軸承使用壽命問題

1樓：匿名使用者

第一：可能是你的計算有問題，壽命計算公式中本來就是考慮係數的，看看你的係數取值，多列的軸承計算壽命時考慮徑向當量動載荷pr時，是要將總的徑向載荷分給每一列的，看看每列軸承的受力部位，是不是承載能力大的那一列剛好在過載區域；

第二：壽命計算公式僅僅是參考，在選用軸承時，參考的軸承徑向基本額定動載荷應該是實際工作載荷的3~5倍甚至更高，也就是實際載荷遠遠低於軸承的基本額定動載荷，而且根據軸承壽命試驗做的經驗，一般提交的壽命試驗為1倍、2倍最長的相對壽命為4單位，還有完全壽命試驗，完全壽命做下來有的要1到2年時間，最長與最短壽命之比為20-40倍；

第三：壽命的校驗通常是校驗一個cr就是徑向基本額定動載荷，在一個大於或等於實際工作載荷徑向力作用下工作100萬轉不被破壞，這裡面就要把轉速考慮進去了，也可能計算時候的轉速和客戶實際工作中用到的轉速並不是一個。

另外，壽命公式的計算，不同的公司有不同的公式，是考慮自己公司在實際應用過程中，曾經遇到過的問題而重新考慮進去新的引數。

比如，timken公司的壽命計算公式前面有a1、a2、a3、a4四個係數，這四個係數分別代表了可靠性修正係數、材料修正係數、環境修正係數、有效壽命等，這樣一個軸承的壽命就不單單是軸承廠商能夠計算的了，所以現在大多數客戶在選用軸承時會要求軸承廠商提供一個臺架試驗（就是壽命試驗）的報告

你可以把你遇到的問題具體的跟我描述一下，我對這類問題比較感興趣，呵呵

2樓：匿名使用者

理論計算不準也是正常的啊，可能計算方法不太準可能忽略了很多客觀因素

也可能計算的只是最小值，不是說一千多個小時一定壞。

舉個例子，人的理論壽命100歲，咱們這裡不討論100這個數字，你想想是不是每個人都活到正好一百歲呢？？理論值只是個參考，超過或者小於理論值都正常。

3樓：匿名使用者

軸承的壽命主要是基於以下幾點考慮的：

1.軸承理論壽命的計算主要是基於疲勞破壞來考慮的，其主要影響因素是承受的載荷與轉速，不太清楚你使用時的轉速是多少。如果轉速較慢，壽命相應的會很長；

2.某些裝配和製造精良的滾動軸承在一定的工況下，滾動體和內外圈之間會產生完整的潤滑油膜，這個時候滾動軸承出現超長壽命，幾乎不發生磨損，這種情況可以說有些可遇不可求，但是如果你碰上了，和中獎了差不多；

3.滾動軸承的壽命理論上是一個概率統計值，是通過大量的軸承實驗得到的。肯定的說有些軸承達不到規定的使用壽命，而有很多會超過規定的使用壽命。

就和說人的壽命是70歲左右是一樣的，總會有超過百歲的壽星出現的。不需要大驚小怪

4樓：匿名使用者

我家的電機用了8年了呢

軸承壽命不代表他不轉了就算壽命到期了

軸承算是精密部件他是有精度的還有他分等級這個等級是靠測振儀分出來的

軸承用的時間長了震動就大了精度也就不在了壽命不就到了

5樓：低噪音電機軸承

兩年-15，000小時？難道你們的軸承是一天24小時不間斷連續工作？

6樓：向愛

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準，把軸承壽命與可靠性聯絡起來。

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軸承為物件，進行大量的試驗研究，建立了載荷與壽命的數字關係式和曲線。

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係數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只承受徑向載荷：pr＝rfp

對於51000、52000只承受軸向載荷：pa=afp

對於其它型別軸承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--徑向折算載荷係數

y--軸向折算載荷係數

fp--載荷係數，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，導致衝擊振動。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：規範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--靜強度的安全係數，表13-8

7樓：匿名使用者

四列圓錐滾子軸承的壽命解決方案由崑山悅瑞軸承機電裝置****提供

圓錐滾子軸承有圓錐形內圈和外圈滾道，圓錐滾子排列在兩者之間。所有圓錐表面的投影線都在軸承軸線的同一點相聚。這種設計使圓錐滾子軸承特別適合承受複合（徑向與軸向）負荷。

軸承的軸向負荷能力大部分是由接觸角α決定的；α角度越大，軸向負荷能力就越高。角度大小用計算係數e來表示；e值越大，接觸角度越大，軸承承受軸向負荷的適用性就越大。圓錐滾子軸承通常是分離型的，即由帶滾子與保持架元件的內圈組成的圓錐內圈元件可以與圓錐外圈（外圈）分開安裝。

skf圓錐滾子軸承具有對數接觸形狀，在滾子/滾道接觸面提供最佳應力分佈。

保持架 skf四列圓錐滾子軸承裝有

– 四個窗型衝壓鋼保持架或

– 四個銷型鋼保持架

最小負荷四列圓錐滾子軸承必須始終承受一定的最小載荷，特別是當軸承高速執行或在所承受載荷的方向上處於高加速度或快速變化的條件下。滾子和保持架的慣性力以及潤滑劑的摩擦會對軸承配置中的滾動狀況產生不利影響，而且可能在滾子和滾道之間引起破壞性滑動。使用以下公式來估算施加在四列圓錐滾子軸承上必須要的最小徑向載荷：

frm = 0,02 c

其中 frm = 最小徑向載荷，kn

c = 基本額定動載荷（見產品表），kn

軸承當量動負荷 p = fr + y1fa 當fa/fr ≤ e時， p = 0,67 fr + y2fa 當fa/fr > e時，

軸承當量靜負荷 p0 = fr + y0fa

比較額定負荷比較額定載荷

對軋鋼機應用，經常使用的額定載荷不是根據iso 281:1990標準計算的，而是以根據九千萬轉的額定壽命**速為500轉/分，3000執行小時）的不同方法計算的。即使轉換為一百萬轉（iso壽命定義），該額定載荷也不可能同iso的額定載荷直接比較，因為這種軸承經常用於軋鋼機。

這些比較額定載荷只能同下述壽命和當量載荷公式一起使用；這些數值不能用於計算iso額定壽命。比較壽命計算

lf10 = 90 (cf/pf)10/3 或lf10h = (cf/pf)10/3 (1 500 000/n)

其中 lf10 = 比較額定壽命，單位為百萬轉

lf10h = 比較額定壽命，單位為執行小時

cf = 提供九千萬轉額定壽命的比較額定動載荷，kn

pf = 當量軸承動載荷（有關條件請參見表1），kn

n = 恆定執行速度，r/min

補充型號用於識別skf四列圓錐滾子軸承的型號字首和字尾解釋如下。

符合skf explorer效能級規格的軸承使用字尾e識別，標準配備表面硬化鋼內圈和外圈。孔上的螺旋槽也是標準結構。因此，有關字尾（ha1和g）不用於這種軸承。

a、b、c 或這些字母的組合：改型的內部設計 ;e 不帶間隔圈的skf explorer軸承 ;ex 帶間隔圈的skf explorer軸承 ;e(x)1 帶氫化丁腈橡膠（hnbr）密封件的skf explorer軸承，其它規格與va901相同 ;e(x)2 帶氫化丁腈橡膠（hnbr）密封件的skf explorer軸承，其它規格與va902相同 ;e(x)3 帶氫化丁腈橡膠（hnbr）密封件的skf explorer軸承，其它規格與va903相同 ; g 軸承孔帶螺旋槽 ;ha1 表面硬化鋼外圈和內圈 ;ha4 表面硬化鋼外圈、內圈和滾子

he1 真空再熔鋼外圈和內圈 ;c… 同一個數字結合，表示軸向遊隙的平均值，單位是μm。 ;va901 軸承兩側帶氟橡膠（fkm）密封件，內圈之間帶密封圈，可通過外圈補充油脂。 va902 軸承兩側帶氟橡膠（fkm）密封件，內圈之間帶密封圈，不能補充油脂。

;va903 與va901相同，但內圈之間不帶密封圈 ;va919 軸承兩側帶氟橡膠（fkm）密封件，可通過外圈補充油脂，內圈側面不帶油槽，但孔內有環形槽而且引導擋邊上有油孔。 ;va941 軸承兩側帶氟橡膠（fkm）密封件，不能通過外圈補充油脂，內圈內側面帶油槽，而且內圈之間外側帶環形槽和油孔

軸承配置的設計軋輥軸頸要求

在大部分軋鋼機應用中，四列圓錐滾子軸承以鬆配合安裝在軋輥軸頸上。軋輥軸頸和內圈的軸肩必須有一定的最低硬度。建議硬度為：

– 軋輥軸頸表面為肖氏硬度45度（洛氏硬度≈34度）

– 內圈的軸肩為肖氏硬度60度（洛氏硬度≈45度）內圈在軋輥軸頸上的軸向定位

內圈絕不能軸向夾緊。在軸承圈及其軸肩之間必須保持0,2至1,3mm的總遊隙

安裝說明安裝四列圓錐滾子軸承時，部件必須按照正確的順序安裝。為了方便按順序安裝，部件標有字母。同一軸承的所有部件均標有相同系列號，這樣如果幾個軸承同時安裝，可避免部件混淆。

在大部分應用中，外圈上的載荷方向是恆定的，因此只有外圈滾道的大約四分之一承受載荷。所以，外圈的側面分為四個區域，以i至iv標記。載荷區域i的標記還同一條通過外圈外徑的線相連。

第一次安裝軸承時，通常使i區域位於載荷方向上。根據執行條件，外圈應在使用一段時間後更換軋輥時轉動90度，使新區域承受載荷。

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