滚动轴承失效的概率怎么算

1. 轴承寿命怎么计算

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。

2. 如何计算轴承的当量动载荷和轴承寿命

一、基本额定寿命和基本额定动载荷
1、基本额定寿命L10
轴承寿命：单个滚动轴承中任一元件出现疲劳点蚀前运转的总转数或在一定转速下的工作小时数称轴承寿命。由于材料、加工精度、热处理与装配质量不可能相同,同一批轴承在同样的工作条件下，各个轴承的寿命有很大的离散性，所以，用数理统计的办法来处理。
基本额定寿命L10——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数（以106为单位）或一定转速下的工作时数。（失效概率10%）。
2、基本额定动载荷C
轴承的基本额定寿命L10=1（106转）时，轴承所能承受的载荷称基本额定动载荷C。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%。
基本额定动载荷C
（1）向心轴承的C是纯径向载荷；
（2）推力轴承的C是纯轴向载荷；
（3）角接触球轴承和圆锥滚子轴承的C是指引起套圈间产生相对径向位移时载荷的径向分量。

3. 急求机械高手帮帮我

一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N

输送带工作速度：1.5m/s

滚筒直径：400mm

每日工作时数：24h

传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

4. 求助:关于轴承寿命的失效概率问题大神们帮帮忙

目前我国高方平筛的生产厂家和使用厂家，高方平筛是制粉行业主机之一。20世纪80年代中期至90年代初，粮机生产厂家相继解决了高方平筛的断裂和窜、漏粉轴承寿命的失效概率问题等技术难题。近几年，经常有面粉厂家反映，高方平筛传动轴NSK轴承会在较短时间内损坏(即提前失效)，因停机更换轴承而影响生产。更换轴承后，有的高方平筛运行状态良好，连续运行时间很长；而有的高方平筛在较短时间内再次发生轴承提前失效。就这一问题，笔者进行了必要的统计、分析，认为造成轴承提前失效主要有以下原因。 1、装配不当 在装配或拆卸传动轴轴承、轴套时，基本上都是采用机械敲击方法。此方法安装SKF轴承时，如果用力不均，用力过大，用力点不合适或装配不当，都容易使轴承在轴承座和传动轴内位置不正确，造成轴承安装完后已有一定的潜在质量问题。同时装配不当，造成传动系统的上、下轴承受力不均，受力大的轴承容易提前损坏。 根据多年来的统计，装配不当造成高方平筛传动轴轴承提前失效的比例，约占高方平筛传动轴轴承提前失效总量的15%左右。 2、润滑不当 由于对润滑脂应用的理解不一，如传动轴(或轴承)加工粗糙，造成密封圈磨损，我国生产的高方平筛大部分采用的是53620C3、53b22C3(GB 288-1987)或22320E，22322E(GB/T 288一1994)等调心滚子轴承，均属不带密封的FAG轴承，不属于“免维护”的密封轴承，这就需要定期给轴承补充润滑脂。不同的面粉厂可能使用不同的润滑脂。效益好的厂家使用质量好、价位高的润滑脂;效益不好的厂家使用质量差、价位低的润滑脂，或能买到什么样的润滑脂就用什么样的润滑脂，而不管润滑脂的实际润滑效果如何，这样会造成同类型、同批次的高方平筛传动轴轴承失效时间相差很大。 在使用过程中，润滑不当的主要表现形式及其原因为： 传动轴(或轴套)与上轴承的下密封有相对运动， ①润滑脂加人不充分。这主要是面粉厂没有按高方平筛使用说明书的要求按时、按量补充润滑脂，没有打开高方平筛INA轴承盖上的排气螺堵，用注油枪加人润滑脂时只能补充进去很少润滑脂，轴承润滑不充分。②润滑脂加人过多。这主要是出于润滑脂加人越多对轴承越好的错误认识。在轴承腔和轴承座内加入过量的润滑脂，会造成散热困难，轴承温升加快，使轴承提前失效。③没有润滑脂，造成轴承滚珠与轴承内、外环及保持架之间干摩擦。这主要发生在高方平筛的上轴承。在连续运转过程中，起不到密封作用，上轴承腔内的润滑脂沿传动轴(或轴套)向下流出，造成上轴承腔内无润滑脂而产生干摩擦，加剧轴承提前失效。 总之，任何润滑不当都会造成轴承提前失效。据几年来的统计，润滑不当造成高方平筛传动轴轴承提前失效的比例，约占高方平筛传动轴轴承提前失效总量的35%左右。 3、污染 即污染物(异物)侵人IKO轴承内腔或润滑脂中，造成轴承运行环境恶化，无法有效运行而提前失效。 轴承是精密零件，如果轴承或其润滑脂受到污染，轴承将无法有效运行。高方平筛传动轴轴承在生产装配过程中，由于装配环境差，装配轴承或给轴承加人润滑脂时，容易造成轴承及润滑脂不同程度的污染，另一方面，高方平筛在运行过程中，由于各部件密封性差(顶格、出料底板、筛门及筛箱体密封不好)，向外漏粉、喷粉，容易造成面粉微粒、粉尘等污染物侵人轴承腔内，使轴承运行环境受到污染，轴承无法有效运行，提前失效。 据统计，由于轴承及润滑脂受到污染，使轴承提前失效的比例约占高方平筛传动轴轴承提前失效总量的20%左右。 4、疲劳 如其超设计产量运行，就需加大高方平筛回转圆， 机械设备过载以及使用或维护不当，TIMKEN轴承都会受到影响，导致轴承过早疲劳而提前失效。在制造高方平筛过程中，如果其传动轴轴承两安装孔不同心，同轴度相差较大，调心轴承的调整量无法弥补偏差，则高方平筛在运转过程中，上、下两轴承可能处于不正常的过载状态。另外在安装、调试高方平筛过程中，没有找到传动轴铅垂位置，造成上、下轴承处于不正常的过载状态运行。再则，一般面粉厂的运行都要超其设计能力，这样可以提高经济效益，收回投资成本，但造成制粉设备超负荷运行。高方平筛也不例外，以增大产量，提高筛理效率，从而造成高方平筛过载运行，其上、下轴承处于过载运行状态。这些情况都会造成高方平筛轴承过早疲劳，提前失效。 据统计，因高方平筛过载运行，使轴承过早疲劳并提前失效的比例，约占高方平筛传动轴轴承提前失效总量的25%左右。 5、其它原因 其它原因造成KOYO轴承提前失效的比例轴承质量差和轴承座内孔加工质量差等，轴承和润滑脂受到污染、轴承过载疲劳和其它原因(轴承身质量、约占高方平筛传动轴轴承提前失效总量的5%左右。 总之，高方平筛传动轴轴承提前失效(损坏)主要是由装配不当、润滑不当、轴承座内孔加工质量)等造成。因此在高方平筛的生产制造、工程安装、使用维护等方面应进一步改进和提高，最大限度地减少造成高方平筛传动轴NTN轴承提前失效(损坏)因素的产生，提高高方平筛传动系统的可靠性，减少高方平筛的停机、维修时间，使面粉企业创造更好的经济效益。 本文地址： http://www.nskfag.org/news/201105_36753.html

5. 机械设计滚动轴承寿命计算

你内派生轴向力怎么吊事，擦，不清不楚的，只能认为是轴承2派出去的，那轴承1呢，它的轴向力也是Fr/2Y?磕了，看不懂，这是什么考试，攻城大师考试，你这水平。。。。。。求个当量载荷真瘠薄南，工程师在哪里。

6. 滚动轴承的选择和寿命计算

滚动轴承的选择和寿命计算。滚动轴承一般要选择优质的产品，它的使用寿命大约在5年左右，如果是普通的滚轮轴承有可能2~3年。

7. 滚动轴承的寿命和基本额定寿命是什么含义

所谓轴承寿命，对于单个滚动轴承来说，是指其中一个套圈或滚动体首次出现疲劳点蚀之前，一套圈相对于另一套圈所转过的转数。由于对同一批轴承(结构、尺寸、材料、热处理以及加工等完全相同)，在完全相同的工作条件下进行寿命试验，它们的疲劳寿命是相当离散的，但总有一个寿命，是90%的轴承都能达到的，工程上把这个寿命，也就是这种具有90％可靠度的轴承寿命称为轴承的基本额定寿命，即：
轴承的基本额定寿命L10：是指一批相同的轴承，在相同条件下运转，其中90%轴承在发生疲劳点蚀以前能运转的总转数(以106转为单位)或在一定转速下所能运转的总工作小时数（此时基本额定寿命用Lh10表示）。
对每一个具体的轴承，显然它能在基本额定寿命期内正常工作的概率是90%，点蚀失效的概率是10%。所以基本额定寿命是具有90％可靠度的轴承寿命。

8. 轴承寿命怎么计算

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。

9. 轴承的故障频率怎么计算

r:轴承转速，单位：转/分钟；n：滚珠个数；d:滚动体直径；D:轴承节径；α：滚动体接触角（contact angle）
外圈故障频率=r/60 * 1/2 * n(1-d/D *cosα)
内圈故障频率=r/60 * 1/2 * n(1+d/D *cosα)
滚动体单故障频率=r/60 * 1/2 * D/d *[1-(d/D)^2 * cos^2(α)]
保持架外圈故障频率=r/60 * 1/2 * (1-d/D *cosα)

其实外圈故障频率=转速/60 *Outer Ring(BPO):过外圈频率
内圈故障频率=转速/60 *Inner Ring(BPI):过内圈频率
滚动体单故障频率=转速/60 *(BS):球的自旋频率（注意：美国数据的表格中Rolling Element=2*BS，因此表格中的参数是滚动体双故障频率）
保持架外圈故障频率=转速/60 *cage Train(FT):保持架频率

实例：驱动端的特征频率
外圈故障=104.56Hz
内圈故障=157.94Hz
滚动体故障=137.48Hz

重要说明
1.滚动故障的计算公式是针对球撞击内圈或者外圈情况。如果有疵点的滚球同时撞击内圈和外圈，那么其频率值应该加倍。
2.由于受各种实际情况如滑动、打滑、磨损、轴承各参数的不紧缺等的影响，我们计算出来的故障特征频率可能与真实值有小范围的差异。
3.有很多滚动体故障时滚动体故障频率是以偶数倍频出现的。

10. 滚动轴承的失效形式及选择计算

1.滚动轴承的失效形式

（1）疲劳点蚀：轴承工作时，作用于轴上的力是通过轴承内圈、滚动体、外圈传到机座上，使滚动体与内、外圈滚道的接触表面产生接触应力。由于内、外圈要做相对运动，滚动体沿滚道滚动，所以接触表面的接触应力按脉动循环规律变化。当应力循环次数达到一定值后，在滚动体或内、外圈滚道的表层金属将发生剥落，即形成疲劳点蚀，从而使轴承产生振动和噪声，旋转精度下降，影响机器的正常工作。疲劳点蚀是滚动轴承的主要失效形式。

（2）塑性变形：当轴承的转速很低（n＜10r/min）或间歇摆动时，一般不会发生疲劳点蚀，此时轴承往往因受过大的静载荷或冲击载荷，使内、外圈滚道与滚动体接触处的局部应力超过材料的屈服点而产生塑性变形，形成不均匀的凹坑，使轴承失效。

2.轴承的寿命与寿命计算

（1）轴承的寿命：滚动轴承的寿命是指轴承中任何一个滚动体或内、外圈滚道上出现疲劳点蚀前轴承转过的总转数，或在一定转速下总的工作小时数。

一批类型、尺寸相同的轴承，由于材料、加工精度、热处理与装配质量不可能完全相同，即使在同样条件下工作，各个轴承的寿命也是不同的，寿命最长与最短的相差可达几十倍，因此人们很难预测出单个轴承的具体寿命。为了保证轴承工作的可靠性，在国标中规定以基本额定寿命作为计算依据。

轴承的基本额定寿命是指一批相同的轴承，在同样条件下工作，其中10％的轴承产生疲劳点蚀时转过的总转数，以L₁₀表示。

基本额定寿命为10⁶r时轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，以C表示。轴承在基本额定动载荷作用下，工作10⁶r不发生疲劳点蚀的可靠度是90％。对于径向接触轴承C是径向载荷，轴向接触轴承C是中心轴向载荷，向心角接触轴承C是载荷的径向分量。各种类型和不同尺寸轴承的C值查机械设计手册。

（2）寿命计算：轴承基本额定寿命的计算式为：

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：L₁₀为轴承的基本额定寿命，10⁶r；F_P为当量动载荷，见本节之当量动载荷计算；ε为寿命指数，球轴承ε＝3，滚子轴承ε≈10/3。

实际计算时，人们习惯于以时间L_h（h）作为轴承的寿命。若轴承转速为n（r/min），则轴承寿命计算的另一表达式为

液压动力头岩心钻机设计与使用

当轴承的工作温度高于120℃时，会降低轴承的寿命，影响基本额定动载荷；工作中的冲击和振动，将使轴承实际工作载荷加大，故在计算时应分别引入温度系数ft（表2-11）和载荷系数f_p（表2-12）对C值和F_p值加以修正。此时轴承的寿命计算式为：

液压动力头岩心钻机设计与使用

表2-11 温度系数f_t

表2-12 载荷系数f_p

3.当量动载荷的计算

当量动载荷是一个假想载荷，在这个载荷作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同。

对于仅能承受径向载荷的圆柱滚子轴承，当量动载荷为轴承的径向载荷F_r，即

液压动力头岩心钻机设计与使用

对于只能承受轴向载荷的推力球轴承，当量动载荷为轴承的轴向载荷F_a，即

液压动力头岩心钻机设计与使用

对于能同时承受径向和轴向载荷的深沟球轴承、调心轴承和向心角接触轴承，当量动载荷的计算式为

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：F_r为轴承所受的径向载荷；F_a为轴承所受的轴向载荷；X为径向载荷系数，见表2-13；Y为轴向载荷系数，见表2-13。

查表2-13时，对于深沟球轴承和7000C型角接触球轴承，需先计算F_a/C₀，查出e值，再计算F_α/F_r并与e比较后才能确定X、Y值。

表2-13 径向载荷系数X和轴向载荷系数Y

注：1.C₀为轴承的基本额定静载荷，查机械设计手册。

2.e为系数X和Y不同值时F_a/F_r适用范围的界限值。

3.对于F_a/C₀的中间值，其e和Y值可由线性内插法求得。

4.向心角接触轴承轴向载荷的计算

如图2-9所示，由于向心角接触轴承有接触角α，故轴承在受到径向载荷作用时，承载区内每一个滚动体的法向力F_Qi可分解成径向分力F_Ri和轴向分力F_Si。各滚动体轴向分力之和F_S^（F_S＝∑_iF_Si^{）将使轴承外圈与内圈沿轴向有分离的趋势，故这类轴承都应成对}使用反向安装。

图2-9 向心角接触轴承的内部轴向力

F_S是在径向载荷作用下产生的轴向力，通常称为内部轴向力，其大小按表2-14所给公式求出，方向（对轴而言）沿轴向由轴承外圈的宽边指向窄边。

向心角接触轴承在成对使用时实际所受的轴向载荷F_a，除与外加轴向载荷F_A有关外，还应考虑内部轴向力F_S的影响。

表2-14 向心角接触轴承内部轴向力F_S

注：Y值查机械设计手册。

图2-10为角接触球轴承的两种安装方式，图2-10a为两外圈的窄边相对，图2-10b为两外圈的宽边相对。F_A为外加轴向载荷，F_S1、F_S2分别为轴承1、2的内部轴向力，两轴承所受的实际轴向载荷，可根据力平衡条件求出。

图2-10 角接触轴承的轴向载荷分析

对于轴承1：因F_S2与F_A方向相反，故轴承所受轴向载荷应通过比较F_S1与F_S2-F_A的大小来确定。

液压动力头岩心钻机设计与使用

对于轴承2：因F_S1与F_A方向相同，故轴承所受轴向载荷应通过比较F_S2与F_S1＋F_A的大小来确定。

液压动力头岩心钻机设计与使用

如果外加轴向载荷F_A方向与图示方向相反，则应取（-F_A）代入公式计算。

5.滚动轴承的静载荷计算

轴承静载荷计算的目的是防止轴承产生过大的塑性变形。

轴承在某一载荷作用下，若受载最大的滚动体与内、外圈滚道接触处的接触应力达到：球轴承———4200MPa（调心球轴承4600MPa），滚子轴承———4000MPa，这个载荷称为基本额定静载荷，以C₀表示。实践表明，轴承在不超过该载荷作用下能正常工作。因此，基本额定静载荷是轴承静载荷的计算依据。对于径向接触轴承，C₀是径向载荷；对于向心角接触轴承，C₀是载荷的径向分量；对于轴向接触轴承C₀是中心轴向

载荷。轴承在工作时，如果同时承受径向载荷与轴向载荷，则应按当量静载荷进行计算。当量静载荷是一个假想载荷，轴承在这个载荷作用下，受力最大处的滚动体与内、外圈滚道塑性变形量总和与实际载荷作用下塑性变形量总和相等。对于径向接触轴承和向心角接触轴承，当量静载荷是径向载荷；对于轴向接触轴承，当量静载荷是轴向载荷。当量静载荷以F_P0表示，它与实际载荷的关系是

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：F_r为轴承所受的径向载荷；F_a为轴承所受的轴向载荷；X₀为静径向载荷系数，见表2-15；Y₀为静轴向载荷系数，见表2-15。

表2-15 静径向载荷系数X₀与静轴向载荷系数Y₀

当计算结果F_P0＜F_r时，应取F_P0＝F_r

按静载荷计算的强度条件是

液压动力头岩心钻机设计与使用

式中：C₀为轴承的基本额定静载荷，查机械设计手册；S₀为安全系数，见表2-16。

表2-16 安全系数S₀