GBT 6391-2003 滚动轴承 额定动载荷和额定寿命

GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 前 言 本 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 等同采用ISO 281:1990((滚动轴承 额定动载荷和额定寿命》，包括其修正案ISO 281: 1990/Amd. 1:2000和ISO 281:1990/Amd. 2:2000, 本标准代替GB/T 6391-1995《滚动轴承 额定动载荷和额定寿命》。 为了便于使用，本标准做了下列编辑性修改: — “本国际标准”一词改为“本标准，’: — 删除了国际标准的目次和前言; — 用小数点“”代替作为小数点的逗号“，气 — 将国际标准的修正案并人文本中，这种经改动的内容用垂直双线((1})标识在它们所涉及的条 款的页边空白处。 本标准与GB/T 6391-1995相比，主要变化如下: — 对“范围”一章中的内容进行了调整(1995年版和本版的第1章及本版的引言)，并对第1章的 第1、第2段文字略微进行了修改(1995年版和本版第1章的第1、第2段); — 修改了符号b.的名称(1995年版和本版的第4章); — 增加了部分符号(见第4章用双线((11)标识的符号); — 修改了外球面轴承的b.值(1995年版和本版的表1); — 全面修改了“修正额定寿命”一章(1995年版和本版的第9章); — 增加了资料性附录“计算可靠度寿命修正系数a，的公式，’(见附录B), 本标准的附录A和附录B为资料性附录。 本标准由中国机械工业联合会提出。 本标准由全国滚动轴承标准化技术委员会(CSBTS/TC98)归口。 本标准起草单位:洛阳轴承研究所。 本标准主要起草人:李飞雪。 本标准所代替标准的历次版本发布情况为: — GB/T 6391-1986,GB/T 6391-19950 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 引 言 对于每一特定应用场合所选用的轴承，若都通过大量的轴承试验来确定其是否适用，通常是不现实 的 然而寿命(见3. 1定义)是适用性的一种主要表现形式，因此可以认为，可靠的寿命计算可以恰当和 方便地替代试验 本标准的目的是为寿命计算提供必要的依据。 鉴于目前的技术水平，本标准尚不能对特殊轴承性能和运转条件寿命修正系数的具体数值作出规 定 因此，这些系数值应根据经验确定，通常应与轴承制造厂家商议。 对于由使用条件或内部结构造成滚动体与套圈滚道的接触区出现明显截断的轴承，根据本标准进 行计算则不能得到满意的结果。例如，有装填槽的沟型球轴承，当轴承在使用中承受载荷时，装填槽伸 人到球与沟道的接触区，其计算结果不进行修正是不适用的。 对于由使用条件，如倾斜、轴承座或轴变形、滚动体的离心力或其他高速效应、以及向心轴承中的预 载荷或过大的游隙，引起轴承中载荷非正常分布的轴承，根据本标准进行计算同样也得不到满意的结 果。一旦有理由确认出现这样的情况，用户应向制造厂家咨询当量载荷和寿命的推荐值和估算值 随着特殊轴承类型和材料的发展，或根据有关它们的新资料，本标准尚需不时地进行修订 关于本标准所列公式和系数推导的详细背景资料参见ISO/TR 86460 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 滚动轴承 额定动载荷和额定寿命 范围 本标准 规定 关于下班后关闭电源的规定党章中关于入党时间的规定公务员考核规定下载规定办法文件下载宁波关于闷顶的规定 了滚动轴承基本额定动载荷的计算方法，它适用于尺寸范围符合有关国家标准规定、采 用当代常用高质量淬硬轴承钢，按良好的加工方法制造，且滚动接触表面的形状基本上为常规 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 的滚 动轴承 本标准还规定了基本额定寿命的计算方法，该寿命是与9。%的可靠度、常用高质量材料和良好加 工质量以及常规运转条件相关的寿命 此外，本标准还规定了考虑不同可靠度、特殊轴承性能和特定运 转条件，利用寿命修正系数计算修正额定寿命的方法。 本标准不适用于滚动体直接在轴或轴承座表面上运转的结构，除非该表面在各方面均与轴承套圈 (或垫圈)滚道相当方可替代。 本标准中的双列向心轴承和双向推力轴承，均假定为对称结构 有关各类轴承的其他限制条件，在相关条款中说明。 2 规范性引用文件 下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注日期的引用文件.其随后所有 的修改单(不包括勘误的内容)或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究 是否可使用这些文件的最新版本 凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。 GB/T 4662-2003 滚动轴承 额定静载荷(ISO 76: GB/T 6930-2002 滚动轴承 词汇(ISO 5593:1997 1987,IDT) ID'1) 3 定义 GB/T 6930-2002确立的以及下列定义适用于本标准 3. 1 寿命 life 单个滚动轴承的寿命系指轴承的一个套圈(或垫圈)或滚动体材料上出现第一个疲劳扩展迹象之 前，轴承的一个套圈(或垫圈)相对另一个套圈(或垫圈)旋转的转数。 3.2 可靠度(属轴承寿命范畴) reliability 系指一组在相同条件下运转、近于相同的滚动轴承期望达到或超过规定寿命的百分率 单个滚动轴承的可靠度为该轴承达到或超过规定寿命的概率 3.3 基本额定寿命 basic rating life 对于单个滚动轴承或一组在相同条件下运转、近于相同的滚动轴承，其寿命是与90%的可靠度、当 代常用材料和加工质量以及常规运转条件相关的寿命 3.4 修正额定寿命 adjusted rating life 考虑所期望的可靠度水平、特殊的轴承性能和特定的运转条件，而对基本额定寿命进行修正所得到 的额定寿命。 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 3.5 径向基本额定动载荷 basic dynamic radial load rating 系指一套滚动轴承理论上所能承受的恒定的径向载荷。在该载荷作用下，轴承的基本额定寿命为 一百万转。 对于单列角接触轴承，该载荷系指引起轴承套圈相互间产生纯径向位移的载荷的径向分量。 3.6 轴向基本额定动载荷 basic dynamic axial load rating 系指一套滚动轴承理论上所能承受的恒定的中心轴向载荷。在该载荷作用下，轴承的基本额定寿 命为一百万转。 3.7 径向当f动载荷 dynamic equivalent radial load 系指一恒定的径向载荷，在该载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷条件下相同的寿命。 3.8 轴向当f动载荷 dynamic equivalent axial load 系指一恒定的中心轴向载荷，在该载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷条件下相同的寿命。 3.9 用于额定载荷计算的滚子直径 roller diameter applicable in the calculation of load ratings 系指滚子中部的直径。 注:对于圆锥滚子，取滚子大端和小端理论尖角处直径的平均值. 对于非对称凸球面滚子，近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道接触点处的直径。 3.10 用于额定载荷计算的滚子长度 roller length applicable in the calculation of load ratings 滚子与滚道在最短接触处的理论接触长度。 注:通常取滚子理论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长度，择其小者。 3. 11 公称接触角 nominal contact angle 垂直于轴承轴线的平面与通过轴承套圈向滚动体传递力的合力作用线之间的夹角。 3. 12 球组节回直径 pitch diameter of a ball set 包容轴承一列球的中心的圆的直径。 3. 13 滚子组节圆直径 pitch diameter of a roller set 在轴承一列滚子的中部，贯穿滚子轴线的圆的直径。 3. 14 常规运转条件 conventional operating conditions 可以假定这种运转条件为:轴承正确安装、无外来物侵人、充分润滑、按常规加载、工作温度不过高 或过低，以及不以特别高或特别低的速度运转。 4 符号 C,— 径向基本额定动载荷，N; C— 轴向基本额定动载荷，N; GB/T 6391-2003/1S0 281:1990 Co,— 径向基本额定静载荷"， N; C..— 轴向基本额定静载荷n， N; Dw— 球直径，mm; D..— 用于额定载荷计算的滚子直径，mm; D_— 球组或滚子组节圆直径，MM; F,— 轴承径向载荷一轴承实际载荷的径向分量,N; F,— 轴承轴向载荷=轴承实际载荷的轴向分量,N; L,o— 基本额定寿命，百万转; L..- (1995年版的标准中定义的)修正额定寿命，百万转; L,?,— 修正额定寿命，百万转; L-— 用于额定载荷计算的滚子长度，mm; P,— 径向当量动载荷，N; P,— 轴向当量动载荷，N; X— 径向动载荷系数; y 轴向动载荷系数; 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的每列球或滚子数; bm— 当代常用高质量淬硬轴承钢和良好加工方法的额定系数，该值随轴承类型和设计不同而异 e— 适用于不同X和Y系数值的F, /F,的极限值，韦布尔指数; f— 与轴承零件几何形状、制造精度及材料有关的系数; fa— 与轴承零件几何形状及应力水平有关的系数;, i— 轴承中球或滚子的列数; a— 轴承公称接触角，(’); a-— 根据9.4规定的系统方法所确定的寿命修正系数; a,— 可靠性寿命修正系数; az.as.aa.as.a.— 根据9.3和9.4.2，各种不同影响因素下相互关联的寿命修正系数; n— 失效概率，%; s— 可靠度(幸存概率)，%，在100--0范围内; 。 勃度比=v/v, ; A— 油膜参数，油膜厚度与综合表面粗糙度之比; 一 工作温度下，润滑剂的实际戮度，mm'/s; ，、— 为达到充分润滑，工作温度下所要求的豁度，mm' /s; 一 用于疲劳判据的实际应力，MPa; a.— 用于疲劳判据的耐久应力极限，MPa 5 向心球轴承 径向基本额定动载荷 径向接触和角接触球轴承的基本额定动载荷C为: D?镇25.4 mm时 Dw>25.4 mm时 C, =bm关(icosa)-Z ...D.'“ C, = 3. 647b. f (icosa) o. v Z2ia DW,.4 b，值列于表1,关值列于表2。表中数值适用于内圈滚道沟曲率半径不大于。. 52Dw、外圈滚道沟 曲率半径不大于。.53D，的径向接触和角接触沟型球轴承以及内圈滚道沟曲率半径不大于0. 53D，的 1)其定义、计算方法和数值见GB/T 4662-2003 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 调心球轴承。 采用更小的滚道曲率半径未必能提高轴承的承载能力，但采用大于上述值的沟曲率半径，则会降低 承载能力。 表 1 向心球轴承的6m值 轴 承 类 型 vm 径向接触和角接触沟型球轴承以及调心球轴承(有装填槽的轴承和外球面轴承除外) 1. 3 有装填槽的轴承 1.1 外球面轴承 1. 3 5.1.1 轴承组配 5.1.1.1 两套相同的单列径向接触沟型球轴承并排安装在同一轴上，作为一个整体(成对安装)运转， 计算其径向基本额定载荷时，应按一套双列径向接触轴承来考虑。 5. 1. 1.2 两套相同的单列角接触球轴承以“背对背”或“面对面”配置，并排安装在同一轴上，作为一个 整体(成对安装)运转，计算其径向基本额定载荷时，应按一套双列角接触轴承来考虑。 5.1.1.3 两套或多套相同的单列角接触球轴承以“串联”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体(成 对安装或成组安装)运转，制造精度和安装精度均能保证载荷均匀分布，该轴承组的径向基本额定载荷 等于轴承套数的0. 7次幂乘以一套单列轴承的径向基本额定载荷。 5.1.1.4 如果由于某些技术上的原因，轴承组被视为若干套彼此可单独更换的单列轴承，则5. 1. 1. 3 的规定不适用。 52 径向当且动载荷 向心球轴承在恒定的径向和轴向载荷作用下的径向当量动载荷尸，为: 尸r= XF，斗yFa X,Y值列人表3. 5.2. 1 轴承组配 5.2. 1. 1 两套相同的单列角接触球轴承以“背对背”或“面对面”配置，并排安装在同一轴上，作为一个 整体(成对安装)运转，计算其径向当量载荷时，应按一套双列角接触轴承来考虑 5.2. 1.2 两套或多套相同的单列球轴承以“串联”配置，并排安装在同一轴上，作为一整体(成对安装或 成组安装)运转，计算其径向当量载荷时，采用单列轴承的X和Y值。“相对轴向载荷，’(见表3)按i=1 和一套轴承的F。和Co值确定(即使F和F。为计算整个轴承组当量载荷时用的总载荷)。 5.3 基本额定寿命 5.3. 1 向心球轴承的基本额定寿命石。为: ? ??????? C和P,的值按5.1和5.2计算。 该寿命公式也适用于5.1.1所述的两套或多套单列轴承组成的轴承组的寿命估算。此时 荷C,按整个轴承组计算，当量载荷P，按作用于该轴承组上的总载荷计算，所用的X和Y值按 的规定. ，额定载 5.2.1.2 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 表2 向心球轴承的了。值 D,--D- 单列径向接触沟型 球轴承、单列和双列 角接触沟型球轴承 双列径向接 触沟型球轴承 单列和双列 调‘自球轴承 分离型单列径向接触 球轴承(磁电机轴承) :_:{ ::_; ::: 38. 2 41.5 44. 2 46. 5 48.4 50 51. 4 52.6 53.6 9.9 12. 4 14. 3 15.9 17. 3 18. 6 19. 9 21. 1 22. 3 9 4 ??? ??? ??? ????????? ? ?? ?? ? ? ? ?? ? ?? ?? ?? ?? ::_ ? ? ?? ? ? ? ?? ? ? ? 54. 5 55.2 55.7 56.1 56.5 ::_: ::: ? ?? ? ? ? ?? ? ?? ?? ?? ?? ? ::_: ::‘ 56 8 ::: ::_ 56 5 ? ? ? ? ? ?? ? ? :): ::_{ ??? ??? 0.11 0. 12 0.13 0. 14 0. 15 0. 16 0. 17 0. 18 0. 19 0. 2 0.21 0.22 0.23 0. 24 0. 25 0. 26 0. 27 0. 28 0.29 0. 3 0.31 0. 32 0. 33 0. 34 0. 35 0. 36 0. 37 0.38 0.39 0.4 57. 1 56. 6 56 55. 3 54.6 53.9 53. 2 52.4 51.7 50 9 50 49.2 48. 4 45. 8 27.7 28. 7 29.7 30.7 31. 7 32.6 33.5 34. 4 35.2 36.1 36. 8 37. 5 38.2 38. 8 39. 4 39. 9 40.3 40. 6 40. 9 41.1 41. 2 41. 3 41. 3 41. 2 41 40.7 40 4 ?? ， ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?? ?? ? ? ? ??? ::_ ?? ? ? ? ::_一 40. s 40.9 40.9 ??? ?? ??? ??? ??? ??? ??? ??? ??? ??? ??? 对于D,,-,-D_的中间值，其 f、值可由线性内插法求得 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 表3 向心球轴承的X和Y值 轴承类型 相对轴向载荷“ 单列轴承 一 双列轴承 eFF, e F, Q,或P,>0. SC，时，用户应向轴承制造厂查询，以确定该寿命 公式的适用性 6 推力球轴承 6.T 轴向基本额定动载荷 6.1.1 单列轴承 单列、单向或双向推力球轴承的轴向基本额定动载荷C,为: D,<25.4 mm,a一90。时， c。一b. f}Z'I' Dw,‘ D,V镇25.4 mm,a护90。时， Ca =bm五(cosa)o.'tanaZ'/' D..'-' D,V>25.4 mm,-90。时， Ce =3. 64 7bm f, _72/3D,1.4 D,V>25.4 mm,a}900时， Ce=3. 647bmf (cosa)-tanaZ'/'D?'‘ 式中: 2一一同一方向上承受载荷的球数; bm=1. 3. 人值列于表4，适用于滚道沟曲率半径不大于。.54D，的轴承。采用更小的滚道沟曲率半径未必 能提高轴承的承载能力，但采用大于上述值的沟曲率半径，则会降低承载能力。 6. 1.2 双列或多列轴承 承受同一方向载荷的双列或多列推力球轴承的轴向基本额定动载荷C?为， C,一(Z,+ZZ+.二+zo) x r (-' ),a,3 + (-, 1'},3+⋯+ (Z. ),0,3尸,11 L\Va,/ 、七‘/ 、七 j 」 球数为Z?ZZ I ... I z。的各列的额定载荷C., , C., , ... c-，按6.1.1中相应的单列轴承的公式计算。 62 轴向当t动载荷 a=#900的推力球轴承，在恒定的径向和轴向载荷作用下的轴向当量动载荷P。为: 尸。=XF,+yF， X和Y值列于表5, a=90“的推力球轴承，只能承受轴向载荷。此类轴承的轴向当量动载荷为: P,= F. 6.3 基本额定寿命 6.3.1 推力球轴承的基本额定寿命乙。为: ?? ???????? C.和P。的值按6.1和6.2计算。 6.3.2 该寿命公式在很宽的轴承载荷范围内均能给出满意的结果。但是，载荷过大会在球与沟道的接 触处产生有害的塑性变形。因此，当P,>0. 5C,时，用户应向轴承制造厂查询，以确定该寿命公式的适 用性。 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 表4 推力球轴承的f值 D. Dow f D,cow' D_ f= a=45' b a=60' n=75'a=90' 0.01 0. 02 0.03 0. 04 0. 05 0. 06 0. 07 0.08 0. 09 0. 1 0_11 0. 12 0. 13 0.14 0. 15 0. 16 0. 17 0. 18 0. 19 0. 2 0.21 0. 22 0.23 0. 24 0. 25 0.26 0. 27 0. 28 0.29 0.3 0. 31 0. 32 0.33 0. 34 0. 35 36. 7 45. 2 51.1 55.7 59. 5 62. 9 65.8 68. 5 71 73. 3 75.4 77.4 79. 3 81.1 82. 7 84. 4 85. 9 87. 4 88.8 90.2 91. 5 92. 8 94.1 95. 3 96.4 97.6 98. 7 99.8 100.8 101. 9 102. 9 103. 9 104.8 105. 8 106. 7 0.01 0. 02 0. 03 0.04 0. 05 0.06 0.07 0. 08 0.09 0. 1 0.11 0. 12 0. 13 0. 14 0. 15 0. 16 0. 17 0.18 0. 19 0. 2 0.21 0. 22 0. 23 0.24 0. 25 0. 26 0.27 0. 28 0. 29 0. 3 42. 1 51. 7 58.2 63.3 67. 3 70.7 73.5 75. 9 78 79. 7 81. 1 82. 3 83. 3 84. 1 84. 7 85.1 85.4 85. 5 85. 5 85.4 85.2 84. 9 84. 5 84 83. 4 82.8 82 81. 3 80.4 79.6 39. 2 48.1 54.2 58. 9 62.6 65.8 68. 4 70.7 72. 6 74. 2 75,5 76.6 77. 5 78.3 78. 8 79. 2 79.5 79. 6 79. 6 79.5 37. 3 45. 9 51. 7 56. 1 59. 7 62. 7 65. 2 67.3 69.2 70. 7 ·对于D?Dvw或DwcosaDp?或接触角非表中所列值时，其人值可用线性内插法求得· b 对于a>45“的推力轴承，-45的值可用于。在45“和6。之间的内插计算。 GB/T 6391-2003/1S0 281:1990 表 5 推力球轴承的X和Y值 a. 单向轴承“ 双向轴承 eF, > e 叠GF,e F,>e X Y X Y X y 450` 500 550 600 650 700 750 800 850 0.66 0. 73 0.81 0.92 1. 06 1. 28 1. 66 2.43 4.8 1 1.18 1.37 1.6 1. 9 2. 3 2. 9 3.89 5. 86 11. 75 0. 59 0. 57 0. 56 0. 55 0.54 0.53 0. 52 0. 52 0. 51 0. 66 0.73 0. 81 0.92 1. 06 1.28 1. 66 2.43 4.8 1 1. 25 1.49 1. 79 2.17 2.68 3.43 4.67 7.09 14. 29 a并900 1. 25tana(卜普sin. )1 畏tans(卜音sins )10(13卜音sin. )1.25tana(卜普sina )1 1. 25tan. 对于a的中间值，X,Y和e的值由线性内插法求得。 b F, G·不适用于单向轴承· 对于a>45。的推力轴承，- 45”的值可用于a在450和500之间的内插计算 7 向心滚子轴承 7.1 径向基本额定动载荷 向心滚子轴承的径向基本额定动载荷C为: C，=bm f,让?ecosa)IIIZ114Dw。 z9/27 bm值列于表6,f}值列于表7。表中所列的均为最大值，仅适用于在轴承载荷作用下材料应力沿受 载最大的滚子与滚道的接触区大致均匀分布的滚子轴承。 如果在载荷作用下，滚子与滚道接触的某些部分出现严重的应力集中，则应使用小于表 7所列的 f值。这样的应力集中必定发生在诸如名义点接触的中心、线接触的两端、滚子未被精确引导的轴承 以及滚子长度大于2. 5倍滚子直径的轴承中。 7.1.1 轴承组配 7.1.1.1 两套相同的单列滚子轴承以“背对背”或“面对面”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体 (成对安装)运转，计算其径向基本额定动载荷时应按一套双列轴承来考虑。 7. 1. 1.2 如果由于某些技术上的原因，轴承组被视为两套彼此可单独更换的轴承，则7.1.1.1的规定 不适用。 表6 向心滚子轴承的bm值 轴 承 类 型 bm 圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承和机制套圈滚针轴承 1. 1 冲压外圈滚针轴承 1 调心滚子轴承 1. 15 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 表7 向心滚子轴承大的最大值(见7. 1) 0?cosa Do. f< 一 D., -- ' 一 Dp? L 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 o. 08 0.09 0.1 0. 11 0.12 0. 13 0.14 0. 15 52.1 60.8 66. 5 70. 7 74. 1 76. 9 79. 2 81. 2 82.8 84. 2 85.4 86. 4 87. 1 87. 7 88.2 0.16 0. 17 0. 18 0. 19 0. 2 0.21 0. 22 0. 23 0.24 0. 25 0. 26 0. 27 0. 28 0.29 0.3 88. 5 88. 7 88.8 88. 8 88. 7 88. 5 88. 2 87. 9 87 5 87 86. 4 85. 8 85. 2 84.5 83. 8 _._D..cosh, .__ _ ___ ， .、..._ .、，_ x7寸一万砚一一一附甲间沮 ，共 1。沮Pf田抚 Yf囚摘法不得. 几沪pw 7. 1. 1.3 两套或多套相同的单列滚子轴承以“串联”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体(成对安 装或成组安装)运转，制造精度和安装精度均能保证载荷均匀分布，该轴承组的径向基本额定动载荷等 于轴承套数的7/9次幂乘以一套单列轴承的径向基本额定载荷。 7. 1. 1.4 如果由于某些技术上的原因，轴承组被视为若干套彼此可单独更换的单列轴承，则7.1.1.3 的规定不适用。 7.2 径向当f动载荷 a护 0a}0的向心滚子轴承在恒定的径向和轴向载荷作用下的径向当量动载荷P,为: 尸r= 欠Fr+YF， X和Y值列于表80 a=00的向心滚子轴承，只能承受径向载荷，其径向当量载荷为: P,= Fr 注:a二。的向心滚子轴承承受轴向载荷的能力与轴承设计和制造方法关系极大。因此，h=0。的向心滚子轴承在 承受轴向载荷时，轴承用户应向轴承制造厂查询有关当量载荷和寿命的推荐值 7.2. 1 轴承组配 7. 2. 1.1 两套相同的单列角接触滚子轴承以“背对背”或“面对面”配置，并排安装在同一轴上，作为一 个整体(成对安装)运转，计算其径向当量载荷时，根据7, 1. 1，应按一套双列轴承来考虑，X和Y值采用 表8中双列轴承的值。 表 8 向心滚子轴承的X和Y值 轴承类型 FF-.. FF. >e e X Y X Y 单列n,}0 双列a并0 : 00. 45cota 0.40. 67 0. 4cota0. 67-t. 1. 5tana1. 5tana 7.2.1.2 两套或多套相同的单列角接触滚子轴承以“串联”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体 (成对安装或成组安装)运转，计算其径向当量载荷时，采用表8中单列轴承的X和Y值。 10 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 :‘:基本额定寿命 向心滚子轴承的基本额定寿命L,。为: IC `14/3 L- = }召 ! 一“ 、尸 厂 c和P 的值按7.1和7.2计算。 该寿命公式也适用于7.1.1所述的两套或多套单列轴承组成的轴承组的寿命估算。此时，额定载 荷C,按整个轴承组计算，当量动载荷P,按作用于轴承组上的总载荷计算，所用的X,Y值按7.2.1的 规定。 7.3.2 该寿命公式在很宽的轴承载荷范围内均能给出满意的结果。但是，载荷过大会使滚子与滚道接 触的某些部分产生有害的塑性变形。因此，当P,>0. 5C,时，用户应向轴承制造厂查询，以确定该寿命 公式的适用性。 8 推力滚子轴承 8. 1 轴向基本额定动载荷 8.1.1 单列轴承 8.1.1.1 如果承受同一方向载荷的全部滚子只与同一垫圈滚道接触，则此推力滚子轴承应按一套单列 轴承来考虑。 单列、单向或双向推力滚子轴承的轴向基本额定动载荷C。为: a=90’时， C.=bmfL_'/9Z3/nD "29/22 a=,k90。时， C,一b. f, (L?, Cosa) 7/s tanaZ'/a D.2s/27 式中: 2— 同一方向上承受载荷的滚子数。 8. 1. 1.2 如果轴承轴线的同一侧装有若干个轴线重合的滚子，则可将这些滚子视为一个滚子，其长度 Lw,(见3.10)等于这几个滚子长度之和。 bm值列于表9,f}值列于表10。表中所列的均为最大值，仅适用于在轴承载荷作用下材料应力沿 受载最大的滚子与滚道的接触区大致均匀分布的滚子轴承。 如果在载荷作用下，滚子与滚道接触的某些部分出现严重的应力集中，则应使用小于表10所列的 f}值。这样的应力集中必定发生在诸如名义点接触的中心、线接触的两端、滚子未被精确引导的轴承 以及滚子长度大于2.5倍滚子直径的轴承中。 如果推力滚子轴承的内部几何参数使滚子与滚道接触区产生较大的滑动，例如:推力圆柱滚子轴承 的滚子长度与滚子组节圆直径之比较大时，也应取较小的f}值。 表 9 推力滚子轴承的b.值 轴 承 类 型 b? 推力圆柱滚子轴承和推力滚针轴承 1 推力圆锥滚子轴承 1.1 推力调心滚子轴承 1. 15 2 双列或多列推力滚子轴承 承受同一方向载荷的双列或多列推力滚子轴承的轴向基本额定动载荷C,为: C,一(Z, L-, + Z2L-+.二++Z.L-.) X F(' )'/'+ (Z2Lwe2 )9/2+⋯+(Z^L_ )v/2 2/s L、 L.1 / 、 ..a , 、 七的 / J 滚子数为Z, I z, I ...、 Z、长度为Lwr, . Lw,2 .... . La?,的各列的额定载荷Ce7 . C.2 \ ... . C-，按 S. 1. 1. 1 中相应的单列轴承的公式计算。 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 与同一垫圈滚道区域接触的滚子或部分滚子属于一列 8.T.3 轴承组配 8.1.3.1 两套或多套相同的单向推力滚子轴承，以“串联”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体 (成对安装或成组安装)运转，制造精度和安装精度均能保证载荷均匀分布，该轴承组的轴向基本额定动 载荷等于轴承套数的7/9次幂乘以一套轴承的额定载荷。 8. 1.3.2 如果由于某些技术上的原因，轴承组被视为若干套彼此可单独更换的单向轴承 则8.1.3.1 的规定不适用。 8.2 轴向当量动载荷 a护90“的推力滚子轴承在恒定的径向和轴向载荷作用下的轴向当量动载荷P。为: P,=XF，+ Yf X和Y值列于表 11, ----900的推力滚子轴承，只能承受轴向载荷，此类轴承的轴向当量动载荷为: P,= F, 8.3 基本额定寿命 8.3. 1 推力滚子轴承的基本额定寿命L,。为 ?、 ?? ? ??? ? ? ??、 ????? C，和P。的值按8.1和8.2计算。 该寿命公式也适用于8.1.3所述的两套或多套单向推力滚子轴承组成的轴承组的寿命估算。此 时，额定载荷C。按整个轴承组计算，当量载荷尸:按作用于轴承组上的总载荷计算，所用的X和Y值按 8.2中单向轴承的值。 表 10 推力滚子轴承五的最大值(见8.1.1.2) Dw, 曰p， f 众 ,0s., D,_ f} - 50"" - 65- - 80"a=90, 0.01 0.02 0. 03 0.04 0. 05 0. 06 0. 07 0. 08 0.09 0. 1 0.11 0.12 0.13 0. 14 0. 15 0. 16 0. 17 0. 18 0. 19 105.4 122. 9 134. 5 143.4 150. 7 156. 9 162. 4 167. 2 171. 7 175. 7 179. 5 183 186. 3 189. 4 192. 3 195. 1 197. 7 200.3 202. 7 0.01 0. 02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0. 1 0. 11 0. 12 0. 13 0. 14 0. 15 0. 16 0. 17 0.18 0. 19 109. 7 127. 8 139. 5 148,3 155. 2 160. 9 165. 6 169. 5 172.8 175. 5 177. 8 179. 7 181. 1 182. 3 183. 1 183. 7 184 184. 1 184 107. 1 124. 7 136. 2 144? 151. 5 157 161. 6 165. 5 168. 7 171.4 173. 6 175.4 176. 8 177. 9 178. 8 179. 3 179. 6 179. 7 179. 6 105. 6 123 134. 3 142.8 149. 4 154. 9 159. 4 163. 2 166. 4 169 171. 2 173 174.4 175. 5 176. 3 12 GB/T 6391-2003/1S0 281:1990 表 10(续) Dw,Dpw 大 D.cosa' D,w f a=500 a=650 ` 口一800da=900 0. 2 0.21 0. 22 0. 23 0. 24 0. 25 0. 26 0. 27 0.28 0. 29 0. 3 205 207. 2 209. 4 211.5 213. 5 215. 4 217. 3 219. 1 220. 9 222. 7 224. 3 0. 2 0. 21 0. 22 0. 23 0. 24 0. 25 0. 26 183. 7 183. 2 182. 6 181. 8 180. 9 179. 8 178. 7 179. 3 ·对于D-D,或D_-.D,的中间值，其关值可由线性内插法求14. b 用于4500. SC,时，用户应向轴承制造厂查询，以确定该寿命 公式的适用性。 表 11 推力滚子轴承的X和Y值 轴承类型 F, }e F, >e 己 X Y X Y 单向，o-#90 双向，a护900 _ a 1. 5tana 0.67 :::: } 1. 5tana 1. 5tana 不适用于单向轴承 9 修正额定寿命 9.1 总则 通常，采用基本额定寿命几。作为衡量轴承性能的准则就足以满足要求，该寿命是指90%可靠度下 的寿命。 然而，对于某些应用场合，或许要求计算更高可靠度下的寿命，同时，对于许多应用场合，还希望更 精确、更完善地考虑轴承质量和运转条件对寿命的影响，修正额定寿命L..则满足了这一要求[，表示失 效概率，(100-n)表示幸存概率(也表示可靠度)] 寿命L-，即(100-n)%可靠度、特殊轴承性能和特定运转条件下的修正基本额定寿命，可以按下 式计算: L-=a, ux.Lio 寿命修正系数a的值列于表12 GB/T 6391-2003/ISO 281:1990 9.2 可靠度寿命修正系数a, 表 12 可盒度寿命修正系数a, 可靠度 5 L??, a1 90 95 96 97 98 99 L- L, L- L- L, L,m 1 0.62 0. 53 0. 44 0.33 0.21 表12中的值按韦布尔指数e=1. 5确定，也可以按其他的指数值计算a,(参见附录B), 9.3 寿命修正系数a? 考虑到材质和润滑对轴承寿命的影响，1986年版的标准中引人了a2和a3系数，然而a:和a3是相 互关联的，这一点已得到确认，因此，许多轴承制造厂采用一个合并系数a23。由于axyz系数的引人，合并 系数a23的范围已经扩展到包括其他相关影响因素。 这些相关影响因素可以表示为: axyz=f(a2,a3,am) 当今技术的发展可以通过计算机应用理论与试验技术和实际经验的结合来确定a?。除了轴承类 型,ax,.还包括以下影响因素: 材料(如洁净度、硬度、表面结构、疲劳极限、温度响应); 润滑(如私度、轴承转速、轴承尺寸、润滑剂类型、添加剂); — 环境(如污染程度、湿度); — 杂质颗粒(如硬度、尺寸、形状、材料); 套圈中内应力(如制造过程产生的、安装后套圈过盈产生的内应力); 安装(如装拆损伤、不同心); — 轴承载荷。 9.4 寿命计算的系统方法 9.4. 1 采用系统方法进行修正寿命计算 如果润滑条件、清洁度和其他运转条件理想的话，一定载荷下高质量的轴承能够达到无限长的寿 命。当达到疲劳载荷极限时，对于常用轴承钢，其实际接触应力约为1 500 MPa. 然而在许多应用场合，接触应力大于该值。此外，运转条件不良能进一步降低轴承寿命。 可将所有影响因素与作用应力和材料强度联系起来，如: — 压痕产生边缘应力; — 油膜厚度减小则增大接触区内滚道和滚动体之间的剪切应力; — 温升则降低材料的疲劳极限，即强度; — 内圈过盈配合产生环向应力。 轴承寿命的不同影响因素之间是相互关联的。因此，采用系统方法计算疲劳寿命是恰当的，在系统 方法中将考虑由于相关系数的变化和相互作用对系统寿命的影响。 可采用图表或方程的形式将a?表示为。u/QC耐久应力极限与实际应力之比)的函数，同时尽可能 考虑到许多影响系数(见图1)0 在给定的润滑条件下，如果实际应力。降至耐久应力极限值。u，当应用疲劳判据时，图1中的曲线 也表明了a.>如何逐渐趋近于无限大。传统的轴承寿命计算是将正交剪切应力作为疲劳判据。因此， 1a C日/T6391一2003/150281:1990 图1中的曲线也是基于剪切耐久强度确定的。 制造厂应对叭，作为实际应力、耐久应力极限和运转条件的函数进行计算提出有关建议。a二中的 表示某一制造厂或组织可选择的字母数及其组合。 1 口u/口 图1寿命修正系数a。 润滑条件可用以下两种参数中的任何一种表示: — 猫度比K二可，，，定义为工作温度下油的实际钻度，与充分润滑所要求的猫度，1之比; — 油膜参数A，定义为油膜厚度与两接触表面的表面粗糙度的均方根之比。 K和A是衡量润滑油隔离金属接触面程度的两个参数。 2 利用多系数进行修正寿命计算 作为系统方法的一个特例，可借助多个系数来计算a。，例如: ?? ?? ? ?? 召邓 = aZa3a4召5⋯ 于是，疲劳寿命就可以按1995年版的标准中的公式进行计算。 L.=a，aZa，Ll。 或更一般地讲，用a二表示为 ax”今 a名a3am am系数