2轴承的额定动载荷及额定寿命

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1、 2.轴承的额定动载荷及额定寿命2.1基本额定动载荷 轴承的额定动载荷是决定额定寿命的主参数,也是确定轴承设计水平的目标函数。额定动载荷值大,则轴承的承载能力高,或说在相同载荷下,其额定寿命长,设计水平高。 基本额定动载荷:系指一个轴承假想承受一个大小和方向恒定的径向(或中心轴向)负荷,在这一负荷作用下轴承基本额定寿命为一百万转。 根据我国国家标准GB/T6391-1995的规定,现将各类轴承基本额定动载荷的计算公式整理于表2-1中:表2-1 基本额定动载荷的计算公式 轴承类别 计 算 公 式 适 用 条 件 向心球轴承 Cr=bmfc( i cosa)0.7Z2/3Dw1.8 Cr=3.64

2、7bmfc( i cosa)0.7Z2/3Dw1.4 Dw25.4mm Dw25.4mm 推力球轴承 Ca=bmfcZ2/3Dw1.8 Ca=bm3.647fcZ2/3Dw1.4 Ca=bmfc(cosa)0.7tanaZ2/3Dw1.8 Ca=3.647bmfc(cosa)0.7 tanaZ2/3Dw1.4 Dw25.4mm,a=90 Dw25.4mm,a=90 Dw25.4mm,a90 Dw25.4mm,a90 向心滚子轴承 Cr=bmfc(i Lwe cosa)7/9Z3/4Dwe29/27 所有 推力滚子轴承 Ca=bmfc Lwe7/9Z3/4Dwe29/27 Ca=bmfc(Lwe

3、 cosa)7/9tana Z3/4Dwe29/27 a=90 a90表中各计算公式符号Cr : 径向基本额定动载荷 NCa : 轴向基本额定动载荷 N bm : 材料(真空脱气)和加工质量的额定系数,该值随轴承类型不同而异。见表2-2fc : 与轴承零件的几何形状、制造精度和材料有关的系数 i : 轴承中球或滚子的列数 Lwe : 额定载荷计算中用的滚子长度 mm 即滚子与接触长度最短的滚道间的理论最大接触长度。正常情况下,或者取滚子尖角之间的距离减去滚子倒角,或者取不包括磨削越程 槽的滚道宽度,择其小者。a : 轴承的公称接触角度Z : 单列轴承中的球或滚子数。每列球或滚子数相同的多列轴承

4、中每 列的球或滚子数Dw : 球直径 mm Dwe : 额定载荷计算中用的滚子直径 mm 对于圆锥滚子取滚子端面和小端面理论尖角处直径的平均值。对 于非对称外凸滚子近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道间接触点 处滚子的直径 现将GB/T6391-1995所定的额定系数bm值列于表2-2表2-2各类轴承的bm值 轴 承 类 型 bm 径向接触和角接触型球轴承及调心球轴承 1.3 有装填槽的轴承 1.1 外球面轴承 1 圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承和机制套圈的滚针轴承 1.1 冲压外圈滚针轴承 1 调心滚子轴承 1.152.2 额定动载荷的修正 滚动轴承基本额定动载荷的计算方法适用于优质淬硬钢(系指真空

5、脱气钢),按良好的加工方法制造,且滚动接触表面的形状为常规设计。超越上述规定,额定动载荷应予修正。2.2.1 材质 轴承钢因冶炼方法不同,材料中夹杂物的大小、分布、含量亦不同。夹杂物是造成金属材料疲劳裂纹产生的主要成因,是影响滚动轴承疲劳寿命的主要因素。如采用夹杂物含量高于真空脱气的普通电炉冶炼轴承钢,则轴承的载荷能力将会有不同程度的下降。当采用诸如真空重熔、电渣重熔等方法冶炼的轴承钢或其它等效材质的钢材时,其夹杂物的含量显著减少,轴承的载荷能力将会得到提高。本样本各类轴承尺寸与性能表中所列轴承基本额定动载荷至少是以真空脱气钢为材料,对轧钢机用轴承则是以电渣重熔钢为材料。2.2.2 温度 一般

6、轴承能承受的工作温度可达120(外圈测量温度为100)。超过此限定温度的工况条件,应采用经过特殊(稳定)热处理或选用特殊耐热材料制造的轴承。 轴承若经常在120以上的温度中使用,或者在极高温度下短时间使用时,都会使轴承材料的组织及性能发生变化,导致轴承载荷能力的降低。其影响关系可用下式表示: CT = gT c (2-1) 式中 CT : 温度修正后的基本额定动载荷 N gT : 温度系数 C : 基本额定动载荷 N gT 系数可参考表2-3取值 表2-3 温度系数 工作温度 400mm) GCr15SiMn, ZGCr15SiMn 58 64 CSBTSTC98.24-1997 渗碳钢轴承

7、G20CrMoA, G20CrNiMoA G20CrNi2A 60 64 ZBJ36001-86深层渗碳钢轴承G20Cr2Ni4A, G10CrNi3MoAG20Cr2Mn2MoA 59 63 ZBJ36002-86 不锈钢轴承 9Cr18 , 9Cr18Mo 常温 58 200回火56 250回火54 300回火53 JB/T1460-92 回转支承42CrMo,5CrMnMo, 42SiMn45Mn,50Mn 55 60 JB2300-84 轴承零件滚动表面硬度的降低,特别是降至HRc58以下时,将导致轴承载荷能力的相应降低。其影响关系通常可用下列经验公式表示。 CH = gH C (2-

8、2) gH = (HRC/58)3.6 (2-3)式中 CH : 硬度修正后的额定动载荷 N gH : 硬度修正系数 应该指出: 1)在表2-4中所列回转支承的硬度的下限值低于HRC58,但多数回转支承都是在缓慢摇动或在转速低于10转/分的条件下工作,应按额定静载荷作计算,只有当转速大于10转/分,需计算其疲劳寿命时,才作额定动载荷的修 正计算。 2)直接利用轴颈和轴箱孔代替轴承内圈、外圈作滚道的滚针轴承、滚柱轴承,当轴颈或轴箱孔滚动表面的硬度低于HRC58时应作硬度修正。 3)在正常情况下,工作温度的提高与轴承硬度的降低是密不可分的,因此,在已知工况条件下,设计选用轴承时,将两者作修正计算后

9、,取用额定动载荷低者即可,不能将两者作重复修正。2.3. 极限设计方法简介 由表2-1各公式可看出,确定滚动轴承设计水平的额定动负荷值,随滚动体直径、数量、长度而变化,其中滚动体直径影响最大,长度次之,数量再次之。为此,国内外在轴承设计上都以减小套圈壁厚,加大滚动体直径长度来提高轴承的设计水平,但在设计思路上都以先确定滚动体尺寸,再计算套圈尺寸,当计算到套圈薄弱处时,再作强度检验验算,验算符合要求则设计通过,否则,则调整滚动体尺寸,再作计算。当前采用计算机作优化设计亦按此思路编制程序。 我公司(所)独创的极限设计方法,突破了百余年来的上述设计思路,采取先确定强度边界,另行推证了一整套设计计算公

10、式,使滚动体所确定的尺寸无限趋近各强度边界值(数学上的极限概念),三次以内的精确计算即达到数学优化的最佳结果。各类轴承新的设计公式的推证,由四川省科委下达给我公司(所)的课题完成,在保证零件强度的前提下,为了最大限度的挖掘轴承设计的有效空间,由我公司(所)自筹资金与河南科技大学一起完成了由机械工业部下达的滚动轴承极限设计方法的强度理论分析及强度试验研究两项课题。分析、研究表明: 1)当前轴承设计并未达到强度极限,确有设计潜力可挖掘; 2)减薄套圈壁厚,加大滚动体尺寸(特别是直径)仍然是轴承设计探寻的方向; 3)由于轴承是各种机械的基础件,量大面广,使用条件差异较大,加上套圈减薄后给轴承制造带来

11、若干问题,因此对强度系数的取用必须慎之又慎,应从分析使用及加工条件入手,循序渐进予以改进。 我公司(所)在分析、研究极限设计方法的同时,已将此新的设计方法全面用于重型轴承的产品设计,成功地为进口主机用重型轴承的国产化生产了数百个品种,也为国内众多重型主机用轴承的升级换代开发生产了数百个品种,其设计水平均与当前国际先进水平相当(详见目录的数据)。加上我们在选材(电渣重熔军用甲组钢)、工艺、工装、检测、装配方面,采取了若干提高轴承疲劳寿命的有效措施,使我公司(所)开发生产的特大型轴承的使用寿命业已达到或接近进口轴承的水平。其中1700热连轧轧钢机轴承已达到平均轧钢量超过180万吨的业绩,是原国产轴承平均寿命的33.6倍,是进口轴承平均寿命的1.51.8倍,达到是国家在“八.五”规划中对该种轧机轴承的轧钢量80万吨要求的2.25倍。同时在产品设计方面已获得了三项国家专利。2.4 当前国产特大型轴承设计与国外的差距甚大 轴承杂志1998年10期的37-40页,曾以专题综述刊登了我公司(所)“特大型轴承升级换代的探索与实践”一文,文中列出了可供对比的19种四列园柱、9种四列园锥、15种双列调心三大类滚子轴承的有效额定动载荷值,对比计算结果摘列于表2-5。表 2-5 国内外特大型轴承额定动载荷与额定寿命的比值 轴承类型 对比内容 四列园柱(19种) 中国 中国 SKF