滚动轴承寿命校核

滚动轴承校核球滚子圆柱滚子滚针鼓形滚子圆锥滚子除滚动体外，其它元件可有可无1、滚动轴承的基本结构内圈外圈滚动体保持架保持架2、滚动轴承的失效形式运转中的滚动轴承可能由于装配不当、润滑不良、水分外，即使在安装、润滑和使用维护都正常的情况下，经过一段时间的运转，轴承也会出现疲劳剥落和磨损．滚动轴承虽然结构简单，但失效形式却表现出多样性，主要的失效形式有疲劳失效（点蚀）、磨损失效、腐蚀失效、断裂失效、胶合失效和塑性变形六种。2.1疲劳失效（点蚀）疲劳失效是滚动轴承失效的主要形式，常表现为滚动体或内外圈滚道表面脱落或蜕皮。初期是在接触表面形成不规则的凹坑，而后逐渐延伸成片，冲击载荷造成振动和噪声的加剧．交变的疲劳应力是造成疲劳剥落的主要原因，有时也与润滑不良或强迫安装有关。而通常所说的轴承寿命即是指轴承的疲劳寿命。点蚀2.2磨损失效磨损是滚动轴承失效的另一常见形式，是轴承滚道、滚动体、保持架、座孔或轴颈由于机械原因而引起的表面磨损．磨损造成轴承游隙增大、表面粗糙度增加，轴承运转精度降低、振动和噪声增大．磨粒(尘埃、异物的侵入)及润滑不良造成磨损的根本原因．2.3腐蚀失效润滑油、水份或湿气产生的化学腐蚀，电流通过引起电火花而产生的电腐蚀及轴承内外圈与座孔或轴颈存在微小相对运动形成微振腐蚀是滚动轴承腐蚀失效的三种表现形式．表面腐蚀导致高精度轴承精度丧失而失去其功能.2.4断裂失效滚动轴承零件材料有缺陷和热处理不良，运行中过载、转速过高、润滑不良或装配不善造成过大的热应力等可能引起轴承零件轴承出现裂纹或断裂、加速其劣化．2.5胶合失效润滑不良、高速重载下工作的滚动轴承，由于摩擦生热，轴承零件可以在极短时间内达到很高的温度，使一个表面上的金属粘附到另一个表面上，接触表面出现压痕，产生剥落区。2.6塑性变形过大的冲击载荷或静载荷、硬度很高的异物侵入会造成滚动轴承零件局部的永久变形，从而在运转过程中产生剧烈的振动和噪声，压痕引起的冲击载荷也会进一步引起附近表面的剥落.3、重要的名词在一定载荷作用下，轴承在出现点蚀前所经历的转数或小时数，称为轴承寿命。由于制造精度、材料的均质程度等的差异，即使是同样的材料、同样尺寸以及通用一批生产出来的轴承，在完全相同的条件下工作，他们的寿命也会极不相同。轴承的寿命不能以同一批试验轴承中的最长寿命或最短寿命作为标准。前者过于不安全，而后者有过于保守。3.1轴承的寿命1009080706050403020100151020未失效轴承数量／%轴承的寿命/（106r）现在规定：一组在相同条件下运转的近于相同的轴承，将其可靠度为90%时的寿命作为标准寿命，即按一组轴承中10%的轴承发生点蚀破坏，而90%的轴承不发生点蚀破坏前的转数（以106转为单位）或小时数作为轴承的寿命，并把这个寿命叫做基本额定寿命，以L10表示。90％10％完好对单个轴承而言，能达到此寿命的可靠度为90%，即R=90%。3、2轴承的基本额定寿命基本额定动载荷C：轴承的基本额定寿命为106转时，轴承所能承受的最大动载荷。径向接触轴承的C是纯径向载荷，用Cr表示。向心角接触轴承的C是所受载荷的径向分量，也用Cr表示。轴向接触轴承的C是中心轴向载荷，用Ca表示。3、3滚动轴承的基本额定动载荷3、4基本额定静载荷轴承的正常失效形式是点蚀破坏，但是，对于那些在工作载荷下基本上不旋转的轴承,或者慢慢的摆动以及转速极低的轴承，塑性变形才是轴承的失效形式。国标规定，使受载最大滚动体和滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值的载荷，作为轴承静强度的界限，这被称为轴承的基本额定静载荷，用Co(Cor或Coa)表示。4、滚动轴承寿命的计算公式轴承的载荷-寿命曲线如右图所示曲线是在大量试验研究基础上得出的代号为6208轴承的载荷-寿命曲线。其它型号的轴承也有与上述曲线的函数规律完全一样的载荷-寿命曲线。该曲线公式表示为：)转10()(610PCL4.1轴承的载荷-寿命曲线ε为寿命指数，对于球轴承ε＝3；对于滚子轴承ε＝10/3。式中，L10的单位为106r。P为当量动载荷（N）。实际计算中，用小时数表示比较方便。令转速为n（r/min），则)()(60106hPCnLh常以设备的中修期或大修期作为轴承的设计寿命。疲劳寿命校核计算应满足的约束条件为：'hhLL式中，Lh’为轴承预期计算寿命，见下表。滚动轴承的寿命计算24.2滚动轴承的当量动载荷当量动载荷：是由轴承实际所受载荷转换得到的假想载荷，它与基本额定动载荷C的确定条件及性质相同，用P表示。arYFXFP当量动载荷式中：Fr、Fa—分别为轴承承受的径向载荷和轴向载荷；X、Y—分别为轴承的径向载荷系数与轴向载荷系数；对只能承受纯径向载荷的向心圆柱滚子轴承、滚针轴承、螺旋轴承：rFP对只能承受纯轴向载荷的推力轴承：aFP根据机器的实际工作情况，引入载荷系数fp，用于计入冲击、振动对载荷的影响。)(arpYFXFfPrpFfPapFfP4.3角接触球轴承与圆锥滚子轴承的和径向载荷Fr轴向载荷Fa的计算角接触球轴承与圆锥滚子轴承在承受径向载荷时，要产生派生的轴向力，为了保证这类轴承的正常工作，通常是成对使用的。下图表示了两种不同的安装方式。在按公式计算各轴承的当量动载荷P时，其中的径向载荷Fr是由外界作用到轴上的径向力Fre在各轴承上产生的径向载荷。产生派生轴向力的原因：承载区内每个滚动体的反力都是沿滚动体与套圈接触点的法线方向传递的。轴承安装不同时，产生的派生轴向力也不同。而其中的轴向载荷Fa并不完全是有外界的轴向作用力Fae产生，而是根据整个轴上的轴向载荷（包括因径向载荷Fr产生的派生轴向力S）之间的平衡条件得出。工作情况2角接触球轴承及圆锥滚子轴承的派生轴向力的大小取决于该轴承所受的径向载荷和轴承结构，按下表计算。轴承所受总载荷的作用线与轴承轴心线的交点，即为轴承载荷中心（支反力的作用点）。派生力的方向总是由轴承宽度中点指向轴承载荷中心。S的方向：沿轴线由轴承外圈的宽边→窄边。§13-4滚动轴承的寿命计算一成对安装的向心接触轴承，FR及Fae分别为作用在轴上的径向载荷及轴向载荷。两轴承受的径向载荷分别为Fr1及Fr2，相应的派生轴向力为S1及S2。FaeFae对上图进行分析：如果S1＋Fae＞S2，则轴有右移的趋势，此时轴承Ⅱ被“压紧”，轴承Ⅰ被“放松”。但实际上轴必须处于平衡位置，所以被压紧的轴承Ⅱ所受的总轴向力必须与S1＋Fae相平衡，即2aFae1FS2aF11SFaFaeFaeFae而被放松的轴承Ⅰ只受其本身派生的轴向力S1，即如果S1＋Fae＜S2，则轴有左移的趋势，此时轴承Ⅰ被“压紧”，轴承Ⅱ被“放松”。同前理，根据力的平衡关系，作用在轴承Ⅰ、Ⅱ上的轴向力分别为22SFaae21FSFaFaeFaeFae综上可知，计算角接触球轴承和圆锥滚子轴承所受轴向力的方法可归结为：（1）根据轴承的安装方式及轴承类型，确定轴承派生轴向力S1、S2的方向及大小；（2）确定作用于轴上的轴向外载荷的合力Fae的方向及大小；（3）判明轴上全部轴向载荷的合力指向，再根据轴承的安装方式找出被“压紧”和“放松”的轴承；（4）被“压紧”轴承的轴向载荷等于除本身派生轴向载荷以外的其他外加轴向载荷的代数和；（5）被“放松”轴承的轴向载荷等于轴承自身的派生轴向载荷。5、应用例设某支撑根据工作条件决定选用深沟球轴承。轴承径向载荷Fr=5500N，轴向载荷Fa=2700N，轴承转速n=1250r/min,装轴承处的轴颈直径可在50~60mm范围内选择，运转时有轻微冲击，预期计算寿命Lh’=5000h。试选择其轴承型号。解1.求比值49.055002700FFra查表知深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时eraFF2.初步计算当量动载荷ParpYFXFfP查载荷系数表知，fp=1.0~1.2,取fp=1.2查表知，X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷Co后才能求出。先暂选一近似中间值，取Y=1.5，则N8556N27005.1550056.02.1P3.求轴承应有的基本额定动载荷61699NN10500012506085561060C366'hnLP4.按照机械设计手册选择C=61800N的6310轴承此轴承的基本额定静载荷Co=3800N。验算如下：a.求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为在表中介于0.07~0.13之间，对应的e值为0.27~0.31，Y值为1.6~1.4。07105.0380002700oCFb.用线性插值法求Y值。故X=0.56，Y=1.597597.107.013.007105.013.04.16.14.1Yc.求当量动载荷P。N28.8870N2700597.1550056.02.1Pd.验算6310轴承的寿命。h500012.4509h28.887061800125060106010L366hPCnh即低于预期寿命。例1设根据工作条件决定在轴的两端反装两个角接触球轴承，如下图（a）所示，一直轴上齿轮受切向力Fte=2200N，径向力Fre=900N，轴向力Fae=400N，齿轮分度圆直径d=314mm，齿轮转速n=520r/min，运转中有中等冲击载荷，轴承预期寿命h，设初选两个轴承型号均为7207C，试验算轴承是否达到预期寿命的要求。15000L’h解查滚动轴承机械设计手册可知角接触轴承7207C的基本额定动载荷C=30500N，基本额定静载荷Co=20000N。1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图b）和水平面（图c）两个平面力系。其中图c中的Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a中的Fae亦应通过另加转矩而平移到作用于轴线上。由力分析可知：NNdFFaerev38.22552023144002009003002002200F1rNNFFvrrev38.225900F12rNNFteHr15.8462200520200320200200F1NNFteHr85.135315.8462200F-FH1r2NNFFHrvr65.87515.84638.225F2221211rNNFFHrvr62.151285.135362.674F2222222r2.求两轴承的轴向力Fa1和Fa2对于7000C型轴承，按下表1查，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e是表2中的判断系数，其值由Fa/Co的大小来确定，但现在轴向力Fa未知，故先初取e=0.4，因此可估算：角接触球轴承圆锥滚子轴承70000C(=15°)70000AC(=25°)70000B(=40°)Fd=Fr/(2Y)①Fd=eFr②Fd=0.68FrFd=1.14FrNFFrd26.3504.011NFrd05.6054.0F22NNNFFdaea05.100505.605400F21NFda05.605F2220503.02000005.1005CF01a0303.02000005.605CF02a由表2进行插值计算，得e1=0.422，e2=0.401。再计算NFFrd52.36965.875422.0e111NFFrd56.60662.1512401.0e222NNNFFdaea56.100656.606400F21NFda56.606F2105033.02000056.1006CF01a03033.02000056.606CF02a两次计算的Fa/Co值相差不大，因此确定e1=0.422，e2=0.401，Fa1=1006.05N，Fa2=606.56N。3.求轴承当量动载荷P1和P2因为111149.165.87556.1006FFeNra222e401.062.151256