电机轴承校核应该按哪个轴承校核？轴承的校核计算

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很多工程师在对电机设计的时候都会校核计算轴承的疲劳寿命。一般的，只要计算的寿命达到最小值就万事大吉了。甚至还有人希望计算的疲劳寿命越大越好。事实上，这里面存在一个很大的轴承选型校核计算的误区。

轴承疲劳寿命校核计算仅仅是在既定要求的寿命下轴承可以选择的最小尺寸校核。换言之，如果选择的轴承计算的寿命校核计算值小于要求值，说明轴承的负荷能力偏小，应该选择大一点的轴承。轴承疲劳寿命计算是对所选择轴承负荷能力最小值的界定。

那么轴承负荷能力是不是越大越好呢？换言之是不是选择的轴承体积越大越安全呢？答案是否定的！轴承正常运转需要最小负荷

首先，电机里常用的滚动轴承内部是使用滚动摩擦代替滑动摩擦。滚动摩擦的形成与表面粗糙度、硬度以及摩擦副表面径向压力有关。

对于轴承而言，已经完成加工制造的轴承其表面粗糙度和硬度都已经固定在一个范围。那么影响滚动摩擦的重要外界因素就是滚动体与滚道表面的接触力。

事实上，滚动摩擦是用一个阻力力矩来度量的，也就是一个滚动体在一个表面上滚动所受的的与运动方向相反的阻力矩。可以见下图所示：


考虑金属弹性(一般轴承滚动体硬度略大于滚道)，当滚动体受到负荷的时候，会在滚道上产生弹性形变，由于弹性形变，加之滚动体的滚动，使接触受力点前移。由于表面形状的原因，同时产生一个水平的与运动方向相反的力。这个力使得滚动体产生一个自身的自转，星辰滚动，这个阻力就是滚动表面的滚动摩擦力。

我们设想，如果滚动体与滚道之间正压力很小，那么这个接触力的水平(与接触面水平)分量就会很小，这个力如果小到不能是滚动体形成滚动的时候，就会出现滚道与滚动体之间的滑动。进而出现滑动摩擦。

轴承最小负荷不足的失效形貌
当滑动摩擦出现，原来的润滑油膜状态会发生改变，因此可能出现滚动体与滚道表面的磨损。在轴承失效分析中的表面疲劳就会出现。

这种情况在电机中经常出现，可以如下图所示：


上图中第一个是滚道表面在最小负荷不足的情况下出现表面疲劳的图片，下图是滚动体表面的的表面疲劳图片。

我们知道，一旦出现滑动摩擦，轴承内部滚道滚动体表面就会出现上述的痕迹，轴承就会出现发热、噪声等问题。

改善轴承最小负荷不足的一些方法
如果电机轴承校核的时候没有考虑最小负荷的部分，那么就有可能出现最小负荷不足导致的轴承内部滑动，进而损伤滚、滚动体的失效。对于这种故障，一般的建议如下：

1、改变电机轴承选型，在电机轴承选型的时候，除了使用寿命计算的方法对电机所需要轴承的最小负荷能力进行选择，从而界定出最小的轴承尺寸之外，还要通过最小负荷的校核计算界定出可以选择的轴承最大负荷能力边界，也就是界定可以选择轴承的最大尺寸。同时避免疲劳寿命不足以及最小负荷不足的问题。

2、如果电机已经不能更改轴承选型，我们必须在周边想办法。从轴承最小负荷计算公式中可以看出，最小负荷与所选择润滑的基础油黏度相关，与电机的转速相关。因此降低润滑油基础油黏度有助于降低最小负荷。但是这种处理需要工程师格外小心，避免基础油黏度过低。

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　对于滚动轴承的校核其实是不必要的，除非是国产的，可能由于生产的时候和使用设备有冲突，对于进口轴承而言是没有这种情况出现的，进口轴承生产商无论是日本的NSK轴承和瑞典的SKF轴承还是美国的在无锡的加工厂TIMKEN轴承都是一样的。他们在生产轴承的时候就已经做好了轴承的校核计算。是不需要客户来做这些事情的，对于进口轴承而言只要你买了正宗的，就放心用呗。

　1．轴承寿数：轴承中任一元件呈现疲惫脱落拓展痕迹前作业的总转数或必定转速下的作业小时数。
　　批量生产的元件，因为资料的不均匀性，致使轴承的寿数有很大的离散性，最长和最短的寿数可达几十倍，有必要选用统计的办法进行处理。
　　2．根本额外寿数：是指90％牢靠度、常用资料和加工质量、惯例作业条件下的寿数，以符号L10（r）或L10h（h）表明。
　　3．根本额外动载荷（C）：根本额外寿数为一百万转（106）时轴承所能接受的稳定载荷。即在根本额外动载荷效果下，轴承能够作业106 转而不发生点蚀失效，其牢靠度为90％。根本额外动载荷大，轴承抗疲惫的承载才能相应较强。
　　4．根本额外静载荷（径向C0r，轴向C0a）：是指轴承最大载荷翻滚体与滚道触摸基地处致使以下触摸应力时所相当的假象径向载荷或基地轴向静载荷。
　　在规划中常用到翻滚轴承的三个根本参数：满意必定疲惫寿数请求的根本额外动载荷Cr（径向）或Ca（轴向），满意必定静强度请求的根本额外静强度C0r（径向）或C0a（轴向）和操控轴承磨损的极限转速N0。各种轴承功能指标值C、C0、N0等可查有关手册。
　　2 寿数校核核算公式
　　翻滚轴承的寿数随载荷的增大而下降，寿数与载荷的联系曲线如图17-6，其曲线方程为
　　PεL10=常数
　　其间 P-当量动载荷，N；L10-根本额外寿数，常以106r为单位（当寿数为一百万转时，L10=1）；ε-寿数指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
　　由手册查得的根本额外动载荷C是以L10=1、牢靠度为90％为依据的。由此可妥当轴承的当量动载荷为P时以转速为单位的根本额外寿数L10为
　　Cε×1=Pε×L10
　　L10=(C/P)ε 106r (17.6)
　　若轴承作业转速为n r/min，可求出以小时数为单位的根本额外寿数
h （17.7）
　　应取L10≥Lh＇。 Lh ＇为轴承的预期使用寿数。一般参照机器大修期限的预期使用寿数。
　　若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿数Lh＇，则可按下式求得相应的核算额外动载荷C＇，它与所选用轴承型号的C值有必要满意下式请求
N （17.8）
　　3 当量动载荷
　　在实践工况中，翻滚轴承常一起受径向和轴向联合载荷，为了核算轴承寿数时将根本额外动载荷与实践载荷在一样条件下对比，需将实践作业载荷转化为当量动载荷。在当量动载荷效果下，轴承的寿数与实践联合载荷下轴承的寿数一样。当量动载荷P的核算公式是
　　P=XFr+YFa
　　式中Fr-径向载荷，N；Fa-轴向载荷，N；X，Y-径向动载荷系数和轴向动载荷系数，由表17-7查取。
　　4角触摸轴承的载荷核算
　　对"3"、"7"类轴承，因为自身结构的特色，当有径向力效果时会发生派生S，在核算时应思考。
　　1． 装配方式有必要成对装置：正装（或称为"面对面"）-两支点间隔较短；见图17-7a。 反装（或成为"背靠背"）-两点拨间隔较长，适用于悬臂装置传动件的轴承，见图17-7b。
　　2. 轴承效果力在轴上的效果点
　　轴上支点是在翻滚体与滚道触摸点法线与轴线交点上，见图17-8。图中的O，距外端面的间隔为a，此值可查手册。
　　3.轴向力的核算
　　剖析角触摸轴承所受的轴向载荷要一起思考由径向力致使的附加轴向力和效果于轴上的别的作业轴向力，依据具体状况由力的平衡联系进行核算。
　　FR和FA分别为效果于轴上的径向和轴向载荷，两轴承的径向反力为Fr1及Fr2，相应发生的附加轴向力则为Fs1和Fs2。效果于轴上的各轴向力如图17-10。
　　依据轴的平衡联系按下列两种状况剖析轴承Ⅰ、Ⅱ所受的轴向力：
　　-假如FS1+FA>Fs2（图17-11），轴有向右移动的趋势，使轴承Ⅱ"压紧"，轴的右端将经过轴承Ⅱ受一平衡反力Fs2＇，由此可求出轴承Ⅱ的轴向力为
　　Fa2=Fs2+Fs2＇=Fs1+FA
　　因轴承Ⅰ只受附加轴向力，故
　　Fa1=FS1
　　-假如FS1+FAs2（图17-12），轴有向左移动的趋势，使轴承Ⅰ"压紧"，此刻轴的左端将经过轴承Ⅰ受一平衡反力Fs1＇，由此可求出两轴承上的轴向力分别为
　　Fa1=Fs1+FS1＇=Fs2-FA
　　Fa2=Fs2
　　核算角触摸轴承轴向力的办法可归纳如下：1）判明轴上悉数轴向力（包括外载荷和轴承的附加轴向力）合力的指向，断定"压紧"端轴承；2）"压紧"端轴承的轴向力等于除自身的附加轴向力外别的一切轴向力的代数和；3）另一端轴承的轴向力等于它自身的附加轴向力。
　　5 静载荷及极限转速核算公式
　　1．静载荷核算
　　静载荷是指轴承套圈相对转速为零时效果在轴承上的载荷。为了约束翻滚轴承在静载荷效果下发生过大的触摸应力和持久变形，需进行静载荷核算。按额外静载荷选择轴承，其根本公式为
　　C0≥C0＇=S0P0
　　式中C0-根本额外静载荷，N；C0＇-核算额外静载荷，N；P0-当量静载荷，N；S0-安全系数。
　　停止轴承、缓慢摇摆或转速极低的轴承，安全系数可参阅表17-9选择。
　　若轴承转速较低，对作业精度和冲突力矩请求不高时，答应有较大的触摸应力，可取S0<1。推力调心滚子轴承，不管是不是旋转，均应取S0≥4。
　　2．极限转速
　　翻滚轴承转速过高时会使冲突面间发生高温，影响光滑剂功能，损坏油膜，然后致使翻滚体回火或元件胶合失效。
　　翻滚轴承的极限转速N0是指轴承在必定的作业条件下，达到所能接受最高热平衡温度时的转速值。轴承的作业转速应低于其极限转速。
　　翻滚轴承功能表中所给出的极限转速值分别是在脂光滑和油光滑条件下断定的，且仅适用于0级公役、光滑冷却正常、与刚性轴承座和轴配合、轴承载荷P≤0.1C（C为轴承的根本额外动载荷，向心轴承只受径向载荷，推力轴承只受轴向载荷）的轴承。
　　当翻滚轴承载荷P>0.1C时，触摸应力将增大；轴承接受联合载荷时，受载翻滚体将添加，这都会增大轴承触摸表面间的冲突，使光滑状态变坏。此刻，极限转速值应修正，实践许用转速值可按下式核算
　　N=f1f2N0
　　式中 N-实践许用转速，r/min；N0-轴承的极限转速，r/min；f1-载荷系数；f2-载荷散布系数。