GBT 6391-2010 滾動軸承 額定動載荷和額定壽命

代替GB/T6391—2003GB/T20059—2006滾動軸承額定動載荷和額定壽命2011-01-14發(fā)布中華人民共和國國家質(zhì)量監(jiān)督檢驗檢疫總局發(fā)布IGB/T6391—2010/ISO281:2007本標準等同采用ISO281:2007《滾動軸承額定動載荷和額定壽命》。本標準等同翻譯ISO281:2007。為了便于使用，本標準做了下列編輯性修改：——刪除了國際標準的目次和前言；本標準代替GB/T6391—2003《滾動軸承額定動載荷和額定壽命》和GB/T20059—2006《滾動軸承額定動載荷和額定壽命基本額定動載荷計算中的間斷點》。——增加了部分術(shù)語和定義(見第3章);——增加了部分符號(見第4章);——可靠度壽命修正系數(shù)a?值略有改變，并且可靠度由99%延伸至99.95%(2003年版和本版的表12);—-增加了“疲勞載荷極限”方面的內(nèi)容(見9.3.2);——增加了“估算壽命修正系數(shù)的實用方法”方面的內(nèi)容(見9.3.3);——增加了附錄“估算污染系數(shù)的詳細方法”(見附錄A);——增加了附錄“疲勞載荷極限的計算方法”(見附錄B);的內(nèi)容納入，增加了附錄“基本額定動載荷計算中的間斷點”(見附錄C);——刪除了附錄“參考文獻”(2003年版的附錄A);——刪除了附錄“計算可靠度壽命修正系數(shù)a?的公式”(2003年版的附錄B)。本標準的附錄A、附錄B和附錄C均為資料性附錄。本標準由中國機械工業(yè)聯(lián)合會提出。本標準由全國滾動軸承標準化技術(shù)委員會(SAC/TC98)歸口。本標準起草單位：洛陽軸承研究所有限公司、上海斐賽軸承科技有限公司。本標準所代替標準的歷次版本發(fā)布情況為：——GB6391—1986、GB6391-1995、GBⅡ1)已以ISO/TR1281-1:2008發(fā)布。1GB/T6391—2010/ISO281:2007滾動軸承額定動載荷和額定壽命本標準規(guī)定了滾動軸承基本額定動載荷的計算方法，適用于尺寸范圍符合有關(guān)標準規(guī)定、采用當代常用優(yōu)質(zhì)淬硬軸承鋼，按良好的加工方法制造，且滾動接觸表面的形狀基本上為常規(guī)設(shè)計的滾動軸承。本標準還規(guī)定了基本額定壽命的計算方法，該壽命是與90%的可靠度、常用優(yōu)質(zhì)材料和良好加工質(zhì)量以及常規(guī)運轉(zhuǎn)條件相關(guān)的壽命。此外，本標準還規(guī)定了考慮了不同可靠度、潤滑條件、被污染的潤滑劑和軸承疲勞載荷的修正額定壽命的計算方法。本標準不包括磨損、腐蝕和電蝕對軸承壽命的影響。本標準不適用于滾動體直接在軸或軸承座表面上運轉(zhuǎn)的結(jié)構(gòu)，除非該表面在各方面均與軸承套圈(或墊圈)滾道相當。本標準中的雙列向心軸承和雙向推力軸承，均假定為對稱結(jié)構(gòu)。有關(guān)各類軸承的其他限制條件，在相關(guān)條款中說明。2規(guī)范性引用文件下列文件中的條款通過本標準的引用而成為本標準的條款。凡是注日期的引用文件，其隨后所有的修改單(不包括勘誤的內(nèi)容)或修訂版均不適用于本標準，然而，鼓勵根據(jù)本標準達成協(xié)議的各方研究是否可使用這些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本適用于本標準。GB/T4662—2003滾動軸承額定靜載荷(ISO76:1987,IDT)GB/T7811—2007滾動軸承參數(shù)符號(ISO15241ISO/TR8646:1985滾動軸承對ISO281/1-1977的注釋2)3術(shù)語和定義GB/T6930--2002確立的以及下列術(shù)語和定義適用于本標準?！磫翁诐L動軸承的〉壽命系指軸承的一個套圈或墊圈或滾動體材料上出現(xiàn)第一個疲勞擴展跡象之前，軸承的一個套圈或墊圈相對另一個套圈或墊圈旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)數(shù)。注：壽命也可用某一給定的恒定轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)的小時數(shù)表示?！摧S承壽命范疇的可靠度>系指一組在相同條件下運轉(zhuǎn)、近于相同的滾動軸承期望達到或超過規(guī)定壽命的百分率。注：單套滾動軸承的可靠度為該軸承達到或超過規(guī)定壽命的概率?；趶较蚧绢~定動載荷或軸向基本額定動載荷的壽命預(yù)期值。2)已以ISO/TR1281-1:2008發(fā)布。2修正額定壽命modifiedratinglife考慮90%或其他可靠度水平、軸承疲勞載荷和(或)特殊的軸承性能和(或)被污染的潤滑劑和(或)軸向當量動載荷dynamicequivalentaxialload滾子有效長度effectiverollerlength公稱接觸角nominalcontactangle3GB/T6391—2010/ISO281滾子組節(jié)圓直徑pitchdiameterofarollerset在軸承一列滾子的中部，貫穿滾子軸線的圓的直徑。常規(guī)運轉(zhuǎn)條件conventionaloperatingconditions可以假定這種運轉(zhuǎn)條件為：軸承正確安裝，無外來物侵入，潤滑充分，按常規(guī)加載，工作溫度不很苛刻，運轉(zhuǎn)速度不是特別高或特別低。黏度比viscosityratio工作溫度下油的實際運動黏度除以為達到充分潤滑所需的參考運動黏度。油膜參數(shù)filmparameter油膜厚度與綜合表面粗糙度之比，用于評定潤滑對軸承壽命的影響。數(shù)壓系數(shù)pressure-viscositycoefficient表征滾動體接觸處油壓對油黏度影響的參數(shù)。黏度指數(shù)viscosityindex表征溫度對潤滑油黏度影響程度的指數(shù)。4符號GB/T7811—2007給出的以及下列符號適用于本標準。ajso:壽命修正系數(shù)，基于壽命計算的系統(tǒng)方法a?:可靠度壽命修正系數(shù)bm:當代常用優(yōu)質(zhì)淬硬軸承鋼和良好加工方法的額定系數(shù)，該值隨軸承類型和設(shè)計不同而異C?:軸向基本額定動載荷，NC:徑向基本額定動載荷，NCo?:軸向基本額定靜載荷3),NCr:徑向基本額定靜載荷3),NDw:球組或滾子組節(jié)圓直徑，mmD:用于額定載荷計算的滾子直徑，mme:適用于不同X和Y系數(shù)值的F?/F,的極限值ec:污染系數(shù)F?:軸承軸向載荷(軸承實際載荷的軸向分量),NF:軸承徑向載荷(軸承實際載荷的徑向分量),Nfe:與軸承零件幾何形狀、制造精度及材料有關(guān)的系數(shù)f?:用于基本額定靜載荷計算的系數(shù)3)4Lwe:用于額定載荷計算的滾子有效長度，mmn:失效概率的下標，%S:可靠度(幸存概率),%X:徑向動載荷系數(shù)Y:軸向動載荷系數(shù)Z:單列軸承中的滾動體數(shù)；每列滾動體數(shù)相同的多列軸承中的每列滾動體數(shù)A:油膜參數(shù)v:工作溫度下潤滑劑的實際運動黏度，mm2/sv?:為達到充分潤滑條件所要求的參考運動黏度，mm2/so:用于疲勞判據(jù)的實際應(yīng)力，N/mm2o:滾道材料的疲勞應(yīng)力極限，N/mm25向心球軸承5.1徑向基本額定動載荷5.1.1單套軸承的徑向基本額定動載荷向心球軸承的徑向基本額定動載荷公式為：C,=bmf.(icosa)°?Z2/3Dw1.8……………(1)C,=3.647bmf.(icosa)?.?Z2/3Dw1.4…(2)式中b值和fe值分別見表1和表2。表中數(shù)值適用于內(nèi)圈滾道溝曲率半徑不大于0.52D、外圈滾道溝曲率半徑不大于0.53D。的徑向接觸和角接觸球軸承以及內(nèi)圈滾道溝曲率半徑不大于0.53D。的調(diào)心球軸承。采用更小的滾道溝曲率半徑未必能提高軸承的承載能力，但采用大于上述值的溝曲率半徑，則會降低承載能力。在后一種情況下，應(yīng)采用相應(yīng)減小的f.值，減小的f.值由ISO/TR8646:1985中的公式(3-15)計算得出。表1向心球軸承的bm值軸承類型bm徑向接觸和角接觸球軸承(有裝填槽的軸承除外)以及調(diào)心球軸承和外球面軸承有裝填槽的軸承5.1.2軸承組的徑向基本額定動載荷5.1.2.1兩套單列徑向接觸球軸承作為一個整體運轉(zhuǎn)兩套相同的單列徑向接觸球軸承并排安裝在同一軸上，作為一個整體(成對安裝)運轉(zhuǎn)，計算其徑向5GB/T6391—2010/ISO281:2007單列徑向接觸球軸承、單列和雙列角接觸球軸承雙列徑向接觸球軸承單列和雙列調(diào)心球軸承分離型單列徑向接觸球軸承(磁電機軸承)40.343.846.749.149.248.441.544.246.548.449.748.948.247.446.645.8A0.340.640.941.141.241.341.341.240.740.440.140.440.740.840.940.9入習(xí)的中間值，其f.值可由線性內(nèi)插法求得。6軸承類型“相對軸向載荷”,b單列軸承雙列軸承eFFXYXYXYXY徑向接觸球軸承nr10l010.1720.3450.6890.1720.3450.689CarF?ZD.210觸球軸承的值1角接觸球軸承0.1730.3460.6920.1720.3450.6890.17570.1720.3450.68910112a=15°0.1780.3570.7140.1720.3450.689101112α=25°α=30°a=40°a=45°—-1011調(diào)心球軸承100.4cota10.42cota065cota分離型單列徑向接觸球軸承(磁電機軸承)10—a允許的最大值取決于軸承設(shè)計(游隙和溝道深度)。可根據(jù)已知條件，采用第1欄或第2欄的值b對于“相對軸向載荷”和(或)接觸角的中間值，其X、Y和e值可由線性內(nèi)插法求得cfα的值見GB/T4662—2003。75.1.2.3串聯(lián)配置兩套或多套相同的單列徑向接觸球軸承或兩套或多套相同的單列角接觸球軸承以“串聯(lián)”配置，并排安裝在同一軸上，作為一個整體(成對安裝或成組安裝)運轉(zhuǎn)，該軸承組的徑向基本額定動載荷等于軸承套數(shù)的0.7次冪乘以一套單列軸承的徑向基本額定動載荷。為保證軸承之間載荷均勻分布，軸承應(yīng)正確制造和安裝。5.1.2.4可單獨更換的軸承如果由于某些技術(shù)上的原因，軸承組被視為若干套彼此可單獨更換的專門加工的單列軸承，則5.1.2.3的規(guī)定不適用。5.2徑向當量動載荷5.2.1單套軸承的徑向當量動載荷徑向接觸和角接觸球軸承在恒定的徑向和軸向載荷作用下的徑向當量動載荷為：P?=XF?+YF?……………(3)式中X、Y值見表3。這些系數(shù)適用于滾道溝曲率半徑符合5.1.1規(guī)定的軸承。對于其他的滾道溝曲率半徑，其X、Y值可通過ISO/TR8646:1985中的4.2計算求得。5.2.2軸承組的徑向當量動載荷兩套相同的單列角接觸球軸承以“背對背”或“面對面”配置，并排安裝在同一軸上，作為一個整體(成對安裝)運轉(zhuǎn)，計算其徑向當量動載荷時，應(yīng)按一套雙列角接觸軸承來考慮。注：如果兩套相同的單列徑向接觸球軸承以“背對背”或“面對面”配置運轉(zhuǎn)，用戶應(yīng)向軸承制造廠咨詢其徑向當量動載荷的計算方法。5.2.2.2串聯(lián)配置兩套或多套相同的單列徑向接觸球軸承或兩套或多套相同的單列角接觸球軸承以“串聯(lián)”配置，并排安裝在同一軸上，作為一個整體(成對安裝或成組安裝)運轉(zhuǎn)，計算其徑向當量動載荷時，采用單列軸承的X和Y值?！跋鄬S向載荷”(見表3)按i=1和一套軸承的F?和Cor值確定(即使F,和F。值為計算整個軸承組當量載荷時用的總載荷)。5.3基本額定壽命5.3.1壽命公式向心球軸承的基本額定壽命公式為：C,和P,的值按5.1和5.2計算。該壽命公式也適用于5.1.2中所述的兩套或多套單列軸承組成的軸承組的壽命估算。此時，額定載荷C,按整個軸承組計算，當量載荷P,按作用于該軸承組上的總載荷計算，所用的X和Y值按5.2.2的規(guī)定。5.3.2壽命公式的載荷限制條件該壽命公式在很寬的軸承載荷范圍內(nèi)均能給出滿意的結(jié)果。但是，載荷過大會在球與溝道的接觸處產(chǎn)生有害的塑性變形。因此，當P,大于Co?或0.5C,兩者中的較小者時，用戶應(yīng)向軸承制造廠咨詢，以確定該壽命公式的適用性。載荷過小會造成其他失效模式發(fā)生，本標準不包括這些失效模式8GB/T6391—2010/ISO281:20076推力球軸承C?=bmf.Z2/3Dw.8 (5) (6)D>25.4mm、a=90°時， (7)C?=3.647bmf.(cosa)°·?tanaZ2/3Dw1.4 (8)bm=1.3。6.1.2雙列或多列球軸承的軸向基本額定動載荷P?=XF,+YF?……………(10)P?=F。 (11)6.3基本額定壽命6.3.1壽命公式 (12)C?和Pa的值按6.1和6.2計算。6.3.2壽命公式的載荷限制條件9GB/T6391—2010/ISO281:2007載荷過小會造成其他失效模式發(fā)生，本標準不包括這些失效模式。表4推力球軸承的f.值DcosaDpw45.281.182.784.485.987.488.890.294.195.396.497.698.799.842.181.182.383.384.184.785.185.485.585.585.485.284.984.583.482.881.380.448.145.9a對于D或“和(或)接觸角非表中所列值時，其fc值可用線性內(nèi)插法求得。b對于α>45°的推力軸承，α=45°的值可用于a在45°和60°之間的內(nèi)插計算。GB/T6391—2010/ISO281:2007表5推力球軸承的X和Y值單向軸承5雙向軸承eXYXYXY45°C80°85°114.6711a對于α的中間值，其X、Y和e的值由線性內(nèi)插法求得。b不適用于單向軸承。c對于α>45°的推力軸承，α=45°的值可用于α在45°和50°之間的內(nèi)插計算。向心滾子軸承的徑向基本額定動載荷為，C?=bmf.(iLwcosa)?/9Z3/4Dw.29/27 式中b。值和f。值分別見表6和表7。僅對于在軸承載荷作用下接觸應(yīng)力沿受載最大的滾子與滾道的接觸區(qū)大致均勻分布的滾子軸承，表6、表7中所列的值才是適用的最大值。如果在載荷作用下，滾子與滾道接觸的某些部分出現(xiàn)嚴重的應(yīng)力集中，則應(yīng)使用小于表7所列的軸承以及滾子長度大于2.5倍滾子直徑的軸承中。軸承類型bm圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承和機制套圈滾針軸承沖壓外圈滾針軸承1調(diào)心滾子軸承表7向心滾子軸承f.的最大值Dwcosa81.282.884.285.486.487.187.788.288.588.788.888.888.788.588.287.987.586.485.885.284.583.8的中間值，其f.值可由線性內(nèi)插法求得。成組安裝)運轉(zhuǎn)，該軸承組的徑向基本額定動載荷等于軸承套數(shù)的7/9次冪乘以一套單列軸承的徑向基7.2徑向當量動載荷式中X和Y值見表8。α=0°的向心滾子軸承，只能承受徑向載荷，P?=F? (15)注：α=0°的向心滾子軸承承受軸向載荷的能力與軸承設(shè)計和制造方法關(guān)系極大。因此，α=0°的向心滾子軸承在承受軸向載荷時，用戶應(yīng)向軸承制造廠咨詢有關(guān)當量載荷和壽命的推薦值。(成對安裝)運轉(zhuǎn)，計算其徑向當量動載荷時，根據(jù)7.1.2.1,應(yīng)按一套雙列軸承來考慮，X和Y值采用表8中雙列軸承的值。7.2.2.2串聯(lián)配置表8向心滾子軸承的X和Y值軸承類型XYXY單列α≠0100.4cota雙列α≠010.45cota0.670.67cotaC和P,的值按7.1和7.2計算。該壽命公式在很寬的軸承載荷范圍內(nèi)均能給出滿意的結(jié)果。但是，載荷過大會使?jié)L子與滾道接觸8推力滾子軸承如果承受同一方向載荷的全部滾子只與同一墊圈滾道區(qū)域接觸，則此推力滾子軸承應(yīng)按一套單列GB/T6391—2010/ISO281:2007C?=bmfLw?/Z3/*Dw.29/27 (17)C?=bmf?(Lwcosa)’/9tanaZ3/4Dw.29/27 如果軸承軸線的同一側(cè)裝有若干個軸線重合的滾子，則可將這些滾子視為一個滾子，其長度Lwe(見3.12)等于這幾個滾子長度之和。bm值和fe值分別見表9和表10。僅對于在軸承載荷作用下接觸應(yīng)力沿受載最大的滾子與滾道的接觸區(qū)大致均勻分布的滾子軸承，表9和表10中所列的值才是適用的最大值。如果在載荷作用下，滾子與滾道接觸的某些部分出現(xiàn)嚴重的應(yīng)力集中，則應(yīng)使用小于表10所列的軸承以及滾子長度大于2.5倍滾子直徑的軸承中。推力圓柱滾子軸承和推力滾針軸承1推力圓錐滾子軸承推力調(diào)心滾子軸承8.1.2雙列或多列推力滾子軸承的軸向基本額定動載荷承受同一方向載荷的雙列或多列推力滾子軸承的軸向基本額定動載荷為：……(19)與同一墊圈滾道區(qū)域接觸的滾子或部分滾子屬于一列。8.1.3軸承組的軸向基本額定動載荷8.1.3.1串聯(lián)配置裝或成組安裝)運轉(zhuǎn)，該軸承組的軸向基本額定動載荷等于軸承套數(shù)的7/9次冪乘以一套軸承的額定載8.1.3.2可單獨更換的軸承8.2軸向當量動載荷a≠90°的推力滾子軸承在恒定的徑向和軸向載荷作用下的軸向當量動載荷為P?=XF+YF?…………(20)式中X和Y值見表11。P?=F? (21)8.3基本額定壽命8.3.1壽命公式推力滾子軸承的基本額定壽命公式為：GB/T6391—2010/ISO281:2007C.和P?的值按8.1和8.2計算。該壽命公式也適用于8.1.3中所述的兩套或多套單向推力滾子軸承組成的軸承組的壽命估算。此8.2中單向軸承的值。表10推力滾子軸承f.的最大值Dwe.DowDcosa,D,wb用于45°<a<60°,c用于60°≤a<75°。的中間值，其f.值可由線性內(nèi)插法求得d用于75°≤a<90°。該壽命公式在很寬的軸承載荷范圍內(nèi)均能給出滿意的結(jié)果。但是，載荷過大會使?jié)L子與滾道接觸表11推力滾子軸承的X和Y值軸承類型eXYXY單向，α≠90°_aB1雙向，α≠90°1不適用于單向軸承。多年來，采用基本額定壽命L??作為軸承性能的判據(jù)，獲得了令人滿意的結(jié)果，該壽命是與90%可污染條件下的壽命。業(yè)經(jīng)證實，采用當代優(yōu)質(zhì)軸承鋼的軸承在良好的運轉(zhuǎn)條件下且在低于某一赫茲滾動體接觸應(yīng)力下運轉(zhuǎn)，如果不超過軸承鋼的疲勞極限，軸承壽命遠遠高于L??壽命。反之，在不良的運本標準采用系統(tǒng)方法計算疲勞壽命。采用該方法，各相互關(guān)聯(lián)因素的變化和相互作用對系統(tǒng)壽命本標準不僅引入了修正系數(shù)a?,還引入了基于壽命計算系統(tǒng)方法的壽命修正系數(shù)aso。這些系數(shù)可靠度范圍內(nèi)的可靠度壽命修正系數(shù)a?見9.2,基于系統(tǒng)方法的修正系數(shù)aso的估算方法詳見9.3。9.2可靠度壽命修正系數(shù)a?可靠度的定義見3.2。修正額定壽命按公式(23)計算，可靠度壽命修正系數(shù)a?的數(shù)值見表12注：表12中，可靠度95%～99%的a表12可靠度壽命修正系數(shù)a,可靠度%Lom可靠度%L1omL?mL?mL?mL?mLim10.640.550.470.370.2599.299.499.699.899.999.9299.9499.95Lo.8πLo.6mLo.2mLo.1mLa.08uLo.06mLn.05n0.220.190.160.120.0930.0870.0800.077GB/T6391—2010/ISO281:2007 (24)9.3.3.1總則現(xiàn)代技術(shù)已可以通過計算機應(yīng)用理論與試驗技術(shù)和實際經(jīng)驗的結(jié)合來確定aso。除了軸承類型、各軸承類型的壽命修正系數(shù)aso值可從圖3～圖6中得到。9.3.3.2污染系數(shù)——潤滑油膜厚度(黏度比x,見9.3.3.3);污染系數(shù)的參考值見表13,表13僅列出了潤滑良好的軸承的常見的污染級別。更精確、更詳細的表13污染系數(shù)ec污染級別D?w<100mmD,w≥100mm極度清潔顆粒尺寸約為潤滑油膜厚度；實驗室條件11高度清潔油經(jīng)過極精細的過濾器過濾；密封型脂潤滑(終身潤滑)軸承的一般情況0.8～0.60.9～0.8GB/T6391—2010/ISO281:2007表13(續(xù))污染級別Dpw<100mmDw≥100mm一般清潔油經(jīng)過精細的過濾器過濾；防塵型脂潤滑(終身潤滑)軸承的一般情況輕度污染潤滑劑輕度污染常見污染非整體密封軸承的一般情況；一般過濾；有磨損顆粒并從周圍侵入嚴重污染軸承環(huán)境被嚴重污染且軸承配置密封不合適極嚴重污染00本標準未考慮水或其他液體造成的污染。嚴重污染(ec→0)時，將產(chǎn)生磨損失效，軸承的壽命將遠遠低于計算的修正額定壽命。9.3.3.3黏度比9.3.3.3.1黏度比的計算潤滑劑的有效性主要取決于滾動接觸表面的分離程度。若要形成充分潤滑分離油膜，潤滑劑在達到其工作溫度時應(yīng)具有一定的最小黏度。潤滑劑將表面分離所需的條件可用黏度比(實際運動黏度v與參考運動黏度v?之比)來表示。實際運動黏度v系指潤滑劑在工作溫度下的運動黏度?！?27)為在滾動接觸表面之間形成充分的潤滑油膜，潤滑劑在工作溫度下應(yīng)保持一定的最小黏度。如果工作黏度v增大，則軸承壽命可延長。參考運動黏度v?可利用圖2中的線圖來估算，它取決于軸承轉(zhuǎn)速和節(jié)圓直徑D.w[也可采用軸承平均直徑0.5(d+D)],或按公式(28)和公式(29)來計算：n<1000r/min時，V?=45000n-0.83D,w0.5n≥1000r/min時，v?=4500n-0.5Dpw-0.5……………………9.3.3.3.2計算黏度比的限制條件x的計算是以礦物油和具有良好加工質(zhì)量的軸承滾道表面為基礎(chǔ)的。合成烴(SHC)類的合成油也可參照使用圖2中的線圖以及公式(28)和公式(29)。相對于礦物油其較大的黏度指數(shù)(黏度隨溫度變化不大),可通過其較大的黏壓系數(shù)來補償。因此，雖然兩種類型的油在40℃時具有相同的黏度，但其形成大致相同油膜的工作溫度卻不相同。如果需要更精確地估算α值，如：尤其是對于機加工滾道表面的粗糙度、特殊的黏壓系數(shù)和特殊的密度等等，可使用油膜參數(shù)A。油膜參數(shù)在許多文獻(如文獻[4])中都有介紹。計算出A后，x值可用下列公式近似地估算：k≈A1.3………(30)9.3.3.3.3脂潤滑圖2中的線圖以及公式(28)和公式(29)也同樣適用于潤滑脂的基礎(chǔ)油黏度。采用脂潤滑，由于潤滑脂的析油能力較弱，接觸處可能在嚴重貧油的狀態(tài)下運轉(zhuǎn)，導(dǎo)致潤滑不良，并可能導(dǎo)致軸承壽命降低。v?/(mm2/s)圖2參考運動黏度v?ec和aso的計算中采用x=1。此時，相對于按實際x值計算出來的使用正常潤滑劑的壽命修正系數(shù)ajso,如果該aso>3,也應(yīng)將aso限制在aso≤3的范圍內(nèi)。如果使用一種有效的EP添加劑，能產(chǎn)生對接觸表面有利的磨平效應(yīng)，則可增大x值。嚴重污染(ec≤0.2時，應(yīng)根據(jù)潤滑劑的實際污染程度，確認EP添加劑的有效性。EP添加劑的有效性應(yīng)通過實際應(yīng)用或合適的軸承試驗進行驗證。壽命修正系數(shù)ago可利用圖3～圖6很容易地估算出來或按照公式(31)～公式(42)計算求得。如何確定線圖和公式中的系數(shù)C、ec和x,在9.3.2、9.3.3.2和9.3.3.3中說明。污染系數(shù)的參考值見表13。更精確、更詳細的參考值可從附錄A中的線圖或公式得到。根據(jù)實際情況；壽命修正系數(shù)aiso根據(jù)實際情況；壽命修正系數(shù)aiso應(yīng)限制到aso≤50的范圍內(nèi)。GB/T6391—2010/ISO281:2007圖3向心球軸承的壽命修正系數(shù)aso圖3中的曲線基于下列公式： (31) (32)GB/T6391—2010/ISO281:2007圖4向心滾子軸承的壽命修正系數(shù)aso圖4中的曲線基于下列公式. (34) (35) GB/T6391—2010/ISO281:2007圖5推力球軸承的壽命修正系數(shù)aiso圖5中的曲線基于下列公式： (38) GB/T6391—2010/ISO281:2007圖6推力滾子軸承的壽命修正系數(shù)ao圖6中的曲線基于下列公式： (40) (41) (42)(資料性附錄)估算污染系數(shù)的詳細方法——脂潤滑。第4章給出的以及下列符號適用于本附錄。A.3不同潤滑方法所選用的公式和線圖的條件選用線圖和公式時，根據(jù)GB/T18853-2002[6],顆粒尺寸xμm(c)的過濾比β是最大的影響因素。這些線圖還給出了一定范圍內(nèi)的清潔度代號(符合GB/T14039—2002[]的規(guī)定)適用的污染級注：利用樣品油測量潤滑油清潔度的研究表明：若要準確地確定潤滑油的清潔度是非常困難的。即使采取一切可能的預(yù)防措施，也很難不污染樣品油，而且在計數(shù)顆粒時，還可能包含潤滑油添加劑的沉淀物。因此，即使是分析非常清潔的潤滑油，也極有可能由于外部污染而不能得到正確的測量結(jié)果。潤滑油經(jīng)過濾器過濾了一定時間之后，使用在線過濾器的循環(huán)油的清潔度通常會有所提高。因此，一般情況下，潤滑油經(jīng)過在線過濾器之前的污染級別最適合代表循環(huán)油系統(tǒng)的實際清潔度。由于難以準確地測量潤滑油的清潔度，因此，如果使用在線過濾的循環(huán)油系統(tǒng)，在選擇適用的ec線圖或公式時，應(yīng)將A.3.2油浴潤滑的線圖或公式確定。線圖或公式的選用基本上由過濾比β決定，而且所選x(c)的β值應(yīng)等于或大圖A.3使用在線過濾器的循環(huán)油潤滑的ec系數(shù)對于未經(jīng)過濾或使用離線過濾器的油潤滑，污染系數(shù)ec可用圖定。每一線圖中所示的清潔度代號(符合GB/T14039—2002的規(guī)定)范圍用于選擇適用的線圖或GB/T14039—2002代號范圍：-/13/10,—/12/10,—/11/9,—/12/9GB/T14039—2002代號一/13/10GB/T14039—2002代號范圍：-/15/12,—/14/12,—/16/12,-/16/13GB/T14039—2002代號一/15/12GB/T14039—2002代號范圍：-/17/14,—/18圖A.7未經(jīng)過濾或使用離線過濾器的油潤滑的ec系數(shù)GB/T14039—2002代號一/17/14GB/T14039-2002圖A.8未經(jīng)過濾或使用離線過濾器的油潤滑的ec系數(shù)GB/T14039—2002代號一/19/16圖A.9未經(jīng)過濾或使用離線過濾器的油潤滑的ec系數(shù)GB/T14039—2002代號—/21/18對于脂潤滑，污染系數(shù)ec可用圖A.10～圖A.14中的線圖或公式確定。表A.1用于選擇適用的線圖或公式。根據(jù)現(xiàn)有的工作條件，選擇表中最適用的行。表A.1脂潤滑選用的線圖和公式污染級別仔細清洗、極潔凈安裝；密封相對工作條件優(yōu)良；連續(xù)或在很短的間隔內(nèi)再加脂脂潤滑(終身潤滑)密封軸承，且密封能力相對工作條件有效高度清潔清洗、潔凈安裝；密封相對工作條件良好；按照制造廠的規(guī)定再加脂脂潤滑(終身潤滑)密封軸承，密封能力相對工作條件適當，如防塵軸承一般清潔圖A.11潔凈安裝；密封能力相對工作條件一般；按照制造廠的規(guī)定再加脂輕度至常見污染圖A.12在車間安裝；安裝后，軸承和應(yīng)用場合未充分清洗；密封能力相對工作條件較差；再加脂間隔長于制造廠推薦的時間嚴重污染在污染的環(huán)境下安裝；密封不適；再加脂間隔長極嚴重污染圖A.14DpwDpw/mm-2000\1000500200圖A.10高度清潔的脂潤滑的ec系數(shù)GB/T6391—2010/ISO圖A.12輕度至常見污染的脂潤滑的ec系數(shù)圖A.14極嚴重污染的脂潤滑的ec系數(shù)GB/T6391—2010/ISO281:2007疲勞載荷極限C。并不能作為選用軸承的唯一判據(jù)。即使軸承載荷小于疲勞極限時，滾動軸承也不一定具有無限長的壽命。在軸承的實際應(yīng)用中，邊界或混合潤滑以及潤滑劑污染將導(dǎo)致滾道材料的應(yīng)力增大，因此，即使軸承載荷小于疲勞載荷極限時，局部也會超過滾道材料的疲勞極限。潤滑和潤滑劑第4章給出的以及下列符號適用于本附錄。i:內(nèi)圈或軸圈的下標B.3疲勞載荷極限CB.3.1總則計算軸承疲勞載荷極限C。的一種先進方法見B.3.2,其中滾動體和滾道間的接觸應(yīng)力為4)1MPa=1N/mm2。GB/T6391—2010/ISO281:2007B.3.2計算疲勞載荷極限C。的先進方法B.3.2.1單個接觸的疲勞載荷極限B.3.2.1.1總則單個接觸的疲勞載荷極限系滾道表面的應(yīng)力剛好達到該材料的疲勞極限時的載荷。對于點接觸，該載荷可解析計算；但對于修形的線接觸，則需要進行更復(fù)雜的數(shù)值分析。B.3.2.1.2球軸承計算疲勞載荷極限時，應(yīng)使用球和滾道的實際曲率半徑。單個內(nèi)圈[軸圈]滾道接觸處和單個外圈[座圈]滾道接觸處的疲勞載荷極限按公式(B.1)計算：……(B.1)接觸橢圓長半軸與短半軸之比可從公式(B.2)推出：…………(B.2)公式(B.2)中的第一類完全橢圓積分為： 第二類完全橢圓積分為：公式(B.1)中內(nèi)圈[軸圈]滾道接觸處的曲率和為：外圈[座圈]滾道接觸處的曲率和為：內(nèi)圈[軸圈]滾道接觸處的相對曲率差為：…………(B.5)…………(B.6)外圈[座圈]滾道接觸處的相對曲率差為：……(B.8)計算內(nèi)圈[軸圈]滾道最大承載接觸處的疲勞載荷極限Q;和外圈[座圈]滾道最大承載接觸處的疲勞載荷極限Q…時，應(yīng)考慮實際的接觸幾何形狀，即球和滾道實際的曲率半徑計算疲勞載荷極限C。時，使用計算值Q和Q兩者的最小值，即Qu=min(Qui,Qa)………(B.9)對于調(diào)心球軸承，外圈滾道接觸處的疲勞載荷極限允許高于向心球軸承相應(yīng)值的60%。與GB/T4662—2003中的額定靜載荷類似，外圈滾道接觸處可承受較高的接觸應(yīng)力。B.3.2.1.3滾子軸承計算內(nèi)圈[軸圈]滾道最大承載接觸處的疲勞載荷極限Qu和外圈[座圈]滾道最大承載接觸處的疲勞載荷極限Qm時，應(yīng)考慮實際的接觸幾何形狀，即滾動體和滾道的輪廓和實際的曲率半徑。GB/T6391—2010/ISO281:2007成套軸承的疲勞載荷極限C?？赏ㄟ^將最大承載接觸處的疲勞載荷極限的最小值Qu[見公式GB/T6391-2010/ISO281:2007B.3.3.3滾子軸承…………(B.20)…………(B.21GB/T6391—2010/ISO281:2007(資料性附錄)基本額定動載荷計算中的間斷點C.1總則根據(jù)本標準，用于計算向心和推力角接觸球軸承基本額定動載荷C,和Ca的系數(shù)略有差異，考慮軸向載荷對軸承壽命影響的方法也不相同。因此，將一套接觸角α=45°的軸承看作是向心軸承時和將其看作是推力軸承時，在壽命計算中存在一間斷點。在這兩種情況下，軸承均只承受相同的外部軸向載荷Fa。本附錄解釋了在計算向心和推力角接觸球軸承基本額定動載荷C,和Ca時，額定載荷系數(shù)不同的原因，并說明了重新計算這些額定載荷的方法，以便在同一條件進行準確比較。C.2符號第4章給出的以及下列符號適用于本附錄。Ca:推力軸承(α>45°)的修正軸向基本額定動載荷，NCa:向心軸承(a≤45°)的修正軸向基本額定動載荷，Nre:外圈溝曲率半徑，mmC.3計算向心和推力角接觸球軸承額定載荷與當量載荷的不同系數(shù)比較向心和推力軸承的壽命時，假定這兩類軸承只承受相同的外部軸向載荷Fa。a)角接觸推力球軸承在Ca的計算中包括：——球與滾道的密合度r;/D?！?.54和re/D.≤0.54;-接觸應(yīng)力系數(shù)λ=0.9;系數(shù)Y(C?=Cr/Y)。b)角接觸向心球軸承在C,的計算中包括：—球與滾道的密合度r;/D?！?.52和re/D,≤0.53;——接觸應(yīng)力系數(shù)λ=0.95。如果所有球均受載，大多數(shù)的推力軸承屬于這種情況，可按公式(C.1)計算系數(shù)Y。公式(C.1)中表達式1-0.333sina考慮了所有球都受載時的不利影響；對于角接觸推力球軸承，表4中的f.值包括了這種不利影響。GB/T6391—2010/ISO281:2007向心軸承主要承受徑向載荷且許多球不受載或輕微受載，因此計算表3中角接觸向心球軸承的系數(shù)Y時，表達式1-0.333sina的不利影響降低了。C.4向心和推力角接觸球軸承修正軸向基本額定動載荷C,和C。的比較對于某些應(yīng)用場合，要求接觸角a≤45°和a>45°角接觸球軸承的球和滾道具有相同的密合度，有時還需要計算并比較其實際的軸向額定載荷?；绢~定動載荷C,和C。可使用本標準計算或從軸承產(chǎn)品樣本中得到。但是，如C.3所述，對于向心和推力軸承，計算C,和C。時采用了不同的密合度、系數(shù)若進行正確計算和比較，則應(yīng)按相同的密合度、系數(shù)λ和系數(shù)Y,重新計算C,和C。,算出修正的軸向基本額定動載荷Ca和Caa。對于兩種不同的密合度——向心軸承和推力軸承的密合度(其定義見5.1和6.1.1),重新計算可借助公式(C.3)、公式(C.4)、公式(C.7)和公式(C.8)來完成。由于額定載荷的比較，主要是針對在軸向載荷占主導(dǎo)地位的場合中運轉(zhuǎn)的軸承而言，因此，本附錄只涉及軸向基本額定動載荷的比較。越低。C.4.2具有向心軸承密合度的角接觸球軸承(r?/D,≤0.52和re/D,≤0.53)Caa=1.24Ca……………(C.4)……………(C.5)…………(C.6)C.4.3具有推力軸承密合度的角接觸球軸承(r/D,≤0.54和r?/D,≤0.54)Ca=1.91tana(1-0.333sina)C,…………(C.7)Caa=Ca……(C.8)C.5示例C.5.1a=45°的角接觸球軸承將α=45°的角接觸球軸承分別看作向心軸承和推力軸承時，比較其修正軸向基本額定動載荷。假定所選軸承(D,cosa)/Dw=0.16,且i=1,該軸承具有向心軸承的密合度。作為向心軸承C,根據(jù)公式(1)來計算，即C;=Kf,相同的。根據(jù)表2,fe=59.6。根據(jù)公式(C.3),得出：其中K是系數(shù)，它所包括的全部參數(shù)對于向心和推力軸承是=108KC=2.37×tan45°×(1-0.333sin45)×K×59.6=108K作為推力軸承C?根據(jù)公式(6)