才能充分发挥。在一般工作条件和90%可靠性时,ANSI方程与L-P方

程计算出得轴承寿命相同。但一项新得研究表明:不仅在持久疲劳寿命方面，而且

在轴承结构设计方面,L-P理论与实际测定得结果都出现了较大得差异。

例题某齿轮轴上用一对深沟球轴承作支承,轴承径向载荷兄