1 基本概念&n美音bsp;
1．軸承壽命：軸承中任一元件出現歌劇疲勞剝落擴展迹象前運轉的總轉數或一定轉速下的工作小時又子(shí)數。
批量生産的元件，由于材料的化樹不均勻性，導緻軸承的壽命有很大的離散性，最長(cháng)和最短的壽拿計命可達幾十倍，必須采用統計的方法進(jìn)行處理。錯們
2．基本額定壽命：是指90％可靠度、麗頻常用材料和加工質量、常規運轉條件下的聽日壽命，以符号L10（r）或L10h（h）表示。
3．基本額定動載荷（C）：基本額定壽命爲一百吃日萬轉（106）時(shí)軸承所能(néng)承受的恒厭遠定載荷。即在基本額定動載荷作用下，軸承可以工作106 轉而不發(店光fā)生點蝕失效，其可靠度爲90％。基本額定動載荷大，軸體草承抗疲勞的承載能(néng)力相應較強。
4．基本額定靜載荷（徑向(x件一iàng)C0r，軸向(xiàng)C0a）：店上是指軸承最大載荷滾動體與滾道(dào)接訊煙觸中心處引起(qǐ)以下接觸應力時水人(shí)所相當的假象徑向(x場劇iàng)載荷或中心軸向(xiàng)靜載荷。
在設計中常用到滾動軸承的三個基本參數：滿足一定疲勞壽命要求的吧都基本額定動載荷Cr（徑向(xiàng)）或Ca（錯員軸向(xiàng)），滿足一定靜強度要科訊求的基本額定靜強度C0r（徑向(xiàng)）或C0a（軸向(xiàng看女)）和控制軸承磨損的極限轉速N0。各種(zhǒng)軸承性能(néng)指黑一标值C、C0、N0等可查有關手冊。&n廠光bsp;
2 壽命校核計算公式
滾動軸承的壽命随載荷的增大而降低，壽命與載荷的有跳關系曲線如圖17-6，其曲線方程爲
PεL10=常數
其中 P-當量動載荷，N；L10-基本額定現都壽命，常以106r爲單位（當壽命月影爲一百萬轉時(shí)，L10=1）問到；ε-壽命指數，球軸承ε=3，滾亮拍子軸承ε=10/3。
由手冊查得的基本額定動載荷C是以L10=1、可靠度爲90％爲依據的吧拿。由此可得當軸承的當量動載荷爲P時(shí)以轉速爲單位信爸的基本額定壽命L10爲
Cε×1=Pε×L10
L10=(C/P)ε 106請場r (17.6) 女外;
若軸承工作轉速爲n 媽了;r/min，可求出以小時(shí)數爲單位的基本額定壽命&nb唱謝sp;
h （17.7）
應取L10≥Lh＇。 Lh&nb嗎站sp;＇爲軸承的預期使用壽命。通常參照機器大修期限的預期使用壽命。呢小
若已知軸承的當量動載荷P和預期使用壽命Lh＇，則可按下式求裡黑得相應的計算額定動載荷C＇，它與所選用軸承型号的從媽C值必須滿足下式要求 大窗
N （17.8）
3 當量動載荷&nbs器跳p;
在實際工況中，滾動軸承常同時(shí)受徑向(xiàng)和軸向(xi吃就àng)聯合載荷，爲了計算軸承壽命時(shí)將(jiāng)基本額定動湖新載荷與實際載荷在相同條件下比較，需將(jiān那店g)實際工作載荷轉化爲當量動載荷。在當量動載荷作用下，商內軸承的壽命與實際聯合載荷下軸承的壽信白命相同。當量動載荷P的計算公式是&物鐵nbsp;
P=XFr+YFa
式中Fr-徑向(xiàng)載荷，N；Fa-軸向(xiàng)載什熱荷，N；X，Y-徑向(xiàng是低)動載荷系數和軸向(xiàng就街)動載荷系數，由表17-7查取。
4角接觸軸承的載荷計算
對(duì)"3"、"7"類軸承，由于本身結構的特點，當有徑向在月(xiàng)力作用時(shí)會(huì)産生派快票生S，在計算時(shí)應考慮。
1． 裝配形式必須成(chéng)對(duì)安裝：子近正裝（或稱爲"面(miàn)對(du化西ì)面(miàn)"）-兩(liǎng)支點距離較短；見圖17-7a。&nbs拍器p;反裝（或成(chéng)爲"背靠背"）-兩(liǎng)指點距離較長(從兒cháng)，适用于懸臂安裝傳動都低件的軸承，見圖17-7b。&n子門bsp;
2. 軸承作用力在軸上的作用點 拿讀
軸上支點是在滾動體與滾道(dào)湖短接觸點法線與軸線交點上，見圖17-8。圖中的O，距外火靜端面(miàn)的距離爲a，此值可查手冊。&nb資海sp;
3.軸向(xiàng)力的計算
分析角接觸軸承所受的軸向(xiàng)載荷美嗎要同時(shí)考慮由徑向(xiàng)力引起(qǐ)的附加可件軸向(xiàng)力和作用于軸上的其他員刀工作軸向(xiàng)力，根據具體情況由力的平衡關系一化進(jìn)行計算。
FR和FA分别爲作用于軸上的徑向(xiàn不的g)和軸向(xiàng)載荷，兩長但(liǎng)軸承的徑向(xiàn得熱g)反力爲Fr1及Fr2，相應産生的附加軸向(xiàng)力則爲Fs1和F懂窗s2。作用于軸上的各軸向(xiàng)力如圖我嗎17-10。
根據軸的平衡關系按下列兩(l日音iǎng)種(zhǒng)情況分析軸承Ⅰ、Ⅱ所受的軸向(學喝xiàng)力：
-如果FS1+FA>Fs2（圖17-11）去日，軸有向(xiàng)右移動的趨勢，使軸承Ⅱ"壓緊"，軸的右端將(jiā數你ng)通過(guò)軸承Ⅱ受一平衡反力Fs2＇，由此可求出如資軸承Ⅱ的軸向(xiàng)力爲作一
Fa2=Fs2+Fs2＇=Fs1+FA
因軸承Ⅰ隻受附加軸向(xiàng)力，故&不動nbsp;
Fa1=FS1
-如果FS1+FAs2（圖17-12），軸有向(xiàng)左移動的趨科計勢，使軸承Ⅰ"壓緊"，此時(shí)軸的左端將(jiāng)通過體去(guò)軸承Ⅰ受一平衡反力Fs1＇，由此可求出兩(liǎng好都)軸承上的軸向(xiàng)力作學分别爲
Fa1=Fs1+FS1＇=Fs2-FA
Fa2=Fs2
計算角接觸軸承軸向(xiàng)力的方法可歸納如下：開街1）判明軸上全部軸向(xiàng還區)力（包括外載荷和軸承的附加軸向(xiàng)力）合力的指向(xiàn民兒g)，确定"壓緊"端軸承；2）"壓緊"端軸承的軸向(xiàng)力等于除本算友身的附加軸向(xiàng)力外其他所有軸向(xiàng)力的代數和；3離會）另一端軸承的軸向(xiàng)力等于它本身的附加軸土文向(xiàng)力。
5 靜載荷及極限轉速計算公式
1．靜載荷計算
靜載荷是指軸承套圈相對(duì)轉速爲零時(shí)作用在黑友軸承上的載荷。爲了限制滾動軸承在靜載荷作用下産生過計花(guò)大的接觸應力和永久變形，需進(jìn)行靜載荷計算。按額時子定靜載荷選擇軸承，其基本公式爲
C0≥C0＇=S0P0
式中C0-基本額定靜載荷，N；C0＇-計算額定靜載荷雜下，N；P0-當量靜載荷，N；S0-安全系數。
靜止軸承、緩慢擺動或轉速極低的軸承，安全風嗎系數可參考表17-9選取。
若軸承轉速較低，對(duì)運有懂轉精度和摩擦力矩要求不高時(shí)，允許有較大的接觸應力，可取S0吧算<1。推力調心滾子軸承，不論是否旋轉，均應取S0≥4。
2．極限轉速
滾動軸承轉速過(guò)高時(s藍黑hí)會(huì)使摩擦面(miàn)間産生高溫，影響潤滑劑性能(néng玩海)，破壞油膜，從而導緻滾動體回火或元件膠合失效。
滾動軸承的極限轉速N0是指軸承在一定的工作條件下，達到所能(néng)道綠承受最高熱平衡溫度時(shí)的轉速值。軸承的工作轉速應低于章話其極限轉速。
滾動軸承性能(néng)表中所給費站出的極限轉速值分别是在脂潤滑和油潤滑條件下确定的，且僅适用于0級公差、潤滑冷卻輛很正常、與剛性軸承座和軸配合、軸承載荷P≤0.1兵一C（C爲軸承的基本額定動載荷，向(xiàng)心軸承花紙隻受徑向(xiàng)載荷，推力軸承隻受軸向(xiàng)載荷）的來服軸承。
當滾動軸承載荷P>0.1C時(s音動hí)，接觸應力將(jiāng)增大；軸承承受聯合載荷時藍關(shí)，受載滾動體將(jiāng)增加，船雜這(zhè)都(dōu)會(huì)增大軸承接觸表面(miàn)間的業數摩擦，使潤滑狀态變壞。此時(shí)，極限轉速值應修正，實際許用轉速值還校可按下式計算
N=f1f2N0
式中 N-實際許廠志用轉速，r/min；N0-軸承的極限轉速，r/min；f1-載荷子海系數；f2-載荷分布系數。&nbs費謝p;
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