s134滚动轴承的工作情况 轴承工作时元件上的教荷分布∠Q(② (1)当轴承承受径向力Fr时, 上半圈不受载下半圈受载 (2)滚动体受力不均匀→受力变 化:小→大→小 二轴承元件上的载荷及应力变化 固定圈:滚动体滚过便受力,大小 承载区 滚动体不变→稳定的脉动循环载荷图137b 动圈在承载区,载荷零逐渐增大到最大,再 逐渐减少到零图13—7a
二 轴承元件上的载荷及应力变化 一 轴承工作时元件上的载荷分布 §13—4 滚动轴承的工作情况 固定圈：滚动体滚过便受力，大小 不变→稳定的脉动循环载荷 图13—7 b ⑴ 当轴承承受径向力Fr时， 上半圈不受载下半圈受载 ⑵ 滚动体受力不均匀→受力变 化：小→大→小 承载区 滚动体 动圈 ｝在承载区，载荷零逐渐增大到最大，再 逐渐减少到零 图13—7 a
三轴向载荷对轴承元件载荷分布的影响 结论: 角接触轴承承受轴向载荷时→受载滚动体数 目增多→承载能力提高→宜承受联合载荷 §135滚动轴承尺寸选择 滚动轴承的失效形式及基本额定寿命 (一)失效形式 (1)疲劳破坏(点蚀)←疲劳接触应力→寿命计算 (2)过大塑性变形←n极低、F较大→静强度计算 (3)磨损、胶合、内外圈和保持架破损→不正常
§13—5 滚动轴承尺寸选择 三 轴向载荷对轴承元件载荷分布的影响 一 滚动轴承的失效形式及基本额定寿命 (1)疲劳破坏(点蚀) (2)过大塑性变形 ←疲劳接触应力→ ←ｎ极低、Ｆ较大 →静强度计算 (3)磨损、胶合、内外圈和保持架破损→不正常 结论： 角接触轴承承受轴向载荷时→受载滚动体数 目增多→承载能力提高→宜承受联合载荷 （一） 失效形式 寿命计算
(二)轴承的寿命 1轴承寿命: 轴承中任一元件出现疲劳点蚀前,一 个套團相对另一套圈的转数或工作小时数。 2.基本额定寿命L10: 指一批相同的轴承在相同运转条件下, 有90%的轴承没有发生疲劳点蚀前的转数或总 作小时数。 寓意:(-)批轴承中有90%的寿命将比其基本额定寿命长 (2)一个轴承在基本额定寿命期内正常工作的概率有 90%,失效率为有10% <心
（二） 轴承的寿命 轴承中任一元件出现疲劳点蚀前, 一 个套圈相对另一套圈的转数或工作小时数。 指一批相同的轴承,在相同运转条件下， 有90％的轴承没有发生疲劳点蚀前的转数或总 工作小时数。 1.轴承寿命： 寓意：⑴一批轴承中有90％的寿命将比其基本额定寿命长 ⑵一个轴承在基本额定寿命期内正常工作的概率有 90％，失效率为有10％ 2. 基本额定寿命Ｌ10：
滚动轴承的预期寿命表133失效率不 同寿命不同 二滚动轴承的基本额定动载荷 基本额定动载荷: 15 # 当轴承基本额定寿命为106转时, 轴承能承受的最大载荷,用C表示。 Cr径向载荷或分量 6050403020 C={ 未失效轴承数量% Ca-轴向载荷 滚动轴承寿命的计算公式254 6208 轴承寿命曲线:LC=常数 LP=C=常数 1234 10
滚动轴承的预期寿命 表13—3 基本额定动载荷： 当轴承基本额定寿命为10６转时， 轴承能承受的最大载荷，用C表示。 二. 滚动轴承的基本额定动载荷 C =｛ Cr——径向载荷或分量 Ca——轴向载荷 三. 滚动轴承寿命的计算公式 轴承寿命曲线： LC = 常数 LP = C = 常数 P C 1 2 3 4 =25.6 L10 6208 失效率不 同寿命不同
轴承寿命计算公式 LI )2×100 D (转) 10°C 16667C h (h) 6On p n P 式中:n转速r/min ￡寿命指数球轴承E=3 滚子轴承E=10/3 当量动载荷假定的载荷→与实际载荷相当 高温下轴承的C值将减少,引入温度系数f表134 四.当量动载荷P P=fp (X Fr +YFa)
式中：n——转速 r／min ε——寿命指数 球轴承 ε＝３ 滚子轴承ε＝10/3 Ｐ——当量动载荷假定的载荷→与实际载荷相当 高温下轴承的C值将减少，引入温度系数ft表13—4 6 1 0 = ( ) 10 P C L ( ) 16667 ( ) 60 106 P C P n C n Lh = = （转） （h ） 四. 当量动载荷Ｐ 轴承寿命计算公式 P＝fP（X Fr ＋YFa ）
P=f. (X Fr+YFa fp一载荷系数,查表(13-6) Fr、Fa一轴承的径向、轴向力(注意区别轴上载荷) X、Y一径向、轴向载荷系数查表(135) ①查判断系数e→(C0-轴承的额定静载荷) 深沟球轴承一按fFa/Corf=14.7查e L角接触球轴承按Fa/C查e ②判Fa/Fr与e的关系→定X、Y Fa/r≤e一轴向力较小,可忽略不计,只计R P=fpR即:X=1,Y=0 Fa/Fr>e一轴向力较大,要计即:X≠1,Y≠0 <心
P＝fP（X Fr ＋YFa ） X、Y－径向、轴向载荷系数 查表(13-5) ｆP －载荷系数，查表(13-6 ) Fr 、 Fa －轴承的径向、轴向力（注意区别轴上载荷） ①查判断系数e → ┌深沟球轴承—按f0Fa /C0r f0 =14.7 查 e └角接触球轴承—按Fa /C0 查 e (Ｃ０－轴承的额定静载荷） ②判 Fa/Fr 与 e 的关系→定X、Y Fa/Fr ≤e －轴向力较小,可忽略不计,只计Ｒ → Ｐ＝fPＲ 即：X=1 , Y=0 Fa/Fr ＞e －轴向力较大,要计 即：X≠1, Y≠0
只能承受纯径向载荷的轴承(N、NA类)P=fpFr 只能承受纯轴向载荷的轴承(5类):P=fpFa 设计轴承的基本方法: (1)由工作条件定轴承类型×0000 (2)由结构定轴承直径→×00×× (3)初选型号→×××××→查C、C0 (4)验算寿命: 计算轴承载荷→查e、Ⅹ、Y→计算P→计算Lb →分析轴承是否合格
只能承受纯径向载荷的轴承（N、NA类）P＝fP Fr 设计轴承的基本方法： ⑴由工作条件定轴承类型→×0000 ⑵由结构定轴承直径→ ×00×× ⑶初选型号→ ××× ×× →查C、C0 ⑷验算寿命： 计算轴承载荷→查e、X、Y →计算P→计算Lh →分析轴承是否合格 只能承受纯轴向载荷的轴承（5类）： P＝fP Fa
例1:已知齿轮轴采用一对621轴承,已知轴承 载荷R1=3500N,Fa1=1606N,R2=2500N,Fa2=0 fp=12,试求P1、P2o 0.28-0.26 0.28 03-0.8085 解:查得:C=29200N 1.03-0.689 ①查e:fFa1/Co=147×1606/29200=0.8085 e1在0.26-0.28之间插值得e1=027 ②求X、Y:Fa,/R1=1606/350=0.459>e ③求P.X=0.56,Y1=1 Fa2=0X,=1,Y,=0 P1=fp(X1R1+Y1Fa1)=1.2(0.56×3500+1.7×1606 =5628N P1>P2∴1轴承危险, P2=fR2=1.2×25003000N计算1的寿命
例１：已知齿轮轴采用一对6211轴承，已知轴承 载荷Ｒ1=3500Ｎ，Fa1=1606Ｎ，R2=2500Ｎ，Fa2=０ fP＝1.2，试求P1、P2。 解：查得：C0=29200Ｎ ①查e ： ②求X、Y: ③求Ｐ: f0Fa1 /C0 =14.7×1606/29200 = 0.8085 →e1在0.26~0.28之间,插值得 e1 = 0.27 Fa1 /R1 = 1606/3500 = 0.459＞e X1=0.56 , Y1=1.7 ∵Fa2=0 X2=1 , Y2=0 P1=fP (X1R1+Y1Fa1 )=1.2(0.56×3500+1.7×1606) =5628Ｎ P2=fPR2=1.2×2500=3000Ｎ ∵P1＞P2 ∴１轴承危险， 计算1的寿命 (1.03 0.8085 ) 1.03 0.689 0.28 0.26 1 0.28 − − − e = −
五.轴承的轴向载荷Fn 1径向轴承一(6、1、2类) e 2 r两端固定→F指向者受力 2 Fai- Fae Fa2=0 端固定 端游动→固定端受力 Fa=0, Fa 2=F ae 2角接触轴承(3、7类) (1)派生轴向力F ∴C>0,∴在R作用下→Fa →内外圈分离→成对使用 F的大小→查表(13-7)
五. 轴承的轴向载荷Fa 1.径向轴承－(6 、 1 、 2类) Fae 1 2 1 2 Fae 2.角接触轴承 Fd (3、7类) └ 一端固定、一端游动 Fa1= Fae , Fa2=0 Fae指向者受力 Fa 1=0 , Fa 2= Fae (1)派生轴向力Fd ∵ ＞０，∴在Ｒ作用下→Fd →内外圈分离→ ∴成对使用 Fd的大小→查表(13-7) ┌ 两端固定→ →固定端受力
(2)安装型式(成对使用) 角接触轴承应成对使用→以抵消派生轴向力和避 免轴产生轴向窜动 ①正安装(X型、面对面) 两轴承外圈的窄边相对→Fd面对面 跨距减少 d2 ②反安装(O型、背对背)→ 两轴承外圈的宽边相对→Fd背对背 跨距增大 说明:轴承支点(压力中心)偏移,但为方便计 算,仍取轴承宽度中点为支点
(2)安装型式（成对使用） 角接触轴承应成对使用→以抵消派生轴向力和避 免轴产生轴向窜动 ①正安装（ X 型、面对面）→ 两轴承外圈的窄边相对→Ｆd面对面 跨距减少 ②反安装（ O型、背对背）→ 两轴承外圈的宽边相对→Ｆd背对背 跨距增大 Fd1 Fd2 Fd1 Fd2 说明：轴承支点（压力中心）偏移，但为方便计 算，仍取轴承宽度中点为支点