1. 軸承壽命怎麼計算
通常，
滾動軸承
壽命計算步驟是：
1．
根據主機的技術參數和支承部位結構，初選軸承的類型和尺寸，計算作用於軸承上的負荷；
2．
計算當量動負荷；
3．
根據軸承額定壽命公式計算軸承的壽命；
4．
驗算額定靜負荷和極限轉速。
滾動軸承額定壽命系指一批軸承中90%的軸承在疲勞剝落前能達到或超過的運轉數（以106轉計）或在一定轉速下的工作小時數。
對於球軸承的
基本額定壽命
：
L10=(Cr/Pr)3
（百萬轉）
在實際計算中，一般用工作小時數表示軸承的壽命(小時)，為：
Lh=(Cr/Pr)3/(60n)*106（小時）
其中Cr：為徑向基本額定動負荷（KN），指一套滾動軸承假想能承受的恆定徑向載荷，在這一載荷作用下的基本額定壽命為一百萬轉。
Pr：為徑向當量動負荷（KN），指軸承實際所受的各種外加負荷的徑向當量變負荷。
對於滾子軸承的基本額定壽命：
L10=(Cr/Pr)10/3
（百萬轉）
用工作小時數表示軸承的壽命(小時)：為：
Lh=(Cr/Pr)10/3/(60n)*106（小時）
額定壽命計算方法是根據普通
軸承鋼
和一般工作條件確定的，壽命可靠性為90%。考慮到材料和使用條件的影響以及高可靠性的要求，
國際標准化組織
對額定壽命公式進行了修正，加入了可靠性系數、材料系數和使用條件系數。
目前，國外先進的球軸承實際使用壽命已是計算壽命的十倍以上，可靠性95%以上，我廠生產的球軸承的使用壽命水平能達到國內的先進水平。
2. 如何計算軸承的當量動載荷和軸承壽命
一、基本額定壽命和基本額定動載荷
1、基本額定壽命L10
軸承壽命：單個滾動軸承中任一元件出現疲勞點蝕前運轉的總轉數或在一定轉速下的工作小時數稱軸承壽命。由於材料、加工精度、熱處理與裝配質量不可能相同,同一批軸承在同樣的工作條件下，各個軸承的壽命有很大的離散性，所以，用數理統計的辦法來處理。
基本額定壽命L10——同一批軸承在相同工作條件下工作，其中90%的軸承在產生疲勞點蝕前所能運轉的總轉數（以106為單位）或一定轉速下的工作時數。（失效概率10%）。
2、基本額定動載荷C
軸承的基本額定壽命L10=1（106轉）時，軸承所能承受的載荷稱基本額定動載荷C。在基本額定動載荷作用下，軸承可以轉106轉而不發生點蝕失效的可靠度為90%。
基本額定動載荷C
（1）向心軸承的C是純徑向載荷；
（2）推力軸承的C是純軸向載荷；
（3）角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的C是指引起套圈間產生相對徑向位移時載荷的徑向分量。
3. 急求機械高手幫幫我
一種單級圓柱齒輪減速器，主要由主、從動變位齒輪、軸承、擋圈、端蓋、主、副殼體、花鍵軸、內花鍵套法蘭、壓蓋、軸承座組成。
其特點是主動變位齒輪是台階式的，一端部齒輪與從動變位齒輪聯接，另一端部與軸承、擋圈固定聯接，軸承的外套與軸承座聯接，軸承座與副殼體表面聯接固定。
此減速器由於主、從齒輪採用變位齒輪，主動變位齒輪的另一端部增加軸承、軸承座，改變過去的懸臂狀態，加強齒輪的工作強度，提高了減速器的壽命。
下面是設計說明書：
修改參數：輸送帶工作拉力：2300N
輸送帶工作速度：1.5m/s
滾筒直徑：400mm
每日工作時數：24h
傳動工作年限：3年
機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器目錄
設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
4. 求助:關於軸承壽命的失效概率問題大神們幫幫忙
目前我國高方平篩的生產廠家和使用廠家，高方平篩是制粉行業主機之一。20世紀80年代中期至90年代初，糧機生產廠家相繼解決了高方平篩的斷裂和竄、漏粉軸承壽命的失效概率問題等技術難題。近幾年，經常有麵粉廠家反映，高方平篩傳動軸NSK軸承會在較短時間內損壞(即提前失效)，因停機更換軸承而影響生產。更換軸承後，有的高方平篩運行狀態良好，連續運行時間很長；而有的高方平篩在較短時間內再次發生軸承提前失效。就這一問題，筆者進行了必要的統計、分析，認為造成軸承提前失效主要有以下原因。 1、裝配不當 在裝配或拆卸傳動軸軸承、軸套時，基本上都是採用機械敲擊方法。此方法安裝SKF軸承時，如果用力不均，用力過大，用力點不合適或裝配不當，都容易使軸承在軸承座和傳動軸內位置不正確，造成軸承安裝完後已有一定的潛在質量問題。同時裝配不當，造成傳動系統的上、下軸承受力不均，受力大的軸承容易提前損壞。 根據多年來的統計，裝配不當造成高方平篩傳動軸軸承提前失效的比例，約占高方平篩傳動軸軸承提前失效總量的15%左右。 2、潤滑不當 由於對潤滑脂應用的理解不一，如傳動軸(或軸承)加工粗糙，造成密封圈磨損，我國生產的高方平篩大部分採用的是53620C3、53b22C3(GB 288-1987)或22320E，22322E(GB/T 288一1994)等調心滾子軸承，均屬不帶密封的FAG軸承，不屬於「免維護」的密封軸承，這就需要定期給軸承補充潤滑脂。不同的麵粉廠可能使用不同的潤滑脂。效益好的廠家使用質量好、價位高的潤滑脂;效益不好的廠家使用質量差、價位低的潤滑脂，或能買到什麼樣的潤滑脂就用什麼樣的潤滑脂，而不管潤滑脂的實際潤滑效果如何，這樣會造成同類型、同批次的高方平篩傳動軸軸承失效時間相差很大。 在使用過程中，潤滑不當的主要表現形式及其原因為： 傳動軸(或軸套)與上軸承的下密封有相對運動， ①潤滑脂加人不充分。這主要是麵粉廠沒有按高方平篩使用說明書的要求按時、按量補充潤滑脂，沒有打開高方平篩INA軸承蓋上的排氣螺堵，用注油槍加人潤滑脂時只能補充進去很少潤滑脂，軸承潤滑不充分。②潤滑脂加人過多。這主要是出於潤滑脂加人越多對軸承越好的錯誤認識。在軸承腔和軸承座內加入過量的潤滑脂，會造成散熱困難，軸承溫升加快，使軸承提前失效。③沒有潤滑脂，造成軸承滾珠與軸承內、外環及保持架之間干摩擦。這主要發生在高方平篩的上軸承。在連續運轉過程中，起不到密封作用，上軸承腔內的潤滑脂沿傳動軸(或軸套)向下流出，造成上軸承腔內無潤滑脂而產生干摩擦，加劇軸承提前失效。 總之，任何潤滑不當都會造成軸承提前失效。據幾年來的統計，潤滑不當造成高方平篩傳動軸軸承提前失效的比例，約占高方平篩傳動軸軸承提前失效總量的35%左右。 3、污染 即污染物(異物)侵人IKO軸承內腔或潤滑脂中，造成軸承運行環境惡化，無法有效運行而提前失效。 軸承是精密零件，如果軸承或其潤滑脂受到污染，軸承將無法有效運行。高方平篩傳動軸軸承在生產裝配過程中，由於裝配環境差，裝配軸承或給軸承加人潤滑脂時，容易造成軸承及潤滑脂不同程度的污染，另一方面，高方平篩在運行過程中，由於各部件密封性差(頂格、出料底板、篩門及篩箱體密封不好)，向外漏粉、噴粉，容易造成麵粉微粒、粉塵等污染物侵人軸承腔內，使軸承運行環境受到污染，軸承無法有效運行，提前失效。 據統計，由於軸承及潤滑脂受到污染，使軸承提前失效的比例約占高方平篩傳動軸軸承提前失效總量的20%左右。 4、疲勞 如其超設計產量運行，就需加大高方平篩回轉圓， 機械設備過載以及使用或維護不當，TIMKEN軸承都會受到影響，導致軸承過早疲勞而提前失效。在製造高方平篩過程中，如果其傳動軸軸承兩安裝孔不同心，同軸度相差較大，調心軸承的調整量無法彌補偏差，則高方平篩在運轉過程中，上、下兩軸承可能處於不正常的過載狀態。另外在安裝、調試高方平篩過程中，沒有找到傳動軸鉛垂位置，造成上、下軸承處於不正常的過載狀態運行。再則，一般麵粉廠的運行都要超其設計能力，這樣可以提高經濟效益，收回投資成本，但造成制粉設備超負荷運行。高方平篩也不例外，以增大產量，提高篩理效率，從而造成高方平篩過載運行，其上、下軸承處於過載運行狀態。這些情況都會造成高方平篩軸承過早疲勞，提前失效。 據統計，因高方平篩過載運行，使軸承過早疲勞並提前失效的比例，約占高方平篩傳動軸軸承提前失效總量的25%左右。 5、其它原因 其它原因造成KOYO軸承提前失效的比例軸承質量差和軸承座內孔加工質量差等，軸承和潤滑脂受到污染、軸承過載疲勞和其它原因(軸承身質量、約占高方平篩傳動軸軸承提前失效總量的5%左右。 總之，高方平篩傳動軸軸承提前失效(損壞)主要是由裝配不當、潤滑不當、軸承座內孔加工質量)等造成。因此在高方平篩的生產製造、工程安裝、使用維護等方面應進一步改進和提高，最大限度地減少造成高方平篩傳動軸NTN軸承提前失效(損壞)因素的產生，提高高方平篩傳動系統的可靠性，減少高方平篩的停機、維修時間，使麵粉企業創造更好的經濟效益。 本文地址： http://www.nskfag.org/news/201105_36753.html
5. 機械設計滾動軸承壽命計算
你內派生軸向力怎麼吊事，擦，不清不楚的，只能認為是軸承2派出去的，那軸承1呢，它的軸向力也是Fr/2Y?磕了，看不懂，這是什麼考試，攻城大師考試，你這水平。。。。。。求個當量載荷真瘠薄南，工程師在哪裡。
6. 滾動軸承的選擇和壽命計算
滾動軸承的選擇和壽命計算。滾動軸承一般要選擇優質的產品，它的使用壽命大約在5年左右，如果是普通的滾輪軸承有可能2~3年。
7. 滾動軸承的壽命和基本額定壽命是什麼含義
所謂軸承壽命，對於單個滾動軸承來說，是指其中一個套圈或滾動體首次出現疲勞點蝕之前，一套圈相對於另一套圈所轉過的轉數。由於對同一批軸承(結構、尺寸、材料、熱處理以及加工等完全相同)，在完全相同的工作條件下進行壽命試驗，它們的疲勞壽命是相當離散的，但總有一個壽命，是90%的軸承都能達到的，工程上把這個壽命，也就是這種具有90％可靠度的軸承壽命稱為軸承的基本額定壽命，即：
軸承的基本額定壽命L10：是指一批相同的軸承，在相同條件下運轉，其中90%軸承在發生疲勞點蝕以前能運轉的總轉數(以106轉為單位)或在一定轉速下所能運轉的總工作小時數（此時基本額定壽命用Lh10表示）。
對每一個具體的軸承，顯然它能在基本額定壽命期內正常工作的概率是90%，點蝕失效的概率是10%。所以基本額定壽命是具有90％可靠度的軸承壽命。
8. 軸承壽命怎麼計算
通常，滾動軸承壽命計算步驟是：
1． 根據主機的技術參數和支承部位結構，初選軸承的類型和尺寸，計算作用於軸承上的負荷；
2． 計算當量動負荷；
3． 根據軸承額定壽命公式計算軸承的壽命；
4． 驗算額定靜負荷和極限轉速。
滾動軸承額定壽命系指一批軸承中90%的軸承在疲勞剝落前能達到或超過的運轉數（以106轉計）或在一定轉速下的工作小時數。
對於球軸承的基本額定壽命：
L10=(Cr/Pr)3 （百萬轉）
在實際計算中，一般用工作小時數表示軸承的壽命(小時)，為：
Lh=(Cr/Pr)3/(60n)*106（小時）
其中Cr：為徑向基本額定動負荷（KN），指一套滾動軸承假想能承受的恆定徑向載荷，在這一載荷作用下的基本額定壽命為一百萬轉。
Pr：為徑向當量動負荷（KN），指軸承實際所受的各種外加負荷的徑向當量變負荷。
對於滾子軸承的基本額定壽命：
L10=(Cr/Pr)10/3 （百萬轉）
用工作小時數表示軸承的壽命(小時)：為：
Lh=(Cr/Pr)10/3/(60n)*106（小時）
額定壽命計算方法是根據普通軸承鋼和一般工作條件確定的，壽命可靠性為90%。考慮到材料和使用條件的影響以及高可靠性的要求，國際標准化組織對額定壽命公式進行了修正，加入了可靠性系數、材料系數和使用條件系數。
目前，國外先進的球軸承實際使用壽命已是計算壽命的十倍以上，可靠性95%以上，我廠生產的球軸承的使用壽命水平能達到國內的先進水平。
9. 軸承的故障頻率怎麼計算
r:軸承轉速，單位：轉/分鍾；n：滾珠個數；d:滾動體直徑；D:軸承節徑；α：滾動體接觸角（contact angle）
外圈故障頻率=r/60 * 1/2 * n(1-d/D *cosα)
內圈故障頻率=r/60 * 1/2 * n(1+d/D *cosα)
滾動體單故障頻率=r/60 * 1/2 * D/d *[1-(d/D)^2 * cos^2(α)]
保持架外圈故障頻率=r/60 * 1/2 * (1-d/D *cosα)
其實外圈故障頻率=轉速/60 *Outer Ring(BPO):過外圈頻率
內圈故障頻率=轉速/60 *Inner Ring(BPI):過內圈頻率
滾動體單故障頻率=轉速/60 *(BS):球的自旋頻率（注意：美國數據的表格中Rolling Element=2*BS，因此表格中的參數是滾動體雙故障頻率）
保持架外圈故障頻率=轉速/60 *cage Train(FT):保持架頻率
實例：驅動端的特徵頻率
外圈故障=104.56Hz
內圈故障=157.94Hz
滾動體故障=137.48Hz
重要說明
1.滾動故障的計算公式是針對球撞擊內圈或者外圈情況。如果有疵點的滾球同時撞擊內圈和外圈，那麼其頻率值應該加倍。
2.由於受各種實際情況如滑動、打滑、磨損、軸承各參數的不緊缺等的影響，我們計算出來的故障特徵頻率可能與真實值有小范圍的差異。
3.有很多滾動體故障時滾動體故障頻率是以偶數倍頻出現的。
10. 滾動軸承的失效形式及選擇計算
1.滾動軸承的失效形式
（1）疲勞點蝕：軸承工作時，作用於軸上的力是通過軸承內圈、滾動體、外圈傳到機座上，使滾動體與內、外圈滾道的接觸表面產生接觸應力。由於內、外圈要做相對運動，滾動體沿滾道滾動，所以接觸表面的接觸應力按脈動循環規律變化。當應力循環次數達到一定值後，在滾動體或內、外圈滾道的表層金屬將發生剝落，即形成疲勞點蝕，從而使軸承產生振動和雜訊，旋轉精度下降，影響機器的正常工作。疲勞點蝕是滾動軸承的主要失效形式。
（2）塑性變形：當軸承的轉速很低（n＜10r/min）或間歇擺動時，一般不會發生疲勞點蝕，此時軸承往往因受過大的靜載荷或沖擊載荷，使內、外圈滾道與滾動體接觸處的局部應力超過材料的屈服點而產生塑性變形，形成不均勻的凹坑，使軸承失效。
2.軸承的壽命與壽命計算
（1）軸承的壽命：滾動軸承的壽命是指軸承中任何一個滾動體或內、外圈滾道上出現疲勞點蝕前軸承轉過的總轉數，或在一定轉速下總的工作小時數。
一批類型、尺寸相同的軸承，由於材料、加工精度、熱處理與裝配質量不可能完全相同，即使在同樣條件下工作，各個軸承的壽命也是不同的，壽命最長與最短的相差可達幾十倍，因此人們很難預測出單個軸承的具體壽命。為了保證軸承工作的可靠性，在國標中規定以基本額定壽命作為計算依據。
軸承的基本額定壽命是指一批相同的軸承，在同樣條件下工作，其中10％的軸承產生疲勞點蝕時轉過的總轉數，以L10表示。
基本額定壽命為106r時軸承所能承受的載荷稱為基本額定動載荷，以C表示。軸承在基本額定動載荷作用下，工作106r不發生疲勞點蝕的可靠度是90％。對於徑向接觸軸承C是徑向載荷，軸向接觸軸承C是中心軸向載荷，向心角接觸軸承C是載荷的徑向分量。各種類型和不同尺寸軸承的C值查機械設計手冊。
（2）壽命計算：軸承基本額定壽命的計算式為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：L10為軸承的基本額定壽命，106r；FP為當量動載荷，見本節之當量動載荷計算；ε為壽命指數，球軸承ε＝3，滾子軸承ε≈10/3。
實際計算時，人們習慣於以時間Lh（h）作為軸承的壽命。若軸承轉速為n（r/min），則軸承壽命計算的另一表達式為
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
當軸承的工作溫度高於120℃時，會降低軸承的壽命，影響基本額定動載荷；工作中的沖擊和振動，將使軸承實際工作載荷加大，故在計算時應分別引入溫度系數ft（表2-11）和載荷系數fp（表2-12）對C值和Fp值加以修正。此時軸承的壽命計算式為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
表2-11 溫度系數ft
表2-12 載荷系數fp
3.當量動載荷的計算
當量動載荷是一個假想載荷，在這個載荷作用下，軸承的壽命與實際載荷作用下的壽命相同。
對於僅能承受徑向載荷的圓柱滾子軸承，當量動載荷為軸承的徑向載荷Fr，即
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
對於只能承受軸向載荷的推力球軸承，當量動載荷為軸承的軸向載荷Fa，即
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
對於能同時承受徑向和軸向載荷的深溝球軸承、調心軸承和向心角接觸軸承，當量動載荷的計算式為
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Fr為軸承所受的徑向載荷；Fa為軸承所受的軸向載荷；X為徑向載荷系數，見表2-13；Y為軸向載荷系數，見表2-13。
查表2-13時，對於深溝球軸承和7000C型角接觸球軸承，需先計算Fa/C0，查出e值，再計算Fα/Fr並與e比較後才能確定X、Y值。
表2-13 徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y
註：1.C0為軸承的基本額定靜載荷，查機械設計手冊。
2.e為系數X和Y不同值時Fa/Fr適用范圍的界限值。
3.對於Fa/C0的中間值，其e和Y值可由線性內插法求得。
4.向心角接觸軸承軸向載荷的計算
如圖2-9所示，由於向心角接觸軸承有接觸角α，故軸承在受到徑向載荷作用時，承載區內每一個滾動體的法向力FQi可分解成徑向分力FRi和軸向分力FSi。各滾動體軸向分力之和FS（FS＝∑iFSi）將使軸承外圈與內圈沿軸向有分離的趨勢，故這類軸承都應成對使用反向安裝。
圖2-9 向心角接觸軸承的內部軸向力
FS是在徑向載荷作用下產生的軸向力，通常稱為內部軸向力，其大小按表2-14所給公式求出，方向（對軸而言）沿軸向由軸承外圈的寬邊指向窄邊。
向心角接觸軸承在成對使用時實際所受的軸向載荷Fa，除與外加軸向載荷FA有關外，還應考慮內部軸向力FS的影響。
表2-14 向心角接觸軸承內部軸向力FS
註：Y值查機械設計手冊。
圖2-10為角接觸球軸承的兩種安裝方式，圖2-10a為兩外圈的窄邊相對，圖2-10b為兩外圈的寬邊相對。FA為外加軸向載荷，FS1、FS2分別為軸承1、2的內部軸向力，兩軸承所受的實際軸向載荷，可根據力平衡條件求出。
圖2-10 角接觸軸承的軸向載荷分析
對於軸承1：因FS2與FA方向相反，故軸承所受軸向載荷應通過比較FS1與FS2-FA的大小來確定。
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
對於軸承2：因FS1與FA方向相同，故軸承所受軸向載荷應通過比較FS2與FS1＋FA的大小來確定。
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
如果外加軸向載荷FA方向與圖示方向相反，則應取（-FA）代入公式計算。
5.滾動軸承的靜載荷計算
軸承靜載荷計算的目的是防止軸承產生過大的塑性變形。
軸承在某一載荷作用下，若受載最大的滾動體與內、外圈滾道接觸處的接觸應力達到：球軸承———4200MPa（調心球軸承4600MPa），滾子軸承———4000MPa，這個載荷稱為基本額定靜載荷，以C0表示。實踐表明，軸承在不超過該載荷作用下能正常工作。因此，基本額定靜載荷是軸承靜載荷的計算依據。對於徑向接觸軸承，C0是徑向載荷；對於向心角接觸軸承，C0是載荷的徑向分量；對於軸向接觸軸承C0是中心軸向
載荷。軸承在工作時，如果同時承受徑向載荷與軸向載荷，則應按當量靜載荷進行計算。當量靜載荷是一個假想載荷，軸承在這個載荷作用下，受力最大處的滾動體與內、外圈滾道塑性變形量總和與實際載荷作用下塑性變形量總和相等。對於徑向接觸軸承和向心角接觸軸承，當量靜載荷是徑向載荷；對於軸向接觸軸承，當量靜載荷是軸向載荷。當量靜載荷以FP0表示，它與實際載荷的關系是
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Fr為軸承所受的徑向載荷；Fa為軸承所受的軸向載荷；X0為靜徑向載荷系數，見表2-15；Y0為靜軸向載荷系數，見表2-15。
表2-15 靜徑向載荷系數X0與靜軸向載荷系數Y0
當計算結果FP0＜Fr時，應取FP0＝Fr
按靜載荷計算的強度條件是
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：C0為軸承的基本額定靜載荷，查機械設計手冊；S0為安全系數，見表2-16。
表2-16 安全系數S0