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青島NSK軸承40TAC72BDBC10PN7A    P=XFr+YFa
　　式中Fr-徑向載荷，N；Fa-軸向載荷，N；X，Y-徑向動載荷系數和軸向動載荷系數，由表17-7查取。
　　4角接觸軸承的載荷計算
　　對"3"、"7"類軸承，由于本身結構的特點，當有徑向力作用時會產生派生S，在計算時應考慮。
　　1． 裝配形式必須成對安裝：正裝（或稱為"面對面"）-兩支點距離較短；見圖17-7a。 反裝（或成為"背靠背"）-兩指點距離較長，適用于懸臂安裝傳動件的軸承，見圖17-7b。
　　2. 軸承作用力在軸上的作用點
　　軸上支點是在滾動體與滾道接觸點法線與軸線交點上，見圖17-8。圖中的O，距外端面的距離為a，此值可查手冊。
　　3.軸向力的計算
　　分析角接觸軸承所受的軸向載荷要同時考慮由徑向力引起的附加軸向力和作用于軸上的其他工作軸向力，根據具體情況由力的平衡關系進行計算。
　　FR和FA分別為作用于軸上的徑向和軸向載荷，兩軸承的徑向反力為Fr1及Fr2，相應產生的附加軸向力則為Fs1和Fs2。作用于軸上的各軸向力如圖17-10。
　　根據軸的平衡關系按下列兩種情況分析軸承Ⅰ、Ⅱ所受的軸向力：
　　-如果FS1+FA>Fs2（圖17-11），軸有向右移動的趨勢，使軸承Ⅱ"壓緊"，軸的右端將通過軸承Ⅱ受一平衡反力Fs2＇，由此可求出軸承Ⅱ的軸向力為
　　Fa2=Fs2+Fs2＇=Fs1+FA
　　因軸承Ⅰ只受附加軸向力，故
　　Fa1=FS1
　　-如果FS1+FAs2（圖17-12），軸有向左移動的趨勢，使軸承Ⅰ"壓緊"，此時軸的左端將通過軸承Ⅰ受一平衡反力Fs1＇，由此可求出兩軸承上的軸向力分別為
　　Fa1=Fs1+FS1＇=Fs2-FA
　　Fa2=Fs2
　　計算角接觸軸承軸向力的方法可歸納如下：1）判明軸上全部軸向力（包括外載荷和軸承的附加軸向力）合力的指向，確定"壓緊"端軸承；2）"壓緊"端軸承的軸向力等于除本身的附加軸向力外其他所有軸向力的代數和；3）另一端軸承的軸向力等于它本身的附加軸向力。
　　5 靜載荷及極限轉速計算公式
　　1．靜載荷計算
　　靜載荷是指軸承套圈相對轉速為零時作用在軸承上的載荷。為了限制滾動軸承在靜載荷作用下產生過大的接觸應力和永久變形，需進行靜載荷計算。按額定靜載荷選擇軸承，其基本公式為
　　C0≥C0＇=S0P0
　　式中C0-基本額定靜載荷，N；C0＇-計算額定靜載荷，N；P0-當量靜載荷，N；S0-安全系數。
　　靜止軸承、緩慢擺動或轉速極低的軸承，安全系數可參考表17-9選取。
　　若軸承轉速較低，對運轉精度和摩擦力矩要求不高時，允許有較大的接觸應力，可取S0<1。推力調心滾子軸承，不論是否旋轉，均應取S0≥4。
　　2．極限轉速
　　滾動軸承轉速過高時會使摩擦面間產生高溫，影響潤滑劑性能，破壞油膜，從而導致滾動體回火或元件膠合失效。
　　滾動軸承的極限轉速N0是指軸承在一定的工作條件下，達到所能承受最高熱平衡溫度時的轉速值。軸承的工作轉速應低于其極限轉速。
　　滾動軸承性能表中所給出的極限轉速值分別是在脂潤滑和油潤滑條件下確定的，且僅適用于0級公差、潤滑冷卻正常、與剛性軸承座和軸配合、軸承載荷P≤0.1C（C為軸承的基本額定動載荷，向心軸承只受徑向載荷，推力軸承只受軸向載荷）的軸承。
　　當滾動軸承載荷P>0.1C時，接觸應力將增大；軸承承受聯合載荷時，受載滾動體將增加，這都會增大軸承接觸表面間的摩擦，使潤滑狀態變壞。此時，極限轉速值應修正，實際許用轉速值可按下式計算
　　N=f1f2N0
　　式中 N-實際許用轉速，r/min；N0-軸承的極限轉速，r/min；f1-載荷系數；f2-載荷分布系數。

關于軸承的硬度，滾動軸承的內外圈和滾動體采用高鉻鋼GCr15或GCr15SiMn兩種軸承鋼制造，成品軸承套圈的硬度在洛氏HRC60-65；成品軸承滾動體硬度在洛氏HRC60-66。其中，GCr15軸承鋼制造的鋼球硬度在洛氏HRC62-66范圍內；GCr15SiMn軸承鋼制造的滾子的硬度在洛氏HRC60-64、鋼球在洛氏HRC60-66范圍內。也許你不了解是什么洛氏硬度HRC是什么概念，舉個例子:家庭用的菜刀的刀鋒的硬度一般在HRC50左右，手術刀具和軍用刀具的鋼材要精純一些，硬度也在洛氏HRC60以內。機床金屬車削用的合金刀頭的硬度常規的也就在洛氏HRC62~65左右。滾動軸承的硬度相對是比較硬的，成品軸承想再深加工必須用專用設備和工具加工。滾道聲是由于軸承旋轉時滾動體在滾道中滾動而激發出一種平穩且連續性的噪聲，只有當其聲壓級或聲調極大時才引起人們注意。其實滾道聲所激發的聲能是有限的，如在正常情況下，優質的6203軸承滾道聲為25～27dB。這種噪聲以承受徑向載荷的單列深溝球軸承為最典型，它有以下特點：a.噪聲、振動具有隨機性；b.振動頻率在1kHz以上；c.不論轉速如何變化，噪聲主頻率幾乎不變而聲壓級則隨轉速增加而提高；d.當徑向游隙增大時，聲壓級急劇增加；e.軸承座剛性增大，總聲壓級越低，即使轉速升高，其總聲壓級也增加不大；f.潤滑劑粘度越高，聲壓級越低，但對于脂潤滑，其粘度、皂纖維的形狀大小均能影響噪聲值。
　　滾道聲產生源在于受到載荷后的套圈固有振動所致。由于套圈和滾動體的彈性接觸構成非線性振動系統。當潤滑或加工精度不高時就會激發與此彈性特征有關的固有振動，傳遞到空氣中則變為噪聲。眾所周知，即使是采用了當代最高超的制造技術加工軸承零件，其工作表面總會存在程度不一的微小幾何誤差，從而使滾道與滾動體間產生微小波動激發振動系統固有振動。
　　盡管NSK軸承的滾道噪聲是不可避免的，然而可采取高精度加工零件工作表面，正確選用軸承及精確使用軸承使之降噪減振。
1）承孔的測量
　　承孔的測量可以使用內徑量表在外徑千分尺上核對基準尺寸后測量，同時還需測量承孔的圓度和圓柱度。燒壞軸承常使承孔在開口處直徑縮小而圓度超差，對軸承的正常工作極為不利。如果連桿螺栓的定位面的配合松曠，連桿軸承蓋會移位使承孔圓度超差。軸承承孔的圓度誤差應控制在尺寸公差之內，而圓柱度則應嚴格控制。
　　（2）軸承主要尺寸的測量
　�、� 軸承厚度：將外徑千分尺固定測頭由平面改制成球面，可用來測量軸承厚度。軸承厚度一般應控制在0.005~0.010毫米范圍內，否則會使軸承內徑超差。軸承在近開口處有微量減薄，測量時應予注意。
　�、� 軸承與承孔的配合緊度：配合緊度是由軸承的自由彈開量和余面高度來保證的。測量余面高度的方法下：按規定裝合軸承，交軸承蓋螺栓緊固到規定扭矩后松開其中一個螺栓，用塞尺測量軸承蓋接口處的間隙，其值應在0.05~0.15毫米范圍之內。
　�、� 軸承內徑：測量前需將軸承按規定裝合并按規定扭矩擰緊軸承蓋螺栓，用內徑量表，在外徑千分尺上校對基準尺寸后測量，測量時要避開減薄區。軸承內徑和對應軸頸外徑尺寸之差值是配合間隙。
　�、� 主軸承內孔的同軸度：主軸承內孔的同軸度誤差主要是其承孔同軸度誤差造成的，而承孔同軸度誤差產生的原因則是缸體的變形。當主軸頸徑向圓跳動在規定公差內時，檢查主軸頸和軸承的吃合印痕，如果各道主軸承吃合印痕位置明顯不一致，說明同軸度誤 差大，可采用刮削、鏜削軸承或更換缸體等辦法解決，否則難以保證發動機正常工作。
風力發電機用軸承大致可以分為三類，即：偏航軸承、變槳軸承、傳動系統軸承(主軸和變速箱軸承)。偏航軸承安裝在塔架與座艙的連接部，變槳軸承安裝在每個葉片的根部與輪轂連接部位。每臺風力發電機設備用一套偏航軸承和三套變槳軸承(部分兆瓦級以下的風力發電機為不可調槳葉，可不用變槳軸承)。