1、GB/r 6391 1995 前合口本标准是等问采用180281 :1990(攘动轴承一一额定动载荷和额定寿命对GB6391-86(扭过动轴承额定动负荷和额定寿命的计算方法进行修订的。本标准与GB639186相比，主要是在基本额走动载荷的计算公式中增加了bm系数，因此，标准中相应增加了定义和符号，某些定义也作了修改。本标准中的当代常用的优质洋硬钢系指真空脱气钢。本标准在生效之日起，同时代替GB6391-86 0 本标准的附录A是提示的附录。本标准由中华人民共和国机械工业部提出。本标准由全国液动轴承标准化技术委员会归口。本标准起草单位:机械工业部洛阳轴承研究所。本标准起草人z陈腻。本标准于198
2、6年首次发布。 咐z、MTGB/T 6391 -1 995 IS0前吉国际标准IS0281曲IS0/TC4(滚动轴承技术委员会)制定。ISO 281的第一版代替ISO281-1:1977的第一版，并作为lSO281-1: 1977的技术修订版。ISO 281的附录仅用于查询。 咐，、冒GB/T 6391 1995 对于一套被动轴承或一组在同一条件下运转的、i庄子相间的擦动轴承，该寿命是与90%的可靠度、常用的材料制加工质量以及常规的运转条件相关的寿命。3.4 修正额定寿命考虑所要求的可靠性水平、特殊的轴承性能和具体的工作条件，而对基本额定寿命进行修正所得到的额走寿命。3.5 径向慕卒额定动载荷
3、系指一套滚动轴承假想能承受的假定径向辙荷，在这载荷作用下的基本额j;f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系指假想地作用于攒动轴承的恒定的中心轴向载荷，在该戴荷作用下攘动轴承的基本额定寿命为一百万转。3. 7 径向当最动载荷系指假定的径向载荷，在该载荷作用下，滚动轴承具有与实际辙荷作用下相同的寿命。3.8 袖向当最动载荷系指一假定的中心轴向载荷，在这一载荷作用下，磁动轴承具有与实际辙荷作用下相同的寿命。3.9 额定载荷计算中用的滚子直径攘予中部的直径。垃t对于酣锥攘予取攘子大端固和小端面理论尖角处直径的平均
4、值。对于非对称外凸攘子:l:似地取零载荷下辙子句无挡边擦道间接触点处攘予的直径.3. 10 额走载荷计算中用的滚子长度t丧子与接触长度最短的烧道间的理论最大接触长度。注;iE常情况下，或者取榄予理论尖角之间的距离减去攘子倒角，或者取不包括膺削越程槽的攘遭宽度，择其小者.3. 11 公称接触角垂直于轴承轴钱的平面与袖承套圈与滚动体之间作用力的合力作用钱之间的央角。3.12 球组节回直径通过轴承中一列球中心的朋直径。3. 13 溶于组节回直径通过轴承中一列液子中部并与攘子铀心绪相交的朋直径。3. 14 常规运转条件可以假定这种工作条件为:轴承正确安装，无外来物侵入，充分地润滑，按常规加载，工作撒度
5、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Cr:径向基本制定动载荷，NC.:轴向基本额定动载荷，NCor:径向基本额定静载荷1),N Coa:轴向基本额定静载荷川NDw:球直径，mmDwe:额定载荷计算中用的浓于直径，mmDpw:球组成浓于组的节圆直径，mmFr:轴承径向载荷口实际轴承载荷的径向分量，N1)有关定义、计算方法和数值见GB/丁4662-93e在白去ee X Y X Y X Y X Y fsCE r tZFD-; 0.172 0.172 2.3 2.3 0.19 0.345 0.345 1. 99 1. 99 0.22 任向接触0.689 0.689 1. 71 1.
6、 71 O. 26 沟型球轴承1. 03 1. 03 1. 55 1. 55 0.28 1. 38 1. 38 。0.56 1. 45 。0.56 1. 45 0.3 2.07 2.07 1. 81 1. 31 0.34 3.45 3.45 1. 15 1. 15 0.38 5.17 5.17 1. 04 1. 04 0.42 6.89 6.89 1 0.44 GB/T 6391-1995 表3(究)单列轴承双列轴承轴承樊型相对轴向载荷州纱EQ 主e去运e在ee X Y x Y x Y X Y fNcFor f ZFDa L 0.173 0.172 2.78 3.74 0.23 0.346 0
7、.345 2.4 3.23 0.26 0.692 0.689 此费轴承的X，2.07 2.78 O. 3 1. 04 1. 03 Y和e值用单列1. 87 2.52 0.34 a=5。1. 38 1. 38 。l 1. 75 0.78 2.36 0.36 2.08 2.07 径向接触沟骂自1. 58 2.13 0.4 3.46 3.45 球轴承的值1. 39 1. 87 0.45 角5.19 5.17 1. 26 1. 69 0.5 6.92 6.89 1. 21 1. 63 0.52 接0.175 0.172 1. 88 2. 18 3.06 0.29 0.35 0.345 1. 71 1.
8、 98 2.78 0.32 触O. 7 0.689 1. 52 1. 76 2.47 0.36 L 05 1. 03 1. 41 1. 63 2.29 0.38 a=100 1. 4 1. 38 1 。0.46 1. 34 1 1. 55 0.75 2. 18 0.4 沟2.1 2.07 1. 23 1. 42 2 0.44 3.50 3.45 1. 1 1. 27 1. 79 0.49 型5.25 5.17 1.01 1. 17 1. 64 0.54 7 6.89 1. 16 1. 63 0.54 球0.178 0.172 1. 47 1. 65 2.39 0.38 0.357 0.345
9、1. 4 L 57 2.28 0.4 轴0.714 0.689 1. 3 1. 46 2.11 0.43 1. 07 1. 03 1. 23 1. 38 2 0.46 承工1501. 43 1. 38 l 。0.44 1. 19 1 1. 34 0.72 1. 93 0.47 2.14 2.07 1. 12 1. 26 1.82 0.5 3.57 3.45 1. 02 1. 14 1. 66 0.55 5.35 5.17 1 1. 12 1. 63 0.56 7.14 6.89 1 1. 12 1.63 0.56 a=20. 0.43 l 1. 09 0.7 1. 63 0.57 a=250
10、0.41 0.87 0.92 0.67 1.41 0.68 a世30.l 。0.39 0.76 1 0.78 0.63 1. 24 0.8 a=350 0.37 0.66 0.66 0.6 1. 07 0.95 a=40。0.35 0.51 0.55 0.57 0.93 1. 14 a=45。0.33 0.5 0.47 0.54 0.81 1. 34 调心球轴承。0.4 。.4cota 1 O. 42cot Q 0.65 队65cotQ 1.5tan a 可分离单列径向接触球轴承(磁。0.5 2.5 0.2 电机轴承)1)允许的最大值决班子轴承设计(游院和液遭沟部度)。根据已知条件确定来用第一
11、栏或第二栏的值.2)对于相对轴向负荷或接触角的中间债，X.Y和e值可由铺性内描法求搏。3)儿值参见GB/T4662 93 (1S0 76; 1987)。GB/T 6391 1 995 表4(完)儿pDw阳1) Dw cos a!) Dpw a=450 2) 目=60.自由7500.23 94.1 0.23 84.5 0.24 95.3 0.24 84 0.25 96.4 O. 25 83.4 0.26 97.6 。.2682.8 。.2798.7 0.27 82 O. 28 99.8 O. 28 81. 3 0.29 100.8 0.29 80.4 0.3 101. 9 0.3 79.6 0.
12、31 102.9 O. 32 103.9 0.33 104.8 0.34 105.8 O. 35 106.7 1)对于1n7:或苛n二或接触角不是表中所列值时币值可用内捕法求得。2)对于a45。的推力轴承，a如450的值可用于a在450和600之间的内捕计算。6. 1.2 双列或多列轴承双刑或多列推力球轴承，承受间一方向载荷时的轴向基本额定动就荷C.为zr I Z, 10/3 . I Z. 10/3 . I Z. 10/3,-3/10 C.叫ZI十Z2十川十Zn)X 11 ;11 +1 1 + +1 ;n I I L C.1 1 I C 丁z川II lC 球数Z乳IZ乙2.川.Z汇所对应的各列
13、的额定载荷C.1.C.2们，.，C巳四川n.按6.1.1中相应的单列抽承的公式计?算丰轧。6.2 轴向当最动就荷a笋900的推力球轴承，在恒定不变的役向和铀向载荷作用下的轴向当最动载荷凡为:P.口XF，十YF.X和Y的值列于表50=900的推力球轴承，只能承受轴向载荷。此类轴承的当量动载荷为:p=F 表5推力球轴承的X和Y值单向轴承Zl现向轴承。1)主eEQ 2e t X Y X Y X Y 45.3) 0.66 1. 18 0.59 0.66 1. 25 50 O. 73 1. 37 0.57 0.73 1. 49 55. 0.81 1. 6 O. 56 0.81 1. 79 60。0.92
14、 1. 9 0.55 0.92 2.17 650 L 06 l 2.3 0.54 1. 06 1 2.68 70. 1. 28 2. 9 0.53 1. 28 3.43 750 1. 66 3.89 0.52 1. 66 4.67 一 GB/T 6391-1995 表7向心滚子轴承fc的最大值Dw.cos alJ J, Dpw O. 01 52.1 0.02 60.8 0.03 66.5 0.04 70. 7 0.05 74.1 0.06 76. 9 0.07 79.2 0.08 81. 2 0.09 82.8 O. 1 84.2 0.11 85.4 O. 12 86. 4 O. 13 87.
15、 1 O. 14 87.7 O. 15 88.2 O. 16 88.5 。.1788. 7 0.18 88.8 O. 19 88.8 0.2 88.7 0.21 88.5 0.22 88.2 0.23 87.9 0.24 87.5 0.25 87 0.26 86.4 0.27 85.8 0.28 85.2 0.29 84.5 0.3 83.8 1)对于哈凹的中间值叫可由钱性内插法求得。7. 1. 1 轴承组配7. 1. 1. 1 两套相同的单列滚子轴承并排安装在同一轴上，背对背或面对面地组成为一个整体成对安装).该轴承组的径向基本额定动载荷按一套双列轴承计算。7. 1. 1.2 如果由于某些技
16、术上的原因，可以将轴承组视为两套彼此可单独更换的袖承，则7.1.1.1的规定不适用。7.1. 1. 3 两王军或多套相同的单列漉子轴承并排安装在间一铀上，串联组成为一个整体(成对安赞成成组安装)，制造精度和安蝶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敬的7/9次幕乘以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，可以将轴承组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。GB/T 6391 -1 995 7.2 径向当量动载荷OO的向心滚子轴承在惊定不变的径向和轴向载荷作用下的径向当最动载荷P，为:P,=XF,+YF. X和
17、Y的值列于表80=0。的向心滚子轴承，只承受径向载荷时的径向当量载荷为tP,=F, 注:a=O.的向心晦子轴承承受制向载荷能力与轴承的设计和制造关系极大。因而，a出O.的向心t丧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最载荷和寿命的估算值。7.2. 1 轴承组配7.2. 1. 1 两套相同的单列角接触浓于轴承并排安柴在同一轴上，背对背或面对面地组成一个整体(成对安装)，计算径向当最载荷时，根据7.1.1按一套双列轴承来考虑，X和Y用表8中双列轴承的值。表8向心滚子轴承的X和Y值轴承类型去e去et X Y X Y 单列u寻止。1 。0.4 0.4 cot a 1. 5 tan a
18、 双列a功。0.45 cot a 0.67 0.67 cot a 1. 5tana 7.2.2 两密或多密相同的单列角接触滚子轴承并排安装在同轴上，串联组成个整体(成对安装或成组安蝶)，计算径向当最载荷时，用我8中单列铀承的X和Y值。7.3 基本额定寿命7.3.1 向心攘子轴承的基本概定寿命L10为:C，和Pr的值按7.1和7.2计算。L.n=(旦)10/310- 1:1 该寿命公式也适用于7.1.1中所述的两套或多套单列袖承组成的轴承组寿命的估算。此时，额定载荷C按整个输承组计算，当量动载荷Pr按作用于轴承组的总载荷计算，所用的X，Y值按7.2.107.3.2 该寿命公式在很宽的铀承载荷范围
19、内均能给出满意的结果。但是载荷过重会使浓子与攘道接触的某些部分产生有害的塑性变形。因此，当Pr超过0.5Cr时，用户应向轴承制造厂查询，以确定该舟命公式的适用性。8 推力旗子轴承8. , 轴向基本额定动载荷8. ,. , 单列轴承8. ,. 1. 1 如果取受同一方向载荷的全部捐豆子与间一垫圃液道接触，这一推力液子轴承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:若=900C.盟bmfcLwe7/9Z3/4Dwe 29/27 若笋90。C. =bmfc (Lwe cos) 7/9tanZ3/ 4 Dwe 29/27 Z为一个方向上承受载荷的滚子数。 -M 回-m
20、川叩ElltltfJElEEEsift-HHHMM圃HHHHMEan们们IEEUHHHVGB/T 6391 1995 8.3 基本额定寿命8.3. 1 推力攘子轴承的基本额定寿命L10为:C.和P.的值按8.1和8.2计算。L，o=旦)10/3 lo-p.1 该寿命公式也酒用于8.1.3所述的两套或多王军单向推力滚子轴承组成的轴承组的寿命估算。此时，额定载荷按擎个轴承组计算，当最载荷P.按作用于轴承组的总载荷计算，所用的X和Y值按8.2 中直在向轴承的值。8.3.2 该寿命公式在很宽的轴承载荷班回内均能给出满意的结果。但是，载荷过重会使旗子与液遭接触的某略部分产生有害的塑性变形。因此，当I飞跑
21、过O.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。9 修正蹦定薄命9. 1 概述使用慕本额定寿命L10作为衡量轴承性能的准则通常是令人满意的。这个寿命与90%的可靠皮、当代常用的材料和力nT质锺以及常规运转条件相关。然而，许多使用勒合却要求对各种不同的可靠度和特殊的袖承性能，以及运转条件不属于正常情况时的寿命进行计算，这就要对它们的影响作专门的考虑。对于特殊的轴承性能和运转条件，可靠度为(lOO-n)%的修正基本额定寿命L皿攒下式计算zL蛐罕;ata2aaLI0a1的值列于表12，az和向的取值在9.4和9.5中讨论。L10的值按5.3、6.3、7.3和8.3计算。9.2 限制
22、条件在给定的使用场合下选择铀承尺寸时，除要求的疲劳寿命外，还应考虑其他一些经因素，诸如最大容许的轴承变形以及轴和轴承鹿最小的强度要求。当采用的修正顺应寿命系数az和aa大于1时应特别谨慎。9.3 可靠性寿命修正系数a可靠度在3.2中定义，修正额定寿命按9.1计算。寿命修正系数内的值列于表12.表12可靠性寿命修正系数al可靠度1%L皿a1 忏叩町F一)90 L1恤1 95 L阳0.62 96 L4& 0.53 97 L抽0.44 98 L如0.33 99 L1 0.21 9.4 特殊的轴承性能寿命修正系数az9.4.1 吁以要求辅承具有特殊的性能，就寿命而苔，可以来用特殊种类与质量的材料和特殊
23、的制造工艺以及专门的设计来达到。这种特殊的寿命特性系通过薄命修正系数向来加以考虑。根据目前的技术状况，尚不能对az值与定量表示的材料特性或液道几何形状之间的关系作出规定。因此向的选取要根据经验，通常可以从轴承制造广获得。9.4.2 即使对钢材作可靠的分析和处理，也没有足够的理由选取大于1的az僚，鼠然a2值可以大于1，但轴承必须采用夹杂物含最非常低的或经过特别分析的钢材来制造。然而，若由于特殊的热处理造成 GB/T 6391 1995 硬度降低而导致薄命下降，就应该选取相应减小的a2值。9.4.3均值选取时，还应考虑是否涉及滚动体句液道之间接触应力均匀性提高或降低的特殊设计。9.4.4 不能设
24、想，采用特殊的材料、工艺戒设计能克服润滑的不足。如果因润滑不足而向值小于1时，那么azi鼠常也因此不取大于1的值。9.5 运转条件的寿命修正系数a39.5.1 直接影响轴承寿命的运转条件中，载荷的方向和大小在当最载荷的计算(5.2、6.2、7.2和8.2)中已经考虑，偏离正常载荷分布的情况在班围一章中巳经阐明。这里考虑的运转条件包括润滑充分与否(在工作速度和眼皮下)、外来有害物质存在与否以及引起材料性能改变的条件(例如高温造成硬度降低)。这些条件对轴承寿命的影响可以通过引入寿命修正系数。3加以考虑。9.5.2 本标准中基本额定海命的计算是假烧润滑充分的，即滚动体与液道接触中存在一层厚度等于或稍
25、大予接触表面综合粗糙庶的油膜。这一要求得以满足，若不是由于运转条件引起材料性能改变而用更小的值的话，则取向需1.9.5.3 下述条件下应考虑a3债小于1。例如，工作掘度下润滑剂的运动粘度对于球轴承小于13mm2/ Sll ，对于滚子轴承小子20mm2/s，或转速特别低亦即每分钟转速乘以Dpw小于10000)时。只有当润滑条件非常理想而大大降低表面失效引起的疲劳破坏概率时，才能考虑取向值大于1.希摄轴承制造厂提供合适的a3推荐值，以便按9.1计算修正额定寿命。1) 1 mm2/s黯1cSt. . GB/T 6391一1995附最A(提示的附录)番嗜文献ISO/丁R8646:1985 ISO 281/1:1977的注解。
