NSK轴承的载荷及寿命.doc

NSK轴承的公称接触角度/ :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中每列的球或滚子数Dw : 球直径 mmDwe :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温度一般轴承能承受的工作温度可达120C （外圈测量温度为100C ）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120C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 NgT :温度系数C :基本额定动载荷 NgT系数可参考表2-3取值表2-3温度系数工作温度c<120125150175200225250300gT1.000.95P 0.900.850.800.750.700.60 :2.2.3硬度通用轴承零件的表面硬度一般为 HRc61〜65,但对特大型轴承、渗碳钢轴承、不锈钢轴承以及回转支承将采用不同的钢材制造，其轴承零件淬火----回火后 的表面硬度将有所变化现将不同轴承的硬 度要求列于表2-4表2-4不同轴承的硬度要求适用范围钢号硬度HRC引用标准通用轴承GCr15,GCr15SiM n6160〜 65〜 64GB/T307B-1996GCr15SiM n, ZGCr15Si Mn58〜 64CSBTSTC98.24-1997特人型轴承(D >400mm)渗碳钢轴承G20CrMoA, G20CrNiMoAG20CrNi 2A60〜 64ZBJ36001-86深层渗碳钢轴承G20C「2Ni4A,G10CrNi 3M0AG20Cr2M n2MoA59〜 63ZBJ36002-86不锈钢轴承9Cr18 , 9Cr18Mo常温 > 58200 C 回火 >56250 C 回火 >54300 C 回火 >53JB/T1460-92回转支承42CrMo,5Cr MnMo, 42Si Mn45Mn ,50 Mn55〜丿60JB2300-84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 = ch C (2-2)gH = (HRc/58)3.6 (2-3)式中Ch :硬度修正后的额定动载荷 NgH :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，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3〜3.6倍，是进口轴承平均寿命的1.5〜1.8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寿命 与实际负载作 用下的轴承寿四列园柱中国（19 种）中国四列园锥中国（9种）中国双列调心滚中国食子（15种）中国SKFFAGSKFFAGSKFFAG命相等；轴向当 量动载荷Pa是 一种恒定的等 效中心轴向载 荷，在此载荷作 用下的轴承寿 命与在实际载 荷作用下的轴 承寿命相等。

在多数情 况下，轴承所受 的实际载荷既 有径向载荷，也 有轴向载何，载 荷的大小常有 变化并伴有冲 击、振动等此 种载何的变化， 必须采用一套 计算公式，把不 同轴承实际承 受的各种载荷 折算成符合于 计算疲劳寿命 中额定动载荷 函义的等效动 载荷2・5・2当量动 载荷的公式 2.5.2.1向心和 向心推力轴承其公式 统一表示为：Pr = XFr+(2.5-1 )式中Pr :轴承的径向当 量动载荷NFr :轴承的径向载 荷，为实际载荷 的经向分量NFa :轴承的轴向载 荷，为实际载荷 的轴向分量NX :径向负载系数Y :轴向负载系数由于负载 比与负载分布 参数e密切相 关，公式(2.5-1 )可改 为：Pr = Fr当/Fa 兰 E ta n a 訂 e(2.5-2)Pr =XFr +YFa当/Fa > © tan a 三式中 巴与轴承类型有 关的常数对向 心球轴承 匕=1.1 ;对向心 推力球轴承， 匕=1.25 ；对向 心滚子轴承 匕=1.5e与芒和接触角« 有关的参数各种向心 和向心推力轴 承的X、Y系数 值列于表2-6 表中之Cor为额 定静载荷， i.z.Dw 等同表 2-1。

表2-7 向 心滚子轴承的X 和丫系数表2-7轴承类型对比内容三e额定动负荷比值0.7250.610.6550.61640.71210.6921额定寿命比值0.34230.19250.2440.19930.32250.2932一套国外轴承需 用多少套国产轴 承才能顶替2.925.194.15.03.13.4表2-5的原始数据取自1995年洛阳轴承研究所编制的“滚动轴承产品样本”、 1993年“SKF重型轴承样本”、1988年“FAG标准轴承总目（中文版）”及“FAG 园柱孔四列轴承”所载的有效额定动载荷值”表2-5数据表明，我国现有特大型轴承与国外相同产品比较，有效额定动载荷 仅为国外产品的61%〜72.5%,相应的额定寿命仅为19.25%〜34.23%,即要用2〜5 套国产特大型轴承才能顶替1套进口轴承，差距之大，实属惊人我们在呼吁我国 轴承行业加速特大型轴承升级换代的同时，也提请需要高额定动负荷及长寿命特 大型轴承的用户，选择和使用我公司（所）已升级换代的产品，定能达到与进口轴承 相近的使用效果2.5轴承的当量动载荷2.5.1当量动载荷的概念在额定动载荷及额定寿命的定义和计算中， 已将额定动载荷定义为：径向当量动载荷P是一种大小和方向都恒定的等效径向载荷，在此负荷作用下的轴承类型Fe/Fr < eFa / Fr > eex YX |Y单列G 式 90 °100.40.4 cot a1 .5 ta n a双列G 式 90 °10 .45 cot a0.670.67 cot a1.5 ta n a对向心滚子轴承，：• =o，其受轴向载荷的能力随轴承设计和加工情况的不 同而有很大的变化。

所以，当--0的向心滚子轴承用来承受轴向载荷时，其当 量动载荷和寿命的估算问题，应向制造厂查询并听取制造厂的意见2.522推力和推力向心轴承其轴向当量动载荷的计算公式为Pa = XFr YFa （2.5-3 ）式中Fa —— 轴承的轴向当量动载荷 N其余符号同公式（2.5-1 ）(2.5-3 )公式适用于:--90的推力向心球轴。