jxsjjc2-13滚动轴承 联系客服

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§13—3 滚动轴承的受力分析、失效形式及计算准则

一、滚动轴承的载荷分布

1、滚动轴承受轴向载荷Fa(A)

中心轴向力Fa作用下——Fa由各滚动体平均分担 2、向心轴承受径向载荷R

如图13-7所示,上半圈滚动体不受力,下半圈滚动体受力,且根据变形协调条件,在R作用线下方滚动体变形和受力最小,滚动体所受的最大接触载荷为

Qmax?5Z46ZR(深沟球轴承)

Z——滚动体数 (13-1)

Qmax?R(圆柱滚子轴承)

由于游隙的存在,受载滚动体小于半圈,而作用一定的轴向载荷,则可使承载区扩大。 3、角接触轴承同时受R和A

(1)角接触轴承的派生轴向力S

由于滚动体与滚道接触点的法线与轴承中心平面有接触角? 承载区流动体i→法向力Qi Ri——径向分力 ΣRi=R——外载 Si——轴向分力 ΣSi=S——派生轴向力。 派生轴向力S≈1.25Rtgα——或接表13-4 (13-2)

S方向——沿轴承外圈宽边指向窄边,通过内圈作用于轴上,有使内、外圈分离的趋势。∴要成对使用、对称安装。

(2)轴向载荷对载荷分布的影响

如图13-8所示,受R作用时,派生轴向力S迫使轴颈(连同轴承内圈和滚动体)向左移动,并与轴向力A平衡

①当只有下面+滚动体受载时

S?Rtg? 或 tg??SR?AR A?Rtg?

AB?tg? ?——载荷角,A与R的合力F与径向平面的夹角如图13-8

∴tg??tg?,???

②受载滚动体增多时,在同样R作用下,派生轴向力S↑

∵各滚动体法向力Qi方向各不相同,其径向分力Ri(方向不同)向量之和与R平衡,但?Ri?R;而Qi→(产生)Si方向均相同,∴S是Si的代数和S??Si

∴在同样的径向载荷R作用下由多个滚动体接触分别派生的轴向力的合力S大于只有

一个滚动体受载时派生的轴向力

设受载滚动体个数为n,则

nniS??Si?1??Rtg??Rtg? (13-4)

i?1∴tg??SR?AR?tg??或A?Rtg? (13-5)

tg?、A?Rtg?——多个滚动体受载的条件

结论:

1)角接触轴承及圆锥滚子轴承必须在径向载荷R和轴向载荷A的联合作用下工作,或成对使用对称安装。

2)为使更多的滚动体受载应使A?Rtg?

3)R不变时,A由最小值A?Rtg?(一个滚动体受载)逐渐增大(即?角增大),则受载滚动体数↑

当tg??1.25tg?时,下半圈滚动体受载

当tg??1.7tg?时,开始使全部滚动体受载。如图13-9

4)实际工作时,至少达到下半圈滚动体受载,∴安装这类轴承不能有较大的轴向窜动量。或应成对使用,对称安装。

二、轴承工作时轴承元件上载荷与应力的变化

滚动体进入承载区后,所受的载荷由零增加到Qmax,然后再逐渐减小到零——其应力为不稳定脉动循环变化,转动套圈上各点承载情况及应力情况,也是不稳定脉动循环变应力。如图13-30a所示。

固定套圈上某一点上的载荷和应力是稳定的脉动循环变应力。如图13-10b所示。 三、滚动轴承的失效形式和计算准则: 主要失效形式:

1)疲劳点蚀——安装润滑和维护良好情况下的正常失效形式 ——主要的失效形式和轴承寿命计算的依据

2)塑性变形——转速很低或作间歇摆动时的主要失效形式 ——引起振动、噪声、摩擦力矩增大,运转精度降低

1) 磨损——润滑不良和密封不严的情况下,或多尘条件下工作的轴承的主要失效形

式。有磨磨损和粘着磨损(烧伤)

2) 磨损后果:轴承游隙加大,运动精度降低,振动和噪声增加。

计算准则:一般轴承1)进行疲劳寿命计算(针对点蚀);2)静强度校核。 低速轴承:只进行②(静强度~)

高速轴承:①进行疲劳寿命计算;②校验极限转速。 全因发热引起粘着:磨损和烧伤

§13—4 滚动轴承的动载荷和寿命计算

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~。由于材料、加工精度、热处理与装配质量不可能相同

但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——由试验得到,见轴承手册和样本。

轴承的基本额定寿命L10=1(106转)时,轴承所能承受的载荷称~。在基本额定动载荷

6

作用下,轴承可以转10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——角接触球轴承和圆锥滚子轴承 径向位移时载荷的径向分量 二、滚动轴承的当量动载荷P(实际载荷)

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

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13-5

考虑冲击、振动等动载荷的影响,使轴承寿命降低,引入载荷系数fp—表13-6

则: P=fRR ——受R P=fPA ——只受A P=fP(XR+YA) ——同时有R和A 三、滚动轴的寿命计算公式

载荷与寿命的关系曲线方程为:

PL10=常数 3~球轴承

??——寿命指数 ?= 10/3——滚子轴承

6根据定义:L10?1(10r),P=C(轴承所能承受的载荷为基本额定功载荷)

??∴PL10?C?1

∴L10?(CP) (10r) (13-9)

?6

按小时计的轴承寿命: Lh?10660nP(C) (h) (13-10)

?考虑当工作t>120℃时,因金属组织硬度和润滑条件等的变化,轴承的基本额定动载荷C有所下降,∴引入温度系数ft——表13-7——对C修正,则

L10?(ftCP) (106r)

?Lh?10660n(ftCP?) (h)

?,则要求选取的轴承的额定动载荷C为 当P、n已知,预期寿命为LhC?Pft??60nLh10 N ——选轴承型号和尺寸! (13-11)

不同的机械上要求的轴承寿命推荐使用期见表13-8 四、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷A的计算。

该类轴承受R→产生派生轴向力S(表13-4),∴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

如图13-12所示 (1)当Fa?S2?S1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S1?,使

S1??S1?Fa?S2

∴轴承1的实际轴向载荷为

A1?S1?S1??Fa?S2

轴承2上的轴向力,由力的平衡条件

A2?A1?Fa?Fa?S2?Fa?S2——本身的派生轴向力

(2)当Fa?S2?S1时

?,轴有右移的趋势,轴承2被“压紧”,轴承1被“放松”,“2”上产生一个平衡力S2使

??S1?S2?S2??S1?Fa Fa?S2?S2∴轴承2实际所受的轴向力为

??S1?Fa A2?S2?S2轴承1实际所受的轴向力,由力的平衡条件

A1?Fa?A2?Fa?S1?Fa?S1——本身派生轴向力

??????最终:A1?A2?Fa?0——使轴上的轴向载荷处于平衡,而非S1?S2?Fa?0

结论:——实际轴向力A的计算方法