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轴承最小载荷
轴承最小载荷是指轴承在运行过程中所能承受的最小负载。
通常情况下，轴承最小载荷的大小取决于轴承的尺寸、材料和使用环境等多种因素。
一般来说，轴承最小载荷越小，其承受负载的能力就越弱，容易出现损坏和故障。
在选择轴承时，必须考虑到其最小载荷，这样才能确保其在运行过程中具有足够的承载能力。
如果轴承的最小载荷过小，那么在受到较小的负载时就会出现疲劳现象，从而导致轴承的寿命缩短或者直接损坏。
因此，在进行轴承的设计和选择时，必须充分考虑到其最小载荷。
同时，还需要注意轴承的运行环境，例如振动、冲击、摩擦等因素，这些因素可能会对轴承的最小载荷产生影响。
只有在对轴承的最小载荷进行充分考虑的情况下，才能保证轴承的长期稳定运行。
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2.轴承的额定动载荷及额定寿命2.1基本额定动载荷轴承的额定动载荷是决定额定寿命的主参数,也是确定轴承设计水平的目标函数。
额定动载荷值大,则轴承的承载能力高,或说在相同载荷下,其额定寿命长,设计水平高。
基本额定动载荷:系指一个轴承假想承受一个大小和方向恒定的径向(或中心轴向)负荷,在这一负荷作用下轴承基本额定寿命为一百万转。
根据我国国家标准GB/T6391-1995的规定,现将各类轴承基本额定动载荷的计算公式整理于表2-1中:Cr : 径向基本额定动载荷NCa : 轴向基本额定动载荷Nbm : 材料(真空脱气)和加工质量的额定系数,该值随轴承类型不同而异。
见表2-2fc : 与轴承零件的几何形状、制造精度和材料有关的系数i : 轴承中球或滚子的列数Lwe : 额定载荷计算中用的滚子长度mm即滚子与接触长度最短的滚道间的理论最大接触长度。
正常情况下,或者取滚子尖角之间的距离减去滚子倒角,或者取不包括磨削越程槽的滚道宽度,择其小者。
α: 轴承的公称接触角度Z: 单列轴承中的球或滚子数。
每列球或滚子数相同的多列轴承中每列的球或滚子数Dw : 球直径mmDwe : 额定载荷计算中用的滚子直径mm对于圆锥滚子取滚子端面和小端面理论尖角处直径的平均值。
对于非对称外凸滚子近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道间接触点处滚子的直径现将GB/T6391-1995所定的额定系数bm值列于表2-22.2 额定动载荷的修正滚动轴承基本额定动载荷的计算方法适用于优质淬硬钢(系指真空脱气钢),按良好的加工方法制造,且滚动接触表面的形状为常规设计。
超越上述规定,额定动载荷应予修正。
2.2.1 材质轴承钢因冶炼方法不同,材料中夹杂物的大小、分布、含量亦不同。
夹杂物是造成金属材料疲劳裂纹产生的主要成因,是影响滚动轴承疲劳寿命的主要因素。
如采用夹杂物含量高于真空脱气的普通电炉冶炼轴承钢,则轴承的载荷能力将会有不同程度的下降。
当采用诸如真空重熔、电渣重熔等方法冶炼的轴承钢或其它等效材质的钢材时,其夹杂物的含量显著减少,轴承的载荷能力将会得到提高。
滚动轴承的基本额定动载荷
滚动轴承的基本额定动载荷是在理想条件下，滚动轴承能够承受的最大动载荷。
它是以静态负荷下的基本额定寿命为基础进行计算的，通常用于滚动轴承选择和设计中。
基本额定动载荷通常以C来表示，其单位是牛顿（N）。
滚动轴承的基本额定动载荷可以根据滚动轴承的类型和尺寸进行计算，通常由生产厂商提供。
需要注意的是，基本额定动载荷只是一种理论值，实际使用中需要考虑实际工况、工作环境、使用条件等因素，合理选择和设计滚动轴承。
调心滚子轴承轴向载荷计算公式
摘要：
1.调心滚子轴承的概述
2.轴向载荷的定义及计算公式
3.调心滚子轴承的轴向载荷计算实例
4.轴承选用时的注意事项
正文：
一、调心滚子轴承的概述
调心滚子轴承是一种广泛应用于各种机械设备的轴承类型，具有较高的承载能力和良好的调心性能。
它可以承受径向载荷，同时也能承受任一方向的轴向载荷。
调心滚子轴承的外圈滚道是球面形，故其调心性能良好，能补偿同轴度误差。
二、轴向载荷的定义及计算公式
轴向载荷是指在轴承的轴线方向上产生的载荷。
通俗地讲，就是会将轴承内圈推出外圈的力。
轴向载荷的计算公式通常由轴承厂家提供，需要根据轴承的类型、尺寸和材料等因素进行选择。
三、调心滚子轴承的轴向载荷计算实例
假设有一个调心滚子轴承，其内径为100mm，外径为150mm，宽度为30mm。
根据轴承厂家提供的轴向载荷计算公式，可以得出该轴承在径向载荷为20kN 时，其轴向载荷的推荐值。
四、轴承选用时的注意事项
在选用轴承时，需要根据实际工况和载荷情况选择合适的轴承类型和尺寸。
同时，还要考虑轴承的材料、精度、密封方式等因素。
在计算轴向载荷时，应根据实际情况选择合适的计算方法和推荐值。
交叉滚子轴承额定静载荷计算方法
交叉滚子轴承的额定静载荷计算方法是根据国际标准ISO 76:2006进行计算的。
额定静载荷是指在轴承正常工作条件下，其内部零件和滚动体所能承受的最大静态负荷。
计算额定静载荷的方法如下：
首先，根据轴承的类型和尺寸，确定其基本额定静载荷C0。
基本额定静载荷是指在轴承寿命为1百万转时，其内环和外环之间产生塑性变形的静载荷。
其次，根据实际工作条件和使用环境，考虑影响因素，计算修正系数。
修正系数包括材料、表面硬度、表面粗糙度、安装方式、润滑方式等因素的修正系数。
最后，根据修正系数修正基本额定静载荷C0，得到实际额定静载荷。
修正后的额定静载荷C0' = C0 × 改正系数。
需要注意的是，对于交叉滚子轴承，其额定静载荷的计算还需要考虑到不同的工作方向和工作方式，因为交叉滚子轴承通常在多个方向上承受载荷，并且在径向和轴向上都有承载能力。
在实际工程中，需要根据具体的轴承型号、工作条件和使用要求，结合ISO标准提供的计算方法，进行具体的额定静载荷计算。
这样才能确保轴承在工作时能够安全可靠地承受静态负荷，延长轴承的使用寿命，保障设备的正常运行。
什么是轴承额定静载荷与额定动载荷平时我们在查询轴承型号时，常会看到Cr和Cor两个选项，这两组字母代表的什么呢？现在小编就告诉大家，Cr指的是轴承额定动载荷，Cor指的是轴承额定静载荷。
那什么是轴承额定静载荷和额定动载荷呢？这两者之间有什么关系和区别呢？根据了解，小编分享如下：在设计中滚动轴承中经常用到的三个基本参数是：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr（径向）或Ca（轴向）；满足一定静强度要求的基本额定静强度Cor（径向）或Coa（轴向）和控制轴承磨损的极限转速No。
什么是轴承额定静载荷与额定动载荷什么是轴承额定静载荷？滚动轴承的基本额定静载荷（径向Cor，轴向Coa）是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起一定接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。
额定静载荷是在假定的载荷条件下决定的，对向心轴承，额定静载荷是指径向载荷，对向心推力轴承（角接触球轴承）是指使轴承中半圈滚道受载的载荷的径向分量，对推力轴承是指中心轴向载荷。
也就是说轴承的径向基本额定静负荷与轴向基本额定静负荷指轴承在静态或旋转时，最大能承受的载重。
深沟球轴承在静止或缓慢旋转(转速n≤10r/min)时的承载能力为额定静载荷。
什么是轴承额定动载荷？轴承额定动载荷是指：滚动轴承理论上能承受的恒定径向载荷（恒定轴向载荷），在该载荷的作用下基本额定的寿命为100W转，轴承的基本额定动载荷体现轴承的耐滚动疲劳的能力。
向心轴承和推力轴承的基本额定动载荷反别称作径向基本额定动负荷与轴向基本额定动负荷，用Cr和Ca表示。
沟球轴承在旋转（转速n>10r/mim)时的承载能力为基本额定动载荷。
什么是轴承额定静载荷与额定动载荷为何轴承额定动载荷大于额定静载荷？额定动负荷是指额定寿命为100万转时轴承所承受的负荷。
额定静负荷是指轴承承受该负荷作用下,静止时受负荷最大的滚动体和套圈滚道接触处,滚动体和套圈滚道的永久变形量之和为滚动体直径的万分之一。
什么是轴承额定静载荷与额定动载荷平时我们在查询轴承型号时，常会看到Cr和Cor两个选项，这两组字母代表的什么呢？现在小编就告诉大家，Cr指的是轴承额定动载荷，Cor指的是轴承额定静载荷。
那什么是轴承额定静载荷和额定动载荷呢？这两者之间有什么关系和区别呢？根据了解，小编分享如下：在设计中滚动轴承中经常用到的三个基本参数是：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr （径向）或Ca （轴向）；满足一定静强度要求的基本额定静强度Cor （径向）或Coa （轴向）和控制轴承磨损的极限转速NO 。
什么是轴承额定静载荷与额定动载荷什么是轴承额定静载荷?滚动轴承的基本额定静载荷（径向Cor,轴向Coa）是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起一定接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。
额定静载荷是在假定的载荷条件下决定的，对向心轴承，额定静载荷是指径向载荷，对向心推力轴承（角接触球轴承）是指使轴承中半圈滚道受载的载荷的径向分量，对推力轴承是指中心轴向载荷。
也就是说轴承的径向基本额定静负荷与轴向基本额定静负荷指轴承在静态或旋转时，最大能承受的载重。
深沟球轴承在静止或缓慢旋转（转速n≤10r∕min）时的承载能力为额定静载荷。
什么是轴承额定动载荷？轴承额定动载荷是指：滚动轴承理论上能承受的恒定径向载荷（恒定轴向载荷），在该载荷的作用下基本额定的寿命为100W转，轴承的基本额定动载荷体现轴承的耐滚动疲劳的能力。
向心轴承和推力轴承的基本额定动载荷反别称作径向基本额定动负荷与轴向基本额定动负荷，用Cr和Ca表示。
沟球轴承在旋转（转速n >10r∕mim）时的承载能力为基本额定动载荷。
什么是轴承额定静载荷与额定动载荷为何轴承额定动载荷大于额定静载荷？额定动负荷是指额定寿命为100万转时轴承所承受的负荷。
额定静负荷是指轴承承受该负荷作用下，静止时受负荷最大的滚动体和套圈滚道接触处，滚动体和套圈滚道的永久变形量之和为滚动体直径的万分之一。
调心滚子轴承轴向载荷计算公式
【实用版】
目录
1.调心滚子轴承的概述
2.轴向载荷的定义及计算公式
3.调心滚子轴承的轴向载荷计算实例
4.结论
正文
一、调心滚子轴承的概述
调心滚子轴承是一种广泛应用于工业领域的机械传动轴承，具有较高的承载能力和良好的调心性能。
它可以承受径向载荷，同时也能承受任一方向的轴向载荷。
调心滚子轴承的外圈滚道是球面形，故其调心性能良好，能补偿同轴度误差。
二、轴向载荷的定义及计算公式
轴向载荷是指在轴承的轴线方向上产生的载荷，通俗地讲就是会将轴承内圈推出外圈的力。
轴承的轴向载荷计算公式为：
F 轴 = F 径× (tanθ + 1)
其中，F 轴为轴向载荷，F 径为径向载荷，θ为轴承的内圈与外圈之间的角度。
三、调心滚子轴承的轴向载荷计算实例
假设有一台机床的主轴，其承载的径向载荷为 F 径 = 100kN，轴承的内圈与外圈之间的角度为θ = 30°。
现需要计算该主轴轴承的轴向载荷。
根据公式 F 轴 = F 径× (tanθ + 1)，代入已知数据，得到：
F 轴 = 100kN × (tan30° + 1) ≈ 100kN × (0.577 + 1) ≈157.7kN
因此，该主轴轴承的轴向载荷约为 157.7kN。
四、结论
调心滚子轴承在工业领域中具有较高的应用价值，能够承受径向载荷和轴向载荷。
通过计算公式 F 轴 = F 径× (tanθ + 1)，可以方便地计算出调心滚子轴承的轴向载荷。
6202-2RZ、6002-2RZ静动载荷计算对比按 GB/T 4622-2003/ISO 76：1987 中的计算方法，额定静载荷计算公式如下：基本额定静载荷C0r=f0iZD W2cosα，公式中符号含义和相关取值见下表：符号含义 6202-2RZ取值6002-2RZ取值f0系数，查表获得 13.2 14i 轴承中滚动体列数， 1 1 Z 轴承中单列滚动体数8 9 D W钢球直径，φ5.953 φ4.762α轴承公称接触角0o0o将上述参数代入公式：6202-2RZ C0r=f0iZD W2cosα=13.2×1×8×5.9532 cos0 o=3.74KN6002-2RZ C0r=f0iZD W2cosα=14×1×9×4.7622 cos0 o=2.85 KN得6202-2RZ C0r=3.74KN6002-2RZ C0r=2.85KN按 GB/T 6391-2003/ISO 281：1990 中的计算方法，额定动载荷计算公式如下：额定动载荷C r=b m f c(icosα)0.7 Z2/3 D W1.8公式中符号含义和相关取值见下表：符号含义 6202-2RZ取值6002-2RZ取值b m系数，查表获得 1.3 1.3f c系数，查表获得 59.3 59.9i 轴承中滚动体列数， 1 1 Z 轴承中单列滚动体数8 9 D W钢球直径，φ5.953 φ4.762α轴承公称接触角0o0o6202-2RZ C r=b m f c(icosα)0.7 Z2/3 D W1.8=1.3×59.3×(cos0o)0.7×82/3×5.9531.8=7.64 KN6002-2RZ C r=b m f c(icosα)0.7 Z2/3 D W1.8=1.3×59.9×(cos0o)0.7×92/3×4.7621.8=5.59 KN综上，6202-2RZ与6002-2RZ静动载荷对比如下：项目6202-2RZ 6002-2RZ基本额定静载荷C0r 3.74 2.85 额定动载荷C r 7.64 5.59。
深沟球轴承能承受的轴向载荷1. 深沟球轴承简介深沟球轴承是一种常见的滚动轴承，广泛应用于各种机械设备中。
它由外圈、内圈、滚动体和保持架组成，可承受径向载荷和轴向载荷。
本文将重点探讨深沟球轴承能承受的轴向载荷。
2. 轴向载荷的定义轴向载荷是指作用在轴承上的沿着轴线方向的力，即垂直于轴承的载荷。
在机械设备中，轴向载荷常常由传动装置或工作负荷引起。
3. 深沟球轴承的轴向载荷能力深沟球轴承能够承受一定的轴向载荷，但其承载能力相对较低。
深沟球轴承的轴向载荷能力主要取决于以下几个因素：3.1 轴承尺寸和结构深沟球轴承的尺寸和结构对其承载能力有重要影响。
一般来说，外径较大、内径较小的深沟球轴承能够承受更大的轴向载荷。
此外，轴承的结构设计也会影响其承载能力，例如增加轴承的滚动体数量和改善保持架的刚度，都有助于提高轴向载荷能力。
3.2 轴承材料和热处理轴承材料的选择和热处理工艺对轴向载荷能力也有一定影响。
一般来说，采用高强度、高硬度的轴承钢材料，并通过适当的热处理工艺提高材料的强度和硬度，可以提高轴向载荷能力。
3.3 轴承润滑和运行温度轴承的润滑和运行温度对其承载能力也有一定影响。
适当的润滑剂和润滑方式可以减小轴承的摩擦和磨损，提高轴向载荷能力。
同时，控制轴承的运行温度在合理范围内，避免过高的温度对轴承性能的影响，也是提高轴向载荷能力的重要因素。
4. 深沟球轴承的轴向载荷计算为了确保深沟球轴承在使用过程中不会超过其轴向载荷能力，需要进行轴向载荷的计算。
轴向载荷计算的基本原理是根据轴承的几何尺寸、材料特性和工作条件等参数，计算出轴向载荷所产生的接触应力，并与轴承的承载能力进行比较。
4.1 轴向载荷计算公式深沟球轴承的轴向载荷计算公式如下：Fa = XFr + YFa其中，Fa为轴向载荷，Fr为径向载荷，X和Y为系数，可根据轴承的类型和工作条件选择合适的值。
4.2 轴向载荷计算步骤轴向载荷计算的具体步骤如下： 1. 确定轴向载荷的方向和大小。
2.轴承的额定动载荷及额定寿命2.1基本额定动载荷轴承的额定动载荷是决定额定寿命的主参数,也是确定轴承设计水平的目标函数。
额定动载荷值大,则轴承的承载能力高,或说在相同载荷下,其额定寿命长,设计水平高。
基本额定动载荷:系指一个轴承假想承受一个大小和方向恒定的径向(或中心轴向)负荷,在这一负荷作用下轴承基本额定寿命为一百万转。
根据我国国家标准GB/T6391-1995的规定,现将各类轴承基本额定动载荷的计算公式整理于表2-1中:Cr : 径向基本额定动载荷NCa : 轴向基本额定动载荷Nbm : 材料(真空脱气)和加工质量的额定系数,该值随轴承类型不同而异。
见表2-2fc : 与轴承零件的几何形状、制造精度和材料有关的系数i : 轴承中球或滚子的列数Lwe : 额定载荷计算中用的滚子长度mm即滚子与接触长度最短的滚道间的理论最大接触长度。
正常情况下,或者取滚子尖角之间的距离减去滚子倒角,或者取不包括磨削越程槽的滚道宽度,择其小者。
α: 轴承的公称接触角度Z: 单列轴承中的球或滚子数。
每列球或滚子数相同的多列轴承中每列的球或滚子数Dw : 球直径mmDwe : 额定载荷计算中用的滚子直径mm对于圆锥滚子取滚子端面和小端面理论尖角处直径的平均值。
对于非对称外凸滚子近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道间接触点处滚子的直径现将GB/T6391-1995所定的额定系数bm值列于表2-2滚动轴承基本额定动载荷的计算方法适用于优质淬硬钢(系指真空脱气钢),按良好的加工方法制造,且滚动接触表面的形状为常规设计。
超越上述规定,额定动载荷应予修正。
2.2.1 材质轴承钢因冶炼方法不同,材料中夹杂物的大小、分布、含量亦不同。
夹杂物是造成金属材料疲劳裂纹产生的主要成因,是影响滚动轴承疲劳寿命的主要因素。
如采用夹杂物含量高于真空脱气的普通电炉冶炼轴承钢,则轴承的载荷能力将会有不同程度的下降。
当采用诸如真空重熔、电渣重熔等方法冶炼的轴承钢或其它等效材质的钢材时,其夹杂物的含量显著减少,轴承的载荷能力将会得到提高。
本样本各类轴承尺寸与性能表中所列轴承基本额定动载荷至少是以真空脱气钢为材料,对轧钢机用轴承则是以电渣重熔钢为材料。
2.2.2 温度一般轴承能承受的工作温度可达120℃(外圈测量温度为100℃)。
超过此限定温度的工况条件,应采用经过特殊(稳定)热处理或选用特殊耐热材料制造的轴承。
轴承若经常在120℃以上的温度中使用,或者在极高温度下短时间使用时,都会使轴承材料的组织及性能发生变化,导致轴承载荷能力的降低。
其影响关系可用下式表示:C T = g T c (2-1)式中C T :温度修正后的基本额定动载荷Ng T :温度系数C : 基本额定动载荷Ng T系数可参考表2-3取值通用轴承零件的表面硬度一般为HRc61～65,但对特大型轴承、渗碳钢轴承、不锈钢轴承以及回转支承将采用不同的钢材制造,其轴承零件淬火----回火后的表面硬度将有所变化。
现将不同轴承的硬度要求列于表2-4荷能力的相应降低。
其影响关系通常可用下列经验公式表示。
C H = g H C(2-2)g H = (HR C/58)3.6(2-3)式中C H : 硬度修正后的额定动载荷Ng H: 硬度修正系数应该指出: 1)在表2-4中所列回转支承的硬度的下限值低于HR C58,但多数回转支承都是在缓慢摇动或在转速低于10转/分的条件下工作,应按额定静载荷作计算,只有当转速大于10转/分,需计算其疲劳寿命时,才作额定动载荷的修正计算。
2)直接利用轴颈和轴箱孔代替轴承内圈、外圈作滚道的滚针轴承、滚柱轴承,当轴颈或轴箱孔滚动表面的硬度低于HR C58时应作硬度修正。
3)在正常情况下,工作温度的提高与轴承硬度的降低是密不可分的,因此,在已知工况条件下,设计选用轴承时,将两者作修正计算后,取用额定动载荷低者即可,不能将两者作重复修正。
2.3. 极限设计方法简介由表2-1各公式可看出,确定滚动轴承设计水平的额定动负荷值,随滚动体直径、数量、长度而变化,其中滚动体直径影响最大,长度次之,数量再次之。
为此,国内外在轴承设计上都以减小套圈壁厚,加大滚动体直径长度来提高轴承的设计水平,但在设计思路上都以先确定滚动体尺寸,再计算套圈尺寸,当计算到套圈薄弱处时,再作强度检验验算,验算符合要求则设计通过,否则,则调整滚动体尺寸,再作计算。
当前采用计算机作优化设计亦按此思路编制程序。
我公司(所)独创的极限设计方法,突破了百余年来的上述设计思路,采取先确定强度边界,另行推证了一整套设计计算公式,使滚动体所确定的尺寸无限趋近各强度边界值(数学上的极限概念),三次以内的精确计算即达到数学优化的最佳结果。
各类轴承新的设计公式的推证,由四川省科委下达给我公司(所)的课题完成,在保证零件强度的前提下,为了最大限度的挖掘轴承设计的有效空间,由我公司(所)自筹资金与河南科技大学一起完成了由机械工业部下达的滚动轴承极限设计方法的强度理论分析及强度试验研究两项课题。
分析、研究表明:1)当前轴承设计并未达到强度极限,确有设计潜力可挖掘;2)减薄套圈壁厚,加大滚动体尺寸(特别是直径)仍然是轴承设计探寻的方向;3)由于轴承是各种机械的基础件,量大面广,使用条件差异较大,加上套圈减薄后给轴承制造带来若干问题,因此对强度系数的取用必须慎之又慎,应从分析使用及加工条件入手,循序渐进予以改进。
我公司(所)在分析、研究极限设计方法的同时,已将此新的设计方法全面用于重型轴承的产品设计,成功地为进口主机用重型轴承的国产化生产了数百个品种,也为国内众多重型主机用轴承的升级换代开发生产了数百个品种,其设计水平均与当前国际先进水平相当(详见目录的数据)。
加上我们在选材(电渣重熔军用甲组钢)、工艺、工装、检测、装配方面,采取了若干提高轴承疲劳寿命的有效措施,使我公司(所)开发生产的特大型轴承的使用寿命业已达到或接近进口轴承的水平。
其中1700热连轧轧钢机轴承已达到平均轧钢量超过180万吨的业绩,是原国产轴承平均寿命的3～3.6倍,是进口轴承平均寿命的1.5～1.8倍,达到是国家在“八.五”规划中对该种轧机轴承的轧钢量80万吨要求的 2.25倍。
同时在产品设计方面已获得了三项国家专利。
2.4 当前国产特大型轴承设计与国外的差距甚大《轴承》杂志1998年10期的37-40页,曾以专题综述刊登了我公司(所)“特大型轴承升级换代的探索与实践”一文,文中列出了可供对比的19种四列园柱、9种四列园锥、15种双列调心三大类滚子轴承的有效额定动载荷值,对比计算结果摘列于表2-5。
表2-5 国内外特大型轴承额定动载荷与额定寿命的比值表2-5的原始数据取自1995年洛阳轴承研究所编制的“滚动轴承产品样本”、1993年“SKF重型轴承样本”、1988年“FAG标准轴承总目(中文版)”及“FAG园柱孔四列轴承”所载的有效额定动载荷值”。
表2-5数据表明,我国现有特大型轴承与国外相同产品比较,有效额定动载荷仅为国外产品的61%～72.5%,相应的额定寿命仅为19.25%～34.23%,即要用2～5套国产特大型轴承才能顶替1套进口轴承,差距之大,实属惊人。
我们在呼吁我国轴承行业加速特大型轴承升级换代的同时,也提请需要高额定动负荷及长寿命特大型轴承的用户,选择和使用我公司(所)已升级换代的产品,定能达到与进口轴承相近的使用效果。
2.5轴承的当量动载荷2.5.1 当量动载荷的概念在额定动载荷及额定寿命的定义和计算中，已将额定动载荷定义为：径向当量动载荷P是一种大小和方向都恒定的等效径向载荷，在此负荷作用下的轴承寿命与实际负载作用下的轴承寿命相等；轴向当量动载荷P a是一种恒定的等效中心轴向载荷，在此载荷作用下的轴承寿命与在实际载荷作用下的轴承寿命相等。
在多数情况下，轴承所受的实际载荷既有径向载荷，也有轴向载荷，载荷的大小常有变化并伴有冲击、振动等。
此种载荷的变化，必须采用一套计算公式，把不同轴承实际承受的各种载荷折算成符合于计算疲劳寿命中额定动载荷函义的等效动载荷。
2.5.2 当量动载荷的公式向心和向心推力轴承其公式统一表示为：YFa XFr +=Pr （2.5-1）式中Pr : 轴承的径向当量动载荷 NFr : 轴承的径向载荷，为实际载荷的经向分量 NFa : 轴承的轴向载荷，为实际载荷的轴向分量 NX : 径向负载系数Y : 轴向负载系数由于负载比与负载分布参数e 密切相关，公式（2.5-1）可改为：Fr =Pr 当eFa Fr ≡≤αξtan （2.5-2） YFa XFr +=Pr 当eFa Fr ≡>αξtan 式中 ξ 与轴承类型有关的常数。
对向心球轴承1.1=ξ；对向心推力球轴承，25.1=ξ；对向心滚子轴承5.1=ξe 与ξ和接触角α有关的参数各种向心和向心推力轴承的X 、Y 系数值列于表2-6。
表中之Cor 为额定静载荷，表2-7 向心滚子轴承的X 和Y 系数对向心滚子轴承，︒=0α，其受轴向载荷的能力随轴承设计和加工情况的不同而有很大的变化。
所以，当0=α的向心滚子轴承用来承受轴向载荷时，其当量动载荷和寿命的估算问题，应向制造厂查询并听取制造厂的意见。
推力和推力向心轴承其轴向当量动载荷的计算公式为YFa XFr Pa += （2.5-3） 式中Fa 轴承的轴向当量动载荷 N其余符号同公式（2.5-1）（2.5-3）公式适用于︒≠90α的推力向心球轴承，推力调心滚子轴承及推力园锥滚子轴承，这些轴承在承受以轴向载荷为主，径向载荷为辅的联合作用时，即用公式计算。
当公称接触角︒=90α的推力球轴承，推力园柱滚子轴承，推力滚针轴承，只能承受纯轴向载荷。
此时，轴向当量动载荷的公式简化为：Fa Pa = （2.5-4） 现将推力球轴承及推力滚子轴承的X 、Y 及e 值列于表2-8及表2-9***对于α的中间值х、у和е的值由线性内插法求得*对于单向轴承，e Fr Fa ≤不适用。
2.5.3 载荷、转速变动时的当量动载荷许多机械的工况条件是变动的，即轴承所受载荷与转速是变动的。
为此，需引入平均当量动载荷Pm 的概念，在平均当量动载荷下，轴承的寿命与实际变动载荷和转速条件下轴承的寿命相同。
计算平均当量动载荷的基础是疲劳的线性累积损伤原理。
变动载荷下平均当量动载荷的一般公式是： εε1)(1⎥⎦⎤⎢⎣⎡+⨯⎰=dN YFa Fr L Pm L (2.5-5) 上式较难计算,因为L 未知,只有代入轴承寿命公式求解。
但在大多数情况下,变动载荷是周期性的。
设其周期为N 。
则平均当量动载荷为: εε1)(1⎥⎦⎤⎢⎣⎡+⎰=dN YFa XFr N Pm N (2.5-6)若轴承依次在Pn P P ,....,,21当量动载荷作用下相应转速为n n n n ,...,,21,运转时间对应为,,....,,21n t t t 则其平均当量动载荷为: εεεε12211222111......⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡++++++=n n n n n t n t n t n t n P t n P nt P Pm (2.5-7) 式(2.5-5) (2.5-7)中,X 、Y 、Fr 、Fa 、ε等同前Pm : 平均当量动载荷 NL : 同额定寿命 106转N : 应力循环次数 106转P 1 : 在转速1n 及运转时间1t 下的载荷 N. . .. . .n P : 在转速n n 及运转时间tn 下的载荷 N若转速不变,轴承依次在n P P P ...,21 载荷作用下,相应运转N 1,N 2…,Nn 百万转,周期为 N 百万转,且n N N N N +++=...21 ,则其平均当量动载荷为: εεεε12211...⎥⎦⎤⎢⎣⎡+++= N N P N P N P Pm n n (2.5-8) 轴承在不同转速下运行,其平均转速m n 为: n n n m t t t t n t n t n n (212)211+++++= (2.5-9) 若载荷在min P 和max P 间近似地变化,如图2.5-1所示,其平均当量动载荷可按下式近似计算32max min P P P m += (2.5-10) 若载荷如图2.5-2所示,在0和max P 之间成正弦曲线变化时,其平均当量动载荷按下式近似计算max 68.0P P m ≈ (2.5-11) 若载荷如图2.5-3所示,在0和max P 之间成正弦曲线的上半部分变化时,其平均当量动载荷可按下式近似计算max 75.0P P m ≈ (2.5-12)2.5.4 当量动载荷的修正由于机械工作时的振动、冲击,轴承实际所承受的载荷比计算值大。
