球轴承设计计算课件.ppt

14.配合应力与变形 14.7技术实例 （1）载荷引起的过盈量减小 14.配合应力与变形 14.7技术实例 （2）温差引起的过盈量减小 14.配合应力与变形 14.7技术实例 （3）总过盈量 为了安全起见，我们取0.011mm 14.配合应力与变形 14.7技术实例 （4）沟底当量直径 14.配合应力与变形 14.7技术实例 （5）配合压力 14.配合应力与变形 14.7技术实例 （6）直径变化 14.配合应力与变形 14.7技术实例 （7）套圈应力 1）径向 2）轴向 呈现拉应力 14.配合应力与变形 14.7技术实例 （7）套圈应力 3）极限过盈量下的应力 因为过盈量必须控制在d/1000以下，则该轴承过盈量上限为0.030mm，此时求轴承中最大应力。因为配合压力Pf和过盈量Δf成比例关系。故 于是，径向最大应力为 该应力是压应力，一般不会产生多大的问题 14.配合应力与变形 14.7技术实例 （7）套圈应力 3）极限过盈量下的应力 周向应力也和过盈量Δf成比例关系。故 淬火轴承钢的拉伸强度大约为1600~2000MPa，可见以上最大周向应力处于许可范围内。但为了，安全，一般认为最大不超过130MPa。如果采用此值作为判断准则，那么，因为过盈量和周向应力成比例，故过盈量为130/166=0.78，大约为极限过盈量（d/1000)的80%便为安全上限。 30202载荷对比 外形尺寸：d×D×T×B×C=15×35×11.75×11×10 品牌 C r C0r e Y Y1 NSK 14.8 13.2 0.32 1.9 1 FAG 14.2 13.5 0.35 1.73 0.95 AXPB 14.6 14.1 0.35 1.73 0.95 8.基本额定静载荷 GB/T 4662-2003 IS0 76:1987： 径向基本额定静载荷C0r：最大承载滚动体与滚道接触中心处引起的与下列计算接触应力相当的径向静载荷 调心球轴承：4600MPa 所有其他的向心球轴承：4200MPa 向心滚子轴承：4000MPa 公式： 其中： * 4.轴承内部的载荷分布与载荷引起的内外圈相对位移 4.1径向载荷引起的载荷分布和趋近量 最大承载钢球载荷的计算（纯径向力情况下） 最大承载钢球载荷的计算（具有接触角情况下） 内外圈的趋近量为 4.轴承内部的载荷分布与载荷引起的内外圈相对位移 4.2轴向载荷作用下的载荷分布与趋近量 内外圈的趋近量为 4.轴承内部的载荷分布与载荷引起的内外圈相对位移 4.3联合载荷作用下的载荷分布与趋近量 最大承载钢球载荷如下 各个钢球承受的载荷 5.滚动轴承的寿命 轴承旋转中，轴承内部接触面的一部分像鱼鳞一样突然脱落下来，这现象称之为疲劳剥落（flaking)。发生疲劳剥落定位为轴承的寿命。 轴承的损坏归纳如下： 疲劳剥落=寿命 磨损 振动增大 摩擦力矩增大 咬粘 产生压痕 生锈，腐蚀 其他 轴承的寿命，仅适用于疲劳现象，可以对寿命进行定量计算 5.滚动轴承的寿命 轴承的寿命值是离散性的。其Lmax可是是Lmin的50~100倍，由如下因素决定，而与轴承精度及性能并没有直接关系。 1.滚动轴承的硬度很高 2.其滚动接触特性，即接触应力大而且应力区域很小 3.与滚动疲劳相关的零件（滚道和球）数量多 基本额定动载荷C的定义：全体轴承的90%不发生疲劳破坏且内圈总转数达100万转时所能承受的载荷。 5.滚动轴承的寿命 1990年，ISO标准修订Lna 可靠度系数a1 可靠度 90 95 96 97 98 99 Lna L10a L5a L4a L3a L2a L1a a1 1 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21 ISO关于a2和a3，对在什么条件下取什么值没有做出明确表达。此系数尚未达到可以用来计算寿命的阶段。故在使用（5-3）时，必须给出a2和a3的数值。 6.基本额定动载荷C 1947年，瑞典G.Lundberg和A.Palmgren根据材料的疲劳概念导出了滚动轴承的疲劳理论。 1962年ISO制定了R281 1990年ISO恢复了281，即现行ISO281-1990版本 ISO281-1999中向心球轴承计算公式 6.基本额定动载荷C Fc为（Dw*cosa/Dpw）的函数 bm的意义:1992年ISO入的。理由，根据Lundberg-Palmgren试验以来轴承技术的进步，现在，对使用一般材料（种类及品质），采用通常的制造方法，制造工艺制造的，具有普通质量的轴承，在一般工况条件下运转时，人们凭经验明显感觉到，不同型式的轴承，其实际寿命的或多或少地比用以往计算式计算出来的寿命长。为此，采用一个修正系数，对基本额定动载荷进行调整或修正 轴承类型 深沟球，角接触球轴承 调心球，磁电机球轴承 带装填槽球轴承 外球