軸承壽命計算中c0怎麼用

㈠ 軸承壽命的計算公式以標准SKF為例！

以下是關於SKF軸承機械使用的壽命表，該表格為正常安裝後的SKF軸承使用壽命估算值，不受型號限制，但受到安裝及工作環境限制。
機械類型：家用電器，農業機械，醫療設備，儀器設備約定；工作時間：300-3000
機械類型：短時間間接性的使用，電動工具，車間起重設備，建築設備和機械約定；工作時間：3000-8000
機械類型：短時間或間歇性使用的設備，但要求較高的運行可靠性，例如升降機(電梯)用於包裝貨物的起重機械或吊索輪約定；工作時間：8000-12000
機械類型：每天工作8小時，但並非全部時間運行的機械，一般使用齒輪傳動結構，例如工業電機，轉盤式碎石機約定；工作時間：10000-250000
機械類型：每天工作8小時，但並非全部時間運行的機械，例如機床，木材機械，連續生產的機械，例如起重機械，通風設備，輸送機，印刷設備，分離機，離心機等約定；工作時間：20000-30000
機械類型：24小時運轉的機械，軋鋼廠用的齒輪，中型電機，壓縮機，采礦用起重機，泵或紡織機械；工作時間：40000-50000
機械類型：風電機械設備，包括主軸，擺動機構，齒輪箱，發電機軸承；工作時間：30000-100000
機械類型：自來水廠用的機械，如轉爐，電纜攪股架等；工作時間：60000-100000
機械類型：大型電機，發電廠設備，礦井水泵，礦場用通風設備，遠洋輪的主軸軸承；工作時間：>100000

㈡ 軸承校核是幹嘛

滾動軸承的校核計算
1基本概念
1.軸承壽命：軸承中任一元件出現疲勞剝落擴展跡象前運轉的總轉數或一定轉速下的工作小時數。
批量生產的元件，由於材料的不均勻性，導致軸承的壽命有很大的離散性，最長和最短的壽命可達幾十倍，必須採用統計的方法進行處理。
2.基本額定壽命：是指90%可靠度、常用材料和加工質量、常規運轉條件下的壽命，以符號L10(r)或L10h(h)表示。
3.基本額定動載荷(C)：基本額定壽命為一百萬轉(106)時軸承所能承受的恆定載荷。即在基本額定動載荷作用下，軸承可以工作106轉而不發生點蝕失效，其可靠度為90%。基本額定動載荷大，軸承抗疲勞的承載能力相應較強。
4.基本額定靜載荷(徑向C0r，軸向C0a)：是指軸承最大載荷滾動體與滾道接觸中心處引起以下接觸應力時所相當的假象徑向載荷或中心軸向靜載荷。
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基本額定動載荷Cr(徑向)或Ca(軸向)，滿足一定靜強度要求的基本額定靜強度C0r(徑向)或C0a(軸向)和控制軸承磨損的極限轉速N0。各種軸承性能指標值C、C0、N0等可查有關手冊。
2壽命校核計算公式
滾動軸承的壽命隨載荷的增大而降低，壽命與載荷的關系曲線如圖17-6，其曲線方程為
PεL10=常數
其中P-當量動載荷，N；L10-基本額定壽命，常以106r為單位(當壽命為一百萬轉時，L10=1)；ε-壽命指數，球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3。
由手冊查得的基本額定動載荷C是以L10=1、可靠度為90%為依據的。由此可得當軸承的當量動載荷為P時以轉速為單位的基本額定壽命L10為
Cε×1=Pε×L10
L10=(C/P)ε106r (17.6)
若軸承工作轉速為n r/min，可求出以小時數為單位的基本額定壽命h(17.7)
應取L10≥Lh＇。Lh＇為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。
若已知軸承的當量動載荷P和預期使用壽命Lh＇，則可按下式求得相應的計算額定動載荷C＇，它與所選用軸承型號的C值必須滿足下式要求N(17.8)
3當量動載荷
在實際工況中，滾動軸承常同時受徑向和軸向聯合載荷，為了計算軸承壽命時將基本額定動載荷與實際載荷在相同條件下比較，需將實際工作載荷轉化為當量動載荷。在當量動載荷作用下，軸承的壽命與實際聯合載荷下軸承的壽命相同。當量動載荷P的計算公式是
P=XFr+YFa
式中Fr-徑向載荷，N；Fa-軸向載荷，N；X，Y-徑向動載荷系數和軸向動載荷系數，由表17-7查取。
4角接觸軸承的載荷計算
對"3"、"7"類軸承，由於本身結構的特點，當有徑向力作用時會產生派生S，在計算時應考慮。
1.裝配形式必須成對安裝：正裝(或稱為"面對面")-兩支點距離較短；見圖17-7a。反裝(或成為"背靠背")-兩指點距離較長，適用於懸臂安裝傳動件的軸承，見圖17-7b。
2.軸承作用力在軸上的作用點
軸上支點是在滾動體與滾道接觸點法線與軸線交點上，見圖17-8。圖中的O，距外端面的距離為a，此值可查手冊。
3.軸向力的計算
分析角接觸軸承所受的軸向載荷要同時考慮由徑向力引起的附加軸向力和作用於軸上的其他工作軸向力，根據具體情況由力的平衡關系進行計算。
FR和FA分別為作用於軸上的徑向和軸向載荷，兩軸承的徑向反力為Fr1及Fr2，相應產生的附加軸向力則為Fs1和Fs2。作用於軸上的各軸向力如圖17-10。
根據軸的平衡關系按下列兩種情況分析軸承Ⅰ、Ⅱ所受的軸向力：
-如果FS1+FA>Fs2(圖17-11)，軸有向右移動的趨勢，使軸承Ⅱ"壓緊"，軸的右端將通過軸承Ⅱ受一平衡反力Fs2＇，由此可求出軸承Ⅱ的軸向力為
Fa2=Fs2+Fs2＇=Fs1+FA
因軸承Ⅰ只受附加軸向力，故
Fa1=FS1
-如果FS1+FAs2(圖17-12)，軸有向左移動的趨勢，使軸承Ⅰ"壓緊"，此時軸的左端將通過軸承Ⅰ受一平衡反力Fs1＇，由此可求出兩軸承上的軸向力分別為
Fa1=Fs1+FS1＇=Fs2-FA
Fa2=Fs2
計算角接觸軸承軸向力的方法可歸納如下：1)判明軸上全部軸向力(包括外載荷和軸承的附加軸向力)合力的指向，確定"壓緊"端軸承；2)"壓緊"端軸承的軸向力等於除本身的附加軸向力外其他所有軸向力的代數和；3)另一端軸承的軸向力等於它本身的附加軸向力。
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轉速為零時作用在軸承上的載荷。為了限制滾動軸承在靜載荷作用下產生過大的接觸應力和永久變形，需進行靜載荷計算。按額定靜載荷選擇軸承，其基本公式為
C0≥C0＇=S0P0
式中C0-基本額定靜載荷，N；C0＇-計算額定靜載荷，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，安全系數可參考表17-9選取。
若軸承轉速較低，對運轉精度和摩擦力矩要求不高時，允許有較大的接觸應力，可取S0<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
滾動軸承轉速過高時會使摩擦面間產生高溫，影響潤滑劑性能，破壞油膜，從而導致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，達到所能承受最高熱平衡溫度時的轉速值。軸承的工作轉速應低於其極限轉速。
滾動軸承性能表中所給出的極限轉速值分別是在脂潤滑和油潤滑條件下確定的，且僅適用於0級公差、潤滑冷卻正常、與剛性軸承座和軸配合、軸承載荷P≤0.1C(C為軸承的基本額定動載荷，向心軸承只受徑向載荷，推力軸承只受軸向載荷)的軸承。
當滾動軸承載荷P>0.1C時，接觸應力將增大；軸承承受聯合載荷時，受載滾動體將增加，這都會增大軸承接觸表面間的摩擦，使潤滑狀態變壞。此時，極限轉速值應修正，實際許用轉速值可按下式計算
N=f1f2N0
式中N-實際許用轉速，r/min；N0-軸承的極限轉速，r/min；f1-載荷系數；f2-載荷分布系數。

㈢ 滾動軸承的額定壽命是指什麼

滾動軸承中任一元件出現接觸疲勞磨損前的運轉總轉數或在一定轉速下的總工作時數，稱為軸承壽滾動軸承的壽命參差很大，同一批生產的軸承在相同條件下運轉，其壽命可相差數倍甚至數十倍。同一批軸承中的90%在疲勞剝落前能達到或超過的總轉數（或工作時數）時稱為額定壽命L。

額定壽命為100萬轉時所能承受的載荷為額定動負荷C。承受載荷最大的滾動體與滾道接觸處的塑性變形量之和達到萬分之一滾動體直徑時，所能承受的負荷為額定靜負荷C0。額定負荷越大，軸承的負荷能力越強。向心軸承的額定負荷是純徑向負荷，推力軸承的額定載荷是純軸向載荷。軸承的實際負荷情況常與額定負荷不同，須換算成當量負荷。

在當量動負荷P作用下，軸承的壽命與實際負荷條件下的壽命相同。在當量靜負荷P0作用下，負荷最大的滾動體和滾道接觸處的總塑性變形量與實際載荷條件下的相同。軸承的額定壽命、額定動負荷與當量動負荷之間的關系為

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正確使用

1、軸承的拆裝

軸承安裝前應清洗干凈。安裝時，應使用專用工具將輔承平直均勻地壓入，不要用手錘敲擊，特別禁止直接在軸承上敲擊。當軸承座圈與座孔配合松動時，應當修復座孔或更換軸承，不要採用在軸承配合表面上打麻點或墊銅皮的方法勉強使用。軸承拆卸時應使用合適的拉器將軸承拉出，不要用鑿子、手錘等敲擊軸承。

2、軸承的潤滑

滾動軸承常用的潤滑劑有潤滑油和潤滑脂兩種。當軸的圓周速度小於4-5m/s時，或汽車上不能使用潤滑油潤滑的部位，都採用潤滑脂潤滑。潤滑脂潤滑的優點是密封結構簡單，潤滑脂不易流失，受溫度影響不大，加一次潤滑脂可以使用較長的時間。

使用潤滑脂要注意兩個問題，一是要按汽車說明書的要求，選用合適牌號的潤滑脂。例如，汽車水泵軸承就不宜選用納基潤滑脂，因其耐水性較差。二是加入軸承中的潤滑脂要適量，一般只充填軸承空腔的1/2-l/3為宜，過多不但無用，還會增加軸承的運轉阻力，使之升溫發熱。特別要注意的是汽車輪轂軸承，要提倡「空轂潤滑」，即只在軸承上塗一層適量的潤滑脂即可，否則，不但浪費和散熱不良，還會使潤滑脂受熱外溢，可能影響制動性能。

潤滑油潤滑的優點是摩擦阻力小，並能散熱，主要用於高速和工作環境溫度較高的軸承。潤滑油的牌號要按汽車說明書的要求選用，並接汽車保養周期及時更換，放出舊油後要對機構進行清洗後再加新油，加油應加到規定的標線，或與加油口平齊（視汽車具體結構、要求而定），不可多加。

㈣ 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；F_P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L_h（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f_p（表2-12）對C值和F_p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f_t

表2-12 載荷系數f_p

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F_r，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F_a，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：F_r為軸承所受的徑向載荷；F_a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F_a/C₀，查出e值，再計算F_α/F_r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F_a/F_r適用范圍的界限值。

3.對於F_a/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F_Qi可分解成徑向分力F_Ri和軸向分力F_Si。各滾動體軸向分力之和F_S^（F_S＝∑_iF_Si^{）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

F_S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F_a，除與外加軸向載荷F_A有關外，還應考慮內部軸向力F_S的影響。

表2-14 向心角接觸軸承內部軸向力F_S

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。F_A為外加軸向載荷，F_S1、F_S2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F_S2與F_A方向相反，故軸承所受軸向載荷應通過比較F_S1與F_S2-F_A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F_S1與F_A方向相同，故軸承所受軸向載荷應通過比較F_S2與F_S1＋F_A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F_A方向與圖示方向相反，則應取（-F_A）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F_P0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：F_r為軸承所受的徑向載荷；F_a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F_P0＜F_r時，應取F_P0＝F_r

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

㈤ 如何進行軸承長壽命的選型

軸承壽命計算公式為：

式中：L10為壽命，單位h；

C為額定動載荷，單位N，查表可得；

n為轉速，單位r/min，已知數據；

ε為壽命指數，球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3；

P為當量動載荷，單位N，由計算公式得到

當量動載荷P的計算公式如下：

式中：Fr為徑向載荷，Fa為軸向載荷；

X為徑向載荷系數，Y為軸向載荷系數

對於只承受徑向載荷的軸承X=1，Y=0；

對於只承受軸向載荷的軸承X=0，Y=1；

深溝球軸承既能承受徑向載荷又可以承受軸向載荷時，軸向載荷指向哪個軸承，就由此軸承承受軸向載荷，而另一軸承的軸向載荷為零， X、Y的具體求法如下：

例：圖1中一軸的兩端各採用一個6310型深溝球軸承支承,外部軸向載荷Fa = 1 450 N,則Fa1 = 0; Fa2 = 1 450 N。查表得6310型軸承額定靜載荷C0 = 35 600 N。以軸承2為例，根據Fa2/C0=1450/35600=0.04查下表得e=0.24，再判斷Fa2/Fr2與e的大小，進而查表得出X、Y的值。

㈥ 軸承的壽命怎麼計算

一、額定壽命與額定動載荷
1、軸承壽命
在一定載荷作用下，軸承在出現點蝕前所經歷的轉數或小時數，稱為軸承壽命。
由於製造精度，材料均勻程度的差異，即使是同樣材料，同樣尺寸的同一批軸承，在同樣的工作條件下使用，其壽命長短也不相同。若以統計壽命為1單位，最長的相對壽命為4單位，最短的為0.1-0.2單位，最長與最短壽命之比為20-40倍。
為確定軸承壽命的標准，把軸承壽命與可靠性聯系起來。
2、額定壽命
同樣規格（型號、材料、工藝）的一批軸承，在同樣的工作條件下使用，90%的軸承不產生點蝕，所經歷的轉數或小時數稱為軸承額定壽命。
3、基本額定動載荷
為比較軸承抗點蝕的承載能力，規定軸承的額定壽命為一百萬轉（106）時，所能承受的最大載荷為基本額定動載荷，以C表示。
也就是軸承在額定動載荷C作用下，這種軸承工作一百萬轉（106）而不發生點蝕失效的可靠度為90%，C越大承載能力越高。
對於基本額定動載荷
（1）向心軸承是指純徑向載荷
（2）推力球軸承是指純軸向載荷
（3）向心推力軸承是指產生純徑向位移得徑向分量

二、軸承壽命的計算公式：
洛陽軸承廠以208軸承為對象，進行大量的試驗研究，建立了載荷與壽命的數字關系式和曲線。

式中：
L10--軸承載荷為P時，所具有的基本額定壽命(106轉)
C--基本額定動載荷 N
ε--指數
對球軸承：ε=3
對滾子軸承：ε=10/3
P--當量動載荷(N)
把在實際條件下軸承上所承受的載荷: A、R ,轉化為實驗條件下的載荷稱為當量動載荷，對軸承元件來講這個載荷是變動的，實驗研究時，軸承壽命用106轉為單位比較方便(記數器)，但在實際生產中一般壽命用小時表示，為此須進行轉換
L10×106=Lh×60n
所以

滾動軸承壽命計算分為：
1、已知軸承型號、載荷與軸的轉速，計算Lh；
2、已知載荷、轉速與預期壽命，計算C ，選取軸承型號。

通常取機器的中修或大修界限為軸承的設計壽命，一般取Lh'=5000，對於高溫下工作的軸承應引入溫度系數ft
Ct=ftC

t ≤120 125 150 200 300
ft 1 0.95 0.90 0.80 0.60

上兩式變為：

對於向心軸承

對於推力軸承

三、當量動載荷P的計算
在實際生產中軸承的工作條件是多種多樣的，為此，要把實際工作條件下的載荷折算為假想壽命相同的實驗載荷--當量載荷。
對於N0OOO、NU0OOO、NJ0OOO、NA0000隻承受徑向載荷：Pr＝Rfp
對於51000、52000隻承受軸向載荷：Pa=Afp
對於其它類型軸承2OOOO、lOO00、20OOO、60000、70000、30000、29000
Pr=fp(XR+YA)
式中：
R--軸承實際上承受的徑向載荷
A--軸承實際上承受的軸向載荷
x--徑向折算載荷系數
Y--軸向折算載荷系數
fp--載荷系數，考慮載荷和應力的變化、機器慣性等

四、向心推力軸承軸向載荷的計算
1．壓力中心
外圈是反力作用線與軸心線交點
對於向力推力軸承

式中： Dm＝0.5(D十d)
對於跨度較大的軸，為簡化計算假設壓力中心在軸承寬度中心。
2．軸向載荷計算
首先介紹：軸承正裝圖13-13 b)，鈾承反裝圖13-13a)
向心推力軸承承受徑向載荷時,要產生派生軸向力S，
按表13-7計算：
70000C：S＝0.4R 70OOOAC：S＝0.7R 70OOOB：S＝R
30OOO：S＝R/(2Y)
圖13--13所示為一對向心推力軸承支承的軸，其上作用載荷為 Fr、Fa

為計算出各軸承上的當量動載荷P必須首先求出R1、A1和R2、A2。根據Fr很容易求出R1、R2；而計算A1、A2時不僅考慮Fa，還應考慮派生軸向力 S1，S2
圖b)示為正裝,取軸、內圈和滾動體為分離體，在 Fr作用下，軸承外圈對分離體的支反力N分解為R、S
圖S2和Fa同向
1）如果 Fa+S2=S1
為保持平衡 A1=Fa+S2 A2=S1
2）如果 Fa+S2＞S1時，則軸有向左竄動趨勢；為保持平衡，軸承上必受軸承外圈一個平衡力Fb1
軸承1被壓緊： A1=Fa+S2=S1+Fb1
軸承2被放鬆： A2=S1+Fb1-Fa=S2
3）如果 Fa+S2＜S1時，則軸有向右竄動趨勢，軸承2被壓緊，軸承1放鬆，為保持平衡，軸承2上受軸承外圈平衡力Fb2
被壓緊軸承2：A2=S1-Fa=S2+Fb2
被放鬆軸承1：A1=Fa+S2+Fb2=S1

下面歸納30000、70000軸承計算軸向載荷A的方法：
(l)根據軸承安裝結構，先判明軸上全部軸向力合力的指向，分清被壓緊和放鬆軸承，合力由面指向背的軸承被壓緊。
(2)被壓緊軸承，軸向力 A等於除本身派生軸向力外，其它軸向力的代數和。
(3)被放鬆軸承，軸向力 A等於它本身派生軸向力。

五、滾動軸承的靜載荷
對於轉速低或基本不旋轉的軸承，滾動接觸面上由於接觸應力過大，而產生永久的過大凹坑，稱為塑性變形，導致沖擊振動。為此，應按靜強度選擇軸承尺寸，同樣用額定靜載荷表徵軸承抵抗塑性變形的能力。

額定靜載荷：規范上規定使受載最大滾動體與較弱的套圈滾道上產生永久變形量之和，等於滾動體直徑的萬分之一時的載荷，作為額定靜載荷以 C0示之。
手冊上列出了各類各型號軸承的C0 值。
靜強度計算
C0≥S0P0
1．當量靜載荷P0
(l)6OOOO，30OOO，70OOO，l0OOO，200OOO
P0=X0R+Y0A
式中： X0、Y0 見表13-8
求取的P0如果P0＜R時，取P0＝R
(2)推力軸承
P0A=A+2.3tgα
2．S0--靜強度的安全系數，表13-8

㈦ 滾動軸承的基本額定動載荷C與就基本額定靜載荷C0 在概念上有何不同分別針對何種失效形式

額定動載荷C表示達到ISO 281:1990基本額定壽命（1000000轉）時的軸承載荷；它用於計算軸承在承受一定載荷下時的壽命。

軸承的基本額定壽命恰好為100萬轉時，軸承所能承受的載荷，用字母C表示。

並稱為徑向基本額定動載荷，具體用Cr表示；對推力軸承，指的是純軸向載荷，並稱為軸向基本額定動載荷，具體用Ca表示。

這個基本額定動載荷，對向心軸承，指的是純徑向載荷。

(7)軸承壽命計算中c0怎麼用擴展閱讀：

基本滾動軸承額定動載荷包含基本額定動載荷和額定靜載荷。表徵深溝球軸承在旋轉（轉速n>10r/mim)時的承載能力為基本額定動載荷，表徵深溝球軸承在靜止或緩慢旋轉(轉速n≤10r/min)時的承載能力為額定靜載荷。

在軸承的軸線方向上產生的載荷。

軸承種類中按照承受軸向載荷能力的從小到大依次是:圓柱滾子軸承<球軸承<圓錐滾子軸承<端面軸承。

其中N型和NU型圓柱滾子軸承是完全不承受軸向載荷的，端面軸承是專門承受軸向載荷的。

㈧ 軸承的使用壽命

一、額定壽命與額定動載荷
1、軸承壽命
在一定載荷作用下，軸承在出現點蝕前所經歷的轉數或小時數，稱為軸承壽命。
由於製造精度，材料均勻程度的差異，即使是同樣材料，同樣尺寸的同一批軸承，在同樣的工作條件下使用，其壽命長短也不相同。若以統計壽命為1單位，最長的相對壽命為4單位，最短的為0.1-0.2單位，最長與最短壽命之比為20-40倍。
為確定軸承壽命的標准，把軸承壽命與可靠性聯系起來。
2、額定壽命
同樣規格（型號、材料、工藝）的一批軸承，在同樣的工作條件下使用，90%的軸承不產生點蝕，所經歷的轉數或小時數稱為軸承額定壽命。
3、基本額定動載荷
為比較軸承抗點蝕的承載能力，規定軸承的額定壽命為一百萬轉（106）時，所能承受的最大載荷為基本額定動載荷，以C表示。
也就是軸承在額定動載荷C作用下，這種軸承工作一百萬轉（106）而不發生點蝕失效的可靠度為90%，C越大承載能力越高。
對於基本額定動載荷
（1）向心軸承是指純徑向載荷
（2）推力球軸承是指純軸向載荷
（3）向心推力軸承是指產生純徑向位移得徑向分量

二、軸承壽命的計算公式：
洛陽軸承廠以208軸承為對象，進行大量的試驗研究，建立了載荷與壽命的數字關系式和曲線。

式中：
L10--軸承載荷為P時，所具有的基本額定壽命(106轉)
C--基本額定動載荷 N
ε--指數
對球軸承：ε=3
對滾子軸承：ε=10/3
P--當量動載荷(N)
把在實際條件下軸承上所承受的載荷: A、R ,轉化為實驗條件下的載荷稱為當量動載荷，對軸承元件來講這個載荷是變動的，實驗研究時，軸承壽命用106轉為單位比較方便(記數器)，但在實際生產中一般壽命用小時表示，為此須進行轉換
L10×106=Lh×60n
所以

滾動軸承壽命計算分為：
1、已知軸承型號、載荷與軸的轉速，計算Lh；
2、已知載荷、轉速與預期壽命，計算C ，選取軸承型號。

通常取機器的中修或大修界限為軸承的設計壽命，一般取Lh'=5000，對於高溫下工作的軸承應引入溫度系數ft
Ct=ftC

t ≤120 125 150 200 300
ft 1 0.95 0.90 0.80 0.60

上兩式變為：

對於向心軸承

對於推力軸承

三、當量動載荷P的計算
在實際生產中軸承的工作條件是多種多樣的，為此，要把實際工作條件下的載荷折算為假想壽命相同的實驗載荷--當量載荷。
對於N0OOO、NU0OOO、NJ0OOO、NA0000隻承受徑向載荷：Pr＝Rfp
對於51000、52000隻承受軸向載荷：Pa=Afp
對於其它類型軸承2OOOO、lOO00、20OOO、60000、70000、30000、29000
Pr=fp(XR+YA)
式中：
R--軸承實際上承受的徑向載荷
A--軸承實際上承受的軸向載荷
x--徑向折算載荷系數
Y--軸向折算載荷系數
fp--載荷系數，考慮載荷和應力的變化、機器慣性等

四、向心推力軸承軸向載荷的計算
1．壓力中心
外圈是反力作用線與軸心線交點
對於向力推力軸承

式中： Dm＝0.5(D十d)
對於跨度較大的軸，為簡化計算假設壓力中心在軸承寬度中心。
2．軸向載荷計算
首先介紹：軸承正裝圖13-13 b)，鈾承反裝圖13-13a)
向心推力軸承承受徑向載荷時,要產生派生軸向力S，
按表13-7計算：
70000C：S＝0.4R 70OOOAC：S＝0.7R 70OOOB：S＝R
30OOO：S＝R/(2Y)
圖13--13所示為一對向心推力軸承支承的軸，其上作用載荷為 Fr、Fa

為計算出各軸承上的當量動載荷P必須首先求出R1、A1和R2、A2。根據Fr很容易求出R1、R2；而計算A1、A2時不僅考慮Fa，還應考慮派生軸向力 S1，S2
圖b)示為正裝,取軸、內圈和滾動體為分離體，在 Fr作用下，軸承外圈對分離體的支反力N分解為R、S
圖S2和Fa同向
1）如果 Fa+S2=S1
為保持平衡 A1=Fa+S2 A2=S1
2）如果 Fa+S2＞S1時，則軸有向左竄動趨勢；為保持平衡，軸承上必受軸承外圈一個平衡力Fb1
軸承1被壓緊： A1=Fa+S2=S1+Fb1
軸承2被放鬆： A2=S1+Fb1-Fa=S2
3）如果 Fa+S2＜S1時，則軸有向右竄動趨勢，軸承2被壓緊，軸承1放鬆，為保持平衡，軸承2上受軸承外圈平衡力Fb2
被壓緊軸承2：A2=S1-Fa=S2+Fb2
被放鬆軸承1：A1=Fa+S2+Fb2=S1

下面歸納30000、70000軸承計算軸向載荷A的方法：
(l)根據軸承安裝結構，先判明軸上全部軸向力合力的指向，分清被壓緊和放鬆軸承，合力由面指向背的軸承被壓緊。
(2)被壓緊軸承，軸向力 A等於除本身派生軸向力外，其它軸向力的代數和。
(3)被放鬆軸承，軸向力 A等於它本身派生軸向力。

五、滾動軸承的靜載荷
對於轉速低或基本不旋轉的軸承，滾動接觸面上由於接觸應力過大，而產生永久的過大凹坑，稱為塑性變形，導致沖擊振動。為此，應按靜強度選擇軸承尺寸，同樣用額定靜載荷表徵軸承抵抗塑性變形的能力。

額定靜載荷：規范上規定使受載最大滾動體與較弱的套圈滾道上產生永久變形量之和，等於滾動體直徑的萬分之一時的載荷，作為額定靜載荷以 C0示之。
手冊上列出了各類各型號軸承的C0 值。
靜強度計算
C0≥S0P0
1．當量靜載荷P0
(l)6OOOO，30OOO，70OOO，l0OOO，200OOO
P0=X0R+Y0A
式中： X0、Y0 見表13-8
求取的P0如果P0＜R時，取P0＝R
(2)推力軸承
P0A=A+2.3tgα
2．S0--靜強度的安全系數，表13-8