通常，滚动轴承寿命计算步骤是：

　　1． 根据主机的技术参数和支承部位结构，初选轴承的类型和尺寸，计算作用于轴承上的负荷；

　　2． 计算当量动负荷；

　　3． 根据轴承额定寿命公式计算轴承的寿命；

　　4． 验算额定静负荷和极限转速。

滚动轴承额定寿命系指一批轴承中90%的轴承在疲劳剥落前能达到或超过的运转数（以106转计）或在一定转速下的工作小时数。

对于球轴承的基本额定寿命：

　　L10=(Cr/Pr)3 （百万转）

　　在实际计算中，一般用工作小时数表示轴承的寿命(小时)，为：

　　Lh=(Cr/Pr)3/(60n)*106（小时）

　　其中Cr：为径向基本额定动负荷（KN），指一套滚动轴承假想能承受的恒定径向载荷，在这一载荷作用下的基本额定寿命为一百万转。

　　Pr：为径向当量动负荷（KN），指轴承实际所受的各种外加负荷的径向当量变负荷。

　　对于滚子轴承的基本额定寿命：

　　L10=(Cr/Pr)10/3 （百万转）

　　用工作小时数表示轴承的寿命(小时)：为：

　　Lh=(Cr/Pr)10/3/(60n)*106（小时）

　　额定寿命计算方法是根据普通轴承钢和一般工作条件确定的，寿命可靠性为90%。考虑到材料和使用条件的影响以及高可靠性的要求，国际标准化组织对额定寿命公式进行了修正，加入了可靠性系数、材料系数和使用条件系数。

目前，国外先进的球轴承实际使用寿命已是计算寿命的十倍以上，可靠性95%以上，我厂生产的球轴承的使用寿命水平能达到国内的先进水平。

(运转世界大国龙腾 龙出东方 腾达天下 龙腾三类调心滚子轴承 刘兴邦C E MB MA)

滚动轴承的寿命计算详细程序

【一】能力目标

1.能合理的选择常用滚动轴承

2.具有组合设计的能力

【二】知识目标

1.掌握滚动轴承的基本额定寿命、基本额定动载荷及寿命计算

2.熟悉滚动轴承的组合设计

【三】教学的重点与难点

重点：滚动轴承的寿命计算。

难点：滚动轴承的组合设计。

【四】教学方法与手段

采用多媒体教学，结合图片及实物讲授，提高学生的学习兴趣。

【五】教学任务及内容

一、滚动轴承的工作情况分析及计算

（一）滚动轴承的失效形式

1、点蚀

轴承工作时，滚动体和内、外套圈之间产生相对运动，在负荷作用下，滚动体和内、外套圈的接触处产生循环变化的接触疲劳应力。长期工作会产生点蚀破坏，使轴承运转时产生振动、噪声，乃至丧失运转精度。

2、塑性变形

低速轴承和间歇摆动轴承，一般不会产生疲劳点蚀破坏，但在过大的冲击负荷或静负荷下，滚道和滚动体会出现不均匀的永久塑性变形凹坑，增大摩擦，降低运转精度。

3、磨损

在多粉尘或润滑不良条件下，滚动体和套圈的工作面产生磨损。速度过高时还会出现胶合、表面发热甚至滚动体回火。其他还有因安装、拆卸、维护不当引起的元件断裂、锈蚀、化学腐蚀等。

（二）设计准则

1、对回转的滚动轴承，最主要的失效形式是疲劳点蚀破坏。一般情况下，均应进行轴承的寿命计算。

2、对低速轴承或摆动轴承，要求控制其塑性变形，应进行静强度计算。负荷较大或有冲击负荷的回转轴承，亦应进行静强度计算。

3、对高速轴承，主要是由于发热而引起的磨损、烧伤失效，除需要进行寿命计算外，还应验算极限转速。

（三）滚动轴承的寿命计算

1、基本额定寿命和基本额定动负荷

（1）寿命

滚动轴承任一元件的材料首次出现疲劳点蚀前的总转数或在某一给定的恒定转速下的运转小时数。

（2）基本额定寿命

一批型号相同的轴承，在相同的运转条件下，其中90％在疲劳点蚀前能运转的总转数或在给定转速下所能运转的总工作时数。其可靠度为90％，以符号L10或Lh10表示。

（3）基本额定动负荷

轴承的基本额定寿命为一百万(106)转时所能承受的最大负荷为轴承的基本额定动负荷，以Cr表示。

在基本额定动载荷作用下，轴承可以转106转而不发生点蚀失效的可靠度为90%。

纯径向载荷——向心轴承

基本额定动载荷C 纯轴向载荷——推力轴承

指引起套圈间产生相对径向位移时载荷的径向分量——角接触球轴承和圆锥滚子轴承

2、当量动载荷

定义：将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的假想载荷，该假想载荷称为当量动载荷P。

理解为：在当量动载荷P作用下的轴承寿命与实际联合载荷作用下的轴承寿命相同

（1）对只能承受径向载荷R的轴承（N、NA轴承）

P=R

（2）对只能承受轴向载荷A的轴承（推力球（5）和推力滚子（8））

P=A

（3）同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承

P=XR+YA

X——径向载荷系数，Y——轴向载荷系数，X、Y——见表14.13

3、向心角接触轴承轴向力的计算

该类轴承受R→产生派生轴向力S，所以要成对使用，对称安装

（1）派生轴向力大小方向：

a)正装（面对面），支点跨距小，适合于传动零件位于两支承之间；

b)反装（背靠背），实际支距变大，适合于传动零件处于外伸端

（2）实际轴向载荷A的确定

1）当时

轴有向左移动的趋势，使轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”，压紧的轴承1外圈通过滚动体将对内圈和轴产生一个阻止其左移的平衡力，使

∴轴承1的实际轴向载荷为

轴承2上的轴向力，由力的平衡条件

——本身的派生轴向力

2）当时

轴有右移趋势，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”，“2”上产生一个平衡力，使

∴轴承2实际所受的轴向力为

轴承1实际所受的轴向力，由力的平衡条件

——本身派生轴向力

结论：——实际轴向力A的计算方法

1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧”和“放松”的轴承。

2）“压紧”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外，轴上其他所有轴向力代数和。

3）“放松”端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力

4、滚动轴承的寿命计算

轴承的负荷P与寿命L之间的关系曲线如图所示，其方程式为

PεL10=常数

式中 P―当量动负荷（N）

L10―基本额定寿命（106r）

ε―寿命系数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。

已知轴承基本额定寿命为一百万转（1×106r）时的基本额定动载荷为Cr，

由此得寿命公式

若以工作时数表示寿命，得、

式中 n—轴承的工作转速（r/min）；

fp—负荷系数，考虑机器工作时的振动冲击对负荷的修正，

轴承寿命计算后应满足

Lh≥[Lh]

（四）滚动轴承的静强度计算

基本额定静载荷C0：取决于正常运转时轴承允许的塑性变形量，即受载最大的滚动体与滚道接触处中心处引起的接触应力达到一定值

例，调心球：4600Mpa；其他球轴承：4200Mpa；滚子轴承：4000Mpa

轴承的当量静载荷（假想载荷）：在当量载荷作用下轴承的塑性变形量与实际载荷作用下轴承的塑性变形量相同。

R、A——轴承所受的实际径向和轴向载荷

X0、Y0——静径向和轴向载荷系数

如果P0     <R，则取P0=R< span>     </R，则取P0=R<>

（五）滚动轴承的极限转速

n过高→产生高温→润滑剂性能（粘度↓）→使油膜破坏→滚动体回火磨损或胶合失效

——适用于0级公差，润滑冷却却正常，轴承载荷P≤0.1C，向心轴承只受径向载荷，推力轴承只受轴向载荷的轴承。

当P>0.1C，轴承受联合载荷时，润滑情况变坏，∴应对极限转速进行修正，这时轴承实际许用转速为

f1——载荷系数

f2——载荷分布系数

如果

→措施：1.改进润滑；2.改善冷却条件；3.提高轴承精度；4.适当增大游隙；5.改变轴承和保持架的材料（采用特殊材料）

二、滚动轴承的选择

（一）滚动轴承类型的选择

应根据轴承的工作载荷（大小、方向和性质）、转速高低、支承刚性、安装精度、结合各类轴承的特性和应用经验进行综合分析，确定合适的轴承。

几条基本原则：

1、 n高，载荷小，要求旋转精度高→采用球轴承 ；n低，载荷大，或有冲击载荷时→采用滚子轴承——但滚子轴承对轴线偏斜较敏感。

2、主要受径向载荷Fr时→用向心轴承；主要受轴向载荷Fa，n不高时用推力轴承；同时受Fr和Fa均较大时——可采用角接触球轴承7类（n较高时）或圆锥滚子轴承3类（n较低时）；Fr较大，Fa较小时——深沟球~；Fa较大，Fr较小时——深沟球~+推力球轴承组合，或推力角接触轴承。

3、要求n     <nlim——极限转速< span>     </nlim——极限转速<>

6、7、N——极限转速较高；推力轴承——极限转速较低，∴只受Fa而n较高时——不用推力轴承而宁可用6\7两类，球轴承极限转速高于滚子轴承，轻系列极限转速高于中或重系列轴承。

4、当轴的刚性较差或轴承孔不同心时宜用调心轴承。

5、为便于装拆和间隙调整，可选用内、外圈不分离的轴承。

6、6、7两点轴承一般应成对使用，对称安装。

7、旋转精度较高时，应选用较高的公差等级和较小的游隙；转速较高时，应选用较高的公差等级和较大的游隙；公差等级越高，轴承价格越贵；滚子轴承价格高于球轴承，深沟球轴承价格最低

8、优先考虑用普通公差等级的深沟球轴承。

（二）轴承的公差等级

精度高 ————————————→低

公差等级 2 4 5 6 6X 0

新标准 /P2、/P4、/P5、/P6、/P6X、/P0

旧标准 B C D EX E G——普通级可省略

三、滚动轴承的组合设计

滚动轴承的组合结构设计包括：轴承的固定、调整、预紧、配合、装拆、润滑和密封等问题。

（一）滚动轴承的固定

1、周向固定

目的：保证轴承受力后，其内圈与轴颈、外圈与座孔之间不产生相对圆周运动。

方法：轴承内圈与轴颈配合采用基孔制，轴承外圈与轴承座孔配合采用基轴制，并选择合适的配合。

2、轴向固定

目的：保证轴上零件受到轴向力作用时，轴和轴承不致产生轴向相对移动。

内圈与轴：

1）轴肩

2）轴用弹性档圈—A不大、n不高时

3）轴端档圈+紧固螺钉—n较大、A中等

4）圆螺母+止动垫圈—A较大、n较高

5）开口圆锥紧定套+圆螺母和止动垫圈—适于光轴上球面轴承。

外圈与座孔：

1）孔用弹性档圈—A不大时

2）轴承外圈止动槽内嵌入止动环固定

3）轴承盖—A较大，n较高时

4）轴承座孔凸肩

5）螺纹环

6）轴承套环—适于同一轴上两轴承外径不同时。

（二）轴组件的轴向固定

1、双支点单向固定（两端固定式）

两个支承分别限制轴的单向移动，此种结构适用于工作温度变化不大的短轴。

2、单支点双向固定（一端固定，一端游动式）

一个支承限制轴的双向移动，另一个支承可以沿轴向移动。当轴在工作温度较高的条件下工作或轴细长时，为弥补轴受热膨胀时的伸长，常采用一端轴承双向固定、一端轴承游动的结构形式。

3、两端游动

两个支承都采用外圈无挡边的圆柱滚子轴承，轴承的内、外圈各边都要求固定，以保证轴能在轴承外圈的内表面作轴向游动。这种支承适用于要求两端都游动的场合。

（三）滚动轴承支承的调整

轴承组合位置的调整，包括轴承间隙的调整和轴系的轴向位置的调整。

轴承间隙的调整方法很多，最常见的是用增减轴承盖与箱体间的垫片来调整。

轴系位置的调整是为了保证轴上零件获得正确的位置。轴向位置的调整是通过在轴两端的轴承盖处增减垫片实现的。

（四）轴承组合支承部分的刚度和同轴度

安装轴承的轴承座孔处的壁厚应适当加大或设加强肋，保证支承刚度。

　 为保证同一轴上各轴孔的同轴度，箱体一般采用整体铸造的方法生产，并采用直径相同的轴承孔一次加工。

（五）滚动轴承的预紧

预紧的目的是：提高轴承的旋转精度，增加轴承的组合刚性，减小轴在运转时的振动和噪声。

轴承预紧方法：在轴承外圈(或内圈)之间加金属垫片或将外圈(或内圈)磨窄来实现，也可以通过调整两轴之间隔套的宽度等方法来获得。

（六）轴承的安装与拆卸

安装轴承时，可用压力机，也可在内圈上加套后用锤子均匀敲击装入轴颈；对精度要求较高的轴承，还可采用热配法，将轴承放在不到100°C的油中加热后，再装入。

轴承的拆卸则要用专门的拆卸工具。

（七）轴承的润滑与密封

1、轴承的润滑

轴承的润滑的目的：

1）降低摩擦和磨损；

2）散热；

3）缓冲、吸振、降低噪音；

4）防锈和密封。

密封的作用：

1）防止内部润滑剂流失；

2）防止外部灰尘和水分、杂质的侵入。

轴承中常用的润滑剂是润滑油和润滑脂。

1、脂润滑

承载大，不易流失，结构简单，密封和维护方便，但Ff大，易于发热。∴适合于不便经常维护，转速不太高的场合。一般润滑剂的填充量<1/3～1/2轴承空间。常用钙基脂（T<65℃），钠基脂、钙钠基脂（T较高），n较高时，锂基脂。

2、油润滑

油润滑冷却效果较好，f较小，但供油系统和密封装置均较复杂，适于高速场合。

润滑方式有；油浴或飞溅润滑、滴油润滑、喷油润滑、油雾润滑等

润滑油粘度的选择：

1）载荷大，n低，工作温度高时用粘度大的润滑油

2）载荷小，dn大，用粘度低的润滑油，搅油损失小，冷却效果好。

2、轴承的密封

密封的目的：防止灰尘、水分和杂物侵入轴承内，并阻止润滑剂的流失。

(1)接触式密封——适于低速，为防止磨损，要求接触处表面粗糙度小于R1.6～0.8

1)毡圈密封——轴承盖上梯形槽内放置矩形剖面细毛毡，适合于V<4～5m/s，轴承脂润滑的密封

2)橡胶油封（标准件、较常用）——耐油橡胶制唇形密封圈靠弹簧压紧在轴上，唇向外—防灰法，唇向里—防油流失，组合放置—同时起防灰和防油流失的作用。

油封有：J型、U型和O型，适合于v<12m/s

(2)非接触式密封——与轴不直接接触，适合于高速

1)油沟密封（间隙密封）——轴与盖之间约0.1~0.3mm间隙，盖上车出沟槽，槽内充满润滑脂，结构简单，适于v<5~6m/s

2)甩油密封——轴上开沟槽，将欲外流的油沿径向甩开，再经轴承盖上集油腔及油孔流回轴承；挡油环式甩油盘—利用离心力甩去档油环上的油，让其流回油箱内，以防油冲入轴承内。适于轴承脂润滑。

3)曲路密封（迷宫密封）——将旋转和固定的密封零件间的间隙制成曲路形式，缝隙间填入润滑脂，加强密封效果——密封效果较好，适于油和脂沟滑v<30m/s

(3)组合式密封——采用两种以上的密封形式组合在一起，密封的效果较好。

另外，某些标准密封轴承——如单面或双面带防尘盖（-RZ）和密封盖的轴承，由于装配时已填入了润滑脂，∴无需维护或再加密封装置——应用日趋广泛。