精品文档滚动轴承的寿命计算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%的轴承不发生破坏的寿命作为基准1）基本额定寿命 一批相同的轴承中 90%的轴承在疲劳点蚀前能够达到或超过的总转数 Lr （ 106 转为单位）或在一定转速下工作的小时数 Lh (h ) 图 1 轴承寿命试验结果可靠度要求超过 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，轴承所能承受的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的概率为 90%基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。
基本额定动载荷又有径向基本额定动载荷（ Cr ）和轴向基本额定动载荷（ Ca ）精品文档精品文档之分径向基本动载荷对向心轴承（角接触轴承除外）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的载荷的径向分量 对推力轴承指中心轴向载荷轴承的基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 当量动载荷轴承的基本额定动载荷 C （ C r 和 Ca ）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基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 f P Fr（2）受纯轴向载荷 Fa 的轴承（如 5 类、 8 类轴承）P f P Fa（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；f P 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 / C0r 为相对轴向载荷，它反映轴向载荷的相对大小，其中 C0r 是轴承的径向基本额定载荷表中未列出 Fa / C0r 的中间值，可按线性插值法求出相对应的 e 、Y 值精品文档精品文档表 1轴承的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）轴承类型Fa/C0reFa/ F r ≤ eFa/ Fr >eFa/ Fr ≤eFa/ F r >eXYXYXYXY0.0140.192.300.0280.221.99深0.0560.261.71沟0.0840.281.55球0.110.30100.561.45100.561.45轴0.170.541.31承0.280.381.150.420.421.040.560.441.00圆锥滚子轴—1.5tanα100.40.4cotα10.45 cotα0.670.67承cotα角0.0150.381.471.652.39接0.0290.401.401.572.38触0.0580.431.301.462.11球0.0870.461.231.382.00轴00.120.47100.441.1911.340.721.93α=15承0.170.501.121.261.820.290.551.021.141.660.440.561.001.121.630.580.561.001.121.630—0.68100.410.8710.920.67α =251.41—100.9301.140.350.5710.550.57α =40—1.5tanα10.42cotα0.650.65cot调心球轴承α调心滚子轴—1.5tanα10.45cotα0.670.67cot承α四点接触球1.5tanα0.9510.660.61.07————轴承 α=350表 2 载荷系数 f P 的值载荷性质fP平稳运转或有轻微冲击1.0~1.2中等冲击1.2~1.8强大冲击1.8~3.0举例电动机、通风机、水泵、汽轮机等机床、车辆、冶金设备、起重机等轧钢机、破碎机、振动筛、钻探机等3 额定寿命计算精品文档精品文档（1）基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（ G.Lundberg）和帕姆格伦（ A.Palmgren）的滚动接触疲劳理论基础上的。
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基础并编入现行的ISO281-1997 标准中方法规定，轴承或轴承组的基本额定寿命为可靠度 90%时的寿命，它以轴承工作表面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基本额定动载荷为 C（Cr 或 Ca）值的轴承，当其当量动载荷 P=C 时，则该轴承的基本额定寿命 L10 1 ，其单位为 106 转；若 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 L10C =常数故L10(C P)(106 r )（4）式中： ——寿命指数，球轴承3，滚子轴承10 3精品文档精品文档计算轴承寿命，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，则L10h106L1016670C（h）（5）60nnP式中： L10 h 的单位为 hL-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则的观点至今有效 L-P 理论建立在源于次表面的疲劳裂纹的基础上，其认识实践受到当时轴承技术和制造水平的限制，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；轴承接触处于最佳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，经验表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基本额定动载荷 C，一般指轴承外圈测量处的工作温度低于 120℃时的轴承承载能力若温度超过 120℃，则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，或用特殊材料制造的高温轴承若仍使用样本中查出的 C 值，需加以修正，即Ct f t C （6）式中： Ct ——高温轴承的基本额定动载荷；ft ——温度系数，见表 3当已知轴承转速 n (r/min) 、当量动载荷 P(N)及预寿命 L'h (h) 时，可将公式（5）变换为：CP 60nLhPnLh'（7）10616670式中 C 的单位为 N， L'为轴承的预期使用寿命（见表4），应取 LL'。
h10hh表 3温度系数 ft精品文档精品文档轴承工作温度 /oC<120125150175200225250300350温度系数 f t1.00.950.90.850.80.750.70.60.5表 4 轴承预期寿命。