軸承外形限制
2014-08-16
外形限制
對要求的額定載荷一旦確定了最終值，你必須考慮軸承安裝所需的外形尺寸，包括這里所考慮的軸承的安裝及固定。以及與具有所要求額定載荷的軸承匹配的軸的尺寸大小。這些因素有助于確定軸承結構和尺寸，還可以排除某些軸承類型。在某些場合，由于空間的限制甚至在額定載荷確定之前就排除了選擇的余地。
例如，如果軸承外形非常窄，球軸承是可在此工作的唯一類型。或者，如果必須使用直徑非常小的軸承箱，你就需在同一軸上安裝兩個或更多的滾子軸承才能達到足夠的額定載荷。
當軸的尺寸與要求的軸承額定載荷相衡量有很大差異時，出現了另一種常見的矛盾。如果軸大但載荷輕，即使要求的額定載荷很小，但也得提出一個昂貴的，高額定載荷的大型軸承，在這種情況下，最好與軸承廠家接觸，以便提出一個最經濟有效的解決辦法。
實例
基本工作條件。假設軸承應用在減速器上，軸承必須支承直徑約25mm的軸的一端，而軸上安裝一個正齒輪。
工作周期和軸承載荷。齒輪作用力的分析和變速器的工作周期表明：軸承約在3/4的時間里所承受的徑向載荷為1780N，轉速為11000r/min，在1/4的運轉時間內，軸承所承受的徑向載荷為890N，轉速為3500r/min。良好的正嚙合幾乎不產生軸向力，不存在斜嚙合或者其它有效的軸向分力。預計兩方向的最大軸向力為89N，最大振動力為89N。
尺寸極限。由于受減速器內部設計的限制，允許軸承的最大外徑為70mm，最大計算擾度為6 ，最大位置不同軸度為0、0015。不要求用調心軸承。
環境。軸承的潤滑同嚙合潤滑一樣：從一個大的油槽噴油，最高預計溫度為140 F。
可靠性。軸承要連續工作必須有一個好的可靠性，采用8％的可靠失效率。
選擇步驟
1. 軸承內徑約25mm。
2. 軸承外徑為70mm。
3. 估計最大節圓直徑D（軸承內徑和外徑的平均值）為：
（25+70）/2=47.5（mm）
4. 計算最大DN值：
47.5×11000=0、52×106
5. 為選擇所要求的基本軸承類型，確定修正的DN值。首先，由潤滑類型找出修正軸承極限轉速系數。采用小油槽連續工作時,系數為0.85。.采用大油槽間歇工作時，系數為0、95，取連續工作時的低系數值，則修正的DN值為：
1. 52×10）/0、85=0、61×106
1. 利用步驟5得到的DN值及圖1的結果，我們發現角接觸球軸承和工業級、精密級圓柱滾子軸承、以及深溝球軸承的轉速范圍（極限轉速）等于或大于修正的DN值，因此，這些就是最初選擇的軸承類型。
2. 由方程（D）計算當量載荷：
3. 確定基本的減速器工作壽命。從表達式1得到，普通減速器的典型工作壽命為20000h。
4. 用給定的可靠性失效率修正工作壽命。利用表達1，8％的可靠性失效率給出的壽命修正系數為85％；因此修正工作壽命L為：
20000/0。85=23529（h）
10、用方程（E）計算需要的額定動載荷C：
11、用振動來修正C.在此例中，最小穩定載荷890N大于最大振動載荷89N，振動載荷與穩定載荷之比為0.1，利用表1—6，采用線性插值法在兩個最接近的載荷率之間插入一修正系數值，該系數計算如下：
（1.00+1.020）/2=1.010
則額定載荷的修正值為：
C=1.010×29746（N）
12、根據撓曲不同軸度和位置不同軸度，確定是否要對C進行修正。這兩種不同軸度的預期值均在無補償值范圍之內，所以不需修正。如果兩種不同軸度或其中之一的預期值超過無補償范圍，則必須查閱軸承制造廠家文獻來確定采用何種補償。
13、查找滿足要求的軸承類型。表1—8表明從本表中可以查到所需的軸承。對任何類型的軸承，額定動載荷C值必須等于或高于上面我們提到的最終修正值29746N.
表
實際上，你可熟悉要容易地確定能滿足要求的表中每種軸承類型的價格及尺寸，在你選擇時可能考慮到了這些價格因素，在這里我們假定：在表1—8中標有“大”的承載能力的軸承最貴，因此，應予淘汰。
最好的選擇是內徑為30mm的工業級圓柱滾子軸承，現在集中考慮這一基本軸承類型，繼續選擇過程。
14、確定軸承是定位型還是非定位型。因為軸承必須在兩個方向承受軸向載荷，所以在軸的一端要求一個雙向定位型軸承。
15、選擇軸承公差等級。由于減速器不需要較高的精度，所以采用PO級。
16、再檢查看有無特殊的熱環境。因預計最大工作溫度是140°F，因此不需要特殊材料。從而，游隙為0組值。
再檢查DN和極限轉速：
Dm6x =（30+62）/2=46（mm）
要求的最高轉速為非作歹11000r/min給出的DN值為506000，稍低于步驟4中DN的計算值，給出的工業級圓柱滾子軸承的DN值范圍之內。從軸承目錄上可以看到，該軸承的極限轉速是16000r/min，遠在最大轉速11000r/min之上，因此，不需要考慮特殊的熱環境。
17、考慮同軸度要求。這里沒有特殊的同軸度要求，因此，使用標準軸承即可，但在制造公差上要保證軸承座的同軸度好。
18、考慮安裝要求，便于安裝。與生產人員探討表明，對他們來說最好的方法是在軸上只安裝內圈，在減速器安裝過程中再安裝外圈和滾子，然后再與活動定位件安裝在一起。這導致了第二次結構選擇，雙向定位欄選擇第二種定位結構，活動定位件由螺母和鎖緊墊圈固定在內圈上。由于軸承容易拆除，所以這種結構便于更換。維修人員只需一個拆卸器就可以拆除內圈。
19、總體選擇。最終確定的軸承是滿足要求的最小最經濟的軸承，它是工業級圓柱滾子軸承，內徑30mm，外徑62mm，寬度16mm，采用在內圈上帶活動定位件的定位結構，0組游隙，公差等級用ISOPO級。
對要求的額定載荷一旦確定了最終值，你必須考慮軸承安裝所需的外形尺寸，包括這里所考慮的軸承的安裝及固定。以及與具有所要求額定載荷的軸承匹配的軸的尺寸大小。這些因素有助于確定軸承結構和尺寸，還可以排除某些軸承類型。在某些場合，由于空間的限制甚至在額定載荷確定之前就排除了選擇的余地。
例如，如果軸承外形非常窄，球軸承是可在此工作的唯一類型。或者，如果必須使用直徑非常小的軸承箱，你就需在同一軸上安裝兩個或更多的滾子軸承才能達到足夠的額定載荷。
當軸的尺寸與要求的軸承額定載荷相衡量有很大差異時，出現了另一種常見的矛盾。如果軸大但載荷輕，即使要求的額定載荷很小，但也得提出一個昂貴的，高額定載荷的大型軸承，在這種情況下，最好與軸承廠家接觸，以便提出一個最經濟有效的解決辦法。
實例
基本工作條件。假設軸承應用在減速器上，軸承必須支承直徑約25mm的軸的一端，而軸上安裝一個正齒輪。
工作周期和軸承載荷。齒輪作用力的分析和變速器的工作周期表明：軸承約在3/4的時間里所承受的徑向載荷為1780N，轉速為11000r/min，在1/4的運轉時間內，軸承所承受的徑向載荷為890N，轉速為3500r/min。良好的正嚙合幾乎不產生軸向力，不存在斜嚙合或者其它有效的軸向分力。預計兩方向的最大軸向力為89N，最大振動力為89N。
尺寸極限。由于受減速器內部設計的限制，允許軸承的最大外徑為70mm，最大計算擾度為6 ，最大位置不同軸度為0、0015。不要求用調心軸承。
環境。軸承的潤滑同嚙合潤滑一樣：從一個大的油槽噴油，最高預計溫度為140 F。
可靠性。軸承要連續工作必須有一個好的可靠性，采用8％的可靠失效率。
選擇步驟
1. 軸承內徑約25mm。
2. 軸承外徑為70mm。
3. 估計最大節圓直徑D（軸承內徑和外徑的平均值）為：
（25+70）/2=47.5（mm）
4. 計算最大DN值：
47.5×11000=0、52×106
5. 為選擇所要求的基本軸承類型，確定修正的DN值。首先，由潤滑類型找出修正軸承極限轉速系數。采用小油槽連續工作時,系數為0.85。.采用大油槽間歇工作時，系數為0、95，取連續工作時的低系數值，則修正的DN值為：
1. 52×10）/0、85=0、61×106
1. 利用步驟5得到的DN值及圖1的結果，我們發現角接觸球軸承和工業級、精密級圓柱滾子軸承、以及深溝球軸承的轉速范圍（極限轉速）等于或大于修正的DN值，因此，這些就是最初選擇的軸承類型。
2. 由方程（D）計算當量載荷：
3. 確定基本的減速器工作壽命。從表達式1得到，普通減速器的典型工作壽命為20000h。
4. 用給定的可靠性失效率修正工作壽命。利用表達1，8％的可靠性失效率給出的壽命修正系數為85％；因此修正工作壽命L為：
20000/0。85=23529（h）
10、用方程（E）計算需要的額定動載荷C：
11、用振動來修正C.在此例中，最小穩定載荷890N大于最大振動載荷89N，振動載荷與穩定載荷之比為0.1，利用表1—6，采用線性插值法在兩個最接近的載荷率之間插入一修正系數值，該系數計算如下：
（1.00+1.020）/2=1.010
則額定載荷的修正值為：
C=1.010×29746（N）
12、根據撓曲不同軸度和位置不同軸度，確定是否要對C進行修正。這兩種不同軸度的預期值均在無補償值范圍之內，所以不需修正。如果兩種不同軸度或其中之一的預期值超過無補償范圍，則必須查閱軸承制造廠家文獻來確定采用何種補償。
13、查找滿足要求的軸承類型。表1—8表明從本表中可以查到所需的軸承。對任何類型的軸承，額定動載荷C值必須等于或高于上面我們提到的最終修正值29746N.
表
實際上，你可熟悉要容易地確定能滿足要求的表中每種軸承類型的價格及尺寸，在你選擇時可能考慮到了這些價格因素，在這里我們假定：在表1—8中標有“大”的承載能力的軸承最貴，因此，應予淘汰。
最好的選擇是內徑為30mm的工業級圓柱滾子軸承，現在集中考慮這一基本軸承類型，繼續選擇過程。
14、確定軸承是定位型還是非定位型。因為軸承必須在兩個方向承受軸向載荷，所以在軸的一端要求一個雙向定位型軸承。
15、選擇軸承公差等級。由于減速器不需要較高的精度，所以采用PO級。
16、再檢查看有無特殊的熱環境。因預計最大工作溫度是140°F，因此不需要特殊材料。從而，游隙為0組值。
再檢查DN和極限轉速：
Dm6x =（30+62）/2=46（mm）
要求的最高轉速為非作歹11000r/min給出的DN值為506000，稍低于步驟4中DN的計算值，給出的工業級圓柱滾子軸承的DN值范圍之內。從軸承目錄上可以看到，該軸承的極限轉速是16000r/min，遠在最大轉速11000r/min之上，因此，不需要考慮特殊的熱環境。
17、考慮同軸度要求。這里沒有特殊的同軸度要求，因此，使用標準軸承即可，但在制造公差上要保證軸承座的同軸度好。
18、考慮安裝要求，便于安裝。與生產人員探討表明，對他們來說最好的方法是在軸上只安裝內圈，在減速器安裝過程中再安裝外圈和滾子，然后再與活動定位件安裝在一起。這導致了第二次結構選擇，雙向定位欄選擇第二種定位結構，活動定位件由螺母和鎖緊墊圈固定在內圈上。由于軸承容易拆除，所以這種結構便于更換。維修人員只需一個拆卸器就可以拆除內圈。
19、總體選擇。最終確定的軸承是滿足要求的最小最經濟的軸承，它是工業級圓柱滾子軸承，內徑30mm，外徑62mm，寬度16mm，采用在內圈上帶活動定位件的定位結構，0組游隙，公差等級用ISOPO級。