【国家标准(GB)】 滚动轴承 额定动载荷的额定寿命

GB/T6391---2003/IS0281:1990bzxz.net
本标准等同采用ISO281：1990《滚动轴承额定动载荷和额定寿命》，包括其修正案ISO281：1990/Amd.1:2000 和 ISO 281:1990/Amd.2:2000。本标准代替GB/T6391一1995《滚动轴承额定动载荷和额定寿命》。为了便于使用，本标准做了下列编辑性修改：“本国际标准”一词改为“本标准”；删除了国际标准的目次和前言；用小数点“”代替作为小数点的逗号“，”；-将国际标准的修正案并人文本中，这种经改动的内容用垂直双线（Ⅱ）标识在它们所涉及的条款的页边空白处。
本标准与GB/T6391—1995相比，主要变化如下：对“范围”一章中的内容进行了调整（1995年版和本版的第1章及本版的引言），并对第1章的第1、第2段文字略微进行了修改（1995年版和本版第1章的第1、第2段）；修改了符号bm的名称（1995年版和本版的第4章）；增加了部分符号（见第4章用双线（Ⅱ)标识的符号）；修改了外球面轴承的bm值（1995年版和本版的表1）；全面修改了“修正额定寿命”一章（1995年版和本版的第9章）；增加了资料性附录“计算可靠度寿命修正系数a1的公式”（见附录B)。本标准的附录A和附录B为资料性附录。本标准由中国机械工业联合会提出。本标准由全国滚动轴承标准化技术委员会（CSBTS/TC98)归口。本标准起草单位：洛阳轴承研究所。本标准主要起草人：李飞雪。
本标准所代替标准的历次版本发布情况为：GB/T 6391—1986,GB/T 6391-1995。I
GB/T6391—2003/IS0281：1990
对于每一特定应用场合所选用的轴承，若都通过大量的轴承试验来确定其是否适用，通常是不现实的。然而寿命（见3.1定义)是适用性的一种主要表现形式，因此可以认为，可靠的寿命计算可以恰当和方便地替代试验。本标准的目的是为寿命计算提供必要的依据。鉴于国前的技术水平，本标准尚不能对特殊轴承性能和运转条件寿命修正系数的具体数值作出规定。因此，这些系数值应根据经验确定，通常应与轴承制造厂家商议。对于由使用条件或内部结构造成滚动体与套圈滚道的接触区出现明显截断的轴承，根据本标准进行计算则不能得到满意的结果。例如，有装填槽的沟型球轴承，当轴承在使用中承受载荷时，装填槽伸人到球与沟道的接触区，其计算结果不进行修正是不适用的。对于由使用条件，如倾斜、轴承座或轴变形、滚动体的离心力或其他高速效应、以及向心轴承中的预载荷或过大的游隙，引起轴承中载荷非正常分布的轴承，根据本标准进行计算同样也得不到满意的结果。一旦有理由确认出现这样的情况，用户应向制造厂家咨询当量载荷和寿命的推荐值和估算值随着特殊轴承类型和材料的发展，或根据有关它们的新资料，本标推尚需不时地进行修订。关于本标准所列公式和系数推导的详细背景资料参见ISO/TR8646。1范围
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滚动轴承额定动载荷和额定寿命本标准规定了滚动轴承基本额定动载荷的计算方法，它适用于尺寸范围符合有关国家标准规定、采用当代常用高质量淬硬轴承钢，按良好的加工方法制造，且滚动接触表面的形状基本上为常规设计的滚动轴承。
本标准还规定了基本额定寿命的计算方法，该寿命是与90%的可靠度、常用高质量材料和良好加工质量以及常规运转条件相关的寿命。此外，本标准还规定了考虑不同可靠度、特殊轴承性能和特定运转条件，利用寿命修正系数计算修正额定寿命的方法。本标准不适用于滚动体直接在轴或轴承座表面上运转的结构，除非该表面在各方面均与轴承套圈（或垫圈）滚道相当方可替代。本标准中的双列向心轴承和双向推力轴承，均假定为对称结构。有关各类轴承的其他限制条件，在相关条款中说明。2规范性引用文件
下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。GB/T4662—2003滚动轴承额定静载荷（ISO76：1987IDT）GB/T6930—2002滚动轴承词汇(ISO5593：1997,IDT）3定义
GB/T6930—2002确立的以及下列定义适用于本标准。3.1
寿命life
单个滚动轴承的寿命系指轴承的一个套圈（或垫圈）或滚动体材料上出现第一个疲劳扩展迹象之前，轴承的一个套圈(或垫圈)相对另一个套圈(或垫圈)旋转的转数。3.2
可靠度（属轴承寿命范畴）reliability系指一组在相同条件下运转、近于相同的滚动轴承期望达到或超过规定寿命的百分率。单个滚动轴承的可靠度为该轴承达到或超过规定寿命的概率。3.3
基本额定寿命basic rating life对于单个滚动轴承或一组在相同条件下运转、近于相同的滚动轴承，其寿命是与90%的可靠度、当代常用材料和加工质量以及常规运转条件相关的寿命。3.4
修正额定寿命adjusted rating life考虑所期望的可靠度水平、特殊的轴承性能和特定的运转条件，而对基本额定寿命进行修正所得到的额定寿命。
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径向基本额定动载荷basic dynamic radial load rating系指一套滚动轴承理论上所能承受的恒定的径向载荷。在该载荷作用下，轴承的基本额定寿命为一百万转。
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basicdynamic axial load rating系指一套滚动轴承理论上所能承受的恒定的中心轴向载荷。在该载荷作用下，轴承的基本额定寿命为一百万转。
径向当量动载荷dynamic equivalent radial load系指一恒定的径向载荷，在该载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷条件下相同的寿命。3.8
轴向当量动载荷dynamic equivalent axial load系指一恒定的中心轴向载荷，在该载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷条件下相同的寿命。3.9
用于额定载荷计算的滚子直径
roller diameter applicable in the calculation of load ratings系指滚子中部的直径。
注：对于圆锥滚子，取滚子大端和小端理论尖角处直径的平均值。对于非对称凸球面滚子，近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道接触点处的直径。3.10
用于额定载荷计算的滚子长度roller length applicable in the calculation of load ratings滚子与滚道在最短接触处的理论接触长度。注：通常取滚子理论尖角之间的距离减去滚子倒角，或者取不包括磨削越程槽的滚道长度，择其小者。3.11
nominal contact angle
公称接触角
垂直于轴承轴线的平面与通过轴承套圈向滚动体传递力的合力作用线之间的夹角。3.12
球组节圆直径pitchdiameterofaballse包容轴承一列球的中心的圆的直径。3.13
滚子组节圆直径pitchdiameter of aroller set在轴承一列滚子的中部，贯穿滚子轴线的圆的直径。3.14
常规运转条件conventional operating conditions可以假定这种运转条件为：轴承正确安装、无外来物侵人、充分润滑、按常规加载、工作温度不过高或过低，以及不以特别高或特别低的速度运转。4符号
C.—径向基本额定动载荷,N；
C.——轴向基本额定动载荷,N;
Cor—径向基本额定静载荷\）,N；Coa—-轴向基本额定静载荷,N；Dw
球直径，mm；
用于额定载荷计算的滚子直径，mm；球组或滚子组节圆直径，mm；
轴承径向载荷一轴承实际载荷的径向分量，N；轴承轴向载荷一轴承实际载荷的轴向分量，N；基本额定寿命，百万转；
（1995年版的标准中定义的）修正额定寿命，百万转；修正额定寿命，百万转；
用于额定载荷计算的滚子长度，mm；径向当量动载荷，N；
轴向当量动载荷，N；
X—-径向动载荷系数；
轴向动载荷系数；
GB/T 6391—2003/ISO 281:1990单列轴承中的球或滚子数；每列球或滚子数相同的多列轴承中的每列球或滚子数；当代常用高质量淬硬轴承钢和良好加工方法的额定系数，该值随轴承类型和设计不同而异；适用于不同X和Y系数值的F。/F.的极限值，韦布尔指数；f。——一与轴承零件几何形状、制造精度及材料有关的系数；f。一与轴承零件几何形状及应力水平有关的系数\；i——轴承中球或滚子的列数；
——轴承公称接触角，（\）；α
α xyz -
-根据9.4规定的系统方法所确定的寿命修正系数；-可靠性寿命修正系数；
根据9.3和9.4.2，各种不同影响因素下相互关联的寿命修正系数；α2 、α3 、a4αs、αm
失效概率，%；
可靠度（幸存概率），%，在100～0范围内；黏度比=/；
一油膜参数，油膜厚度与综合表面粗糙度之比；A
-工作温度下，润滑剂的实际黏度，mm2/s；为达到充分润滑，工作温度下所要求的黏度，mm2/s；用于疲劳判据的实际应力，MPa；a
用于疲劳判据的耐久应力极限，MPa。a
5向心球轴承
5.1径向基本额定动载荷
径向接触和角接触球轴承的基本额定动载荷C，为：Dw≤25.4mm时，
D.>25.4 mm时，
C,=bmf.(icosa)o.7z2/3Dw1.8
C, = 3. 647bm f.(icosa)0.7 Z2/3 Dw1.4bm值列于表1，f。值列于表2。表中数值适用于内圈滚道沟曲率半径不大于0.52D外圈滚道沟曲率半径不大于0.53Dw的径向接触和角接触沟型球轴承以及内圈滚道沟曲率半径不大于0.53D的1）其定义、计算方法和数值见GB/T4662—2003。3
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调心球轴承。
采用更小的滚道曲率半径未必能提高轴承的承载能力，但采用大于上述值的沟曲率半径，则会降低承载能力。
表1向心球轴承的b值
轴承类型
径向接触和角接触沟型球轴承以及调心球轴承（有装填槽的轴承和外球面轴承除外）有装填槽的轴承
外球面轴承
5.1.1轴承组配
5.1.1.1两套相同的单列径向接触沟型球轴承并排安装在同一轴上，作为一个整体（成对安装)运转，计算其径向基本额定载荷时，应按一套双列径向接触轴承来考虑。5.1.1.2两套相同的单列角接触球轴承以“背对背”或“面对面”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体(成对安装)运转，计算其径向基本额定载荷时，应按一套双列角接触轴承来考虑。5.1.1.3两套或多套相同的单列角接触球轴承以“串联”配置，并排安装在同--轴上，作为一个整体（成对安装或成组安装）运转，制造精度和安装精度均能保证载荷均匀分布，该轴承组的径向基本额定载荷等于轴承套数的0.7次幂乘以一套单列轴承的径向基本额定载荷。5.1.1.4如果由于某些技术上的原因，轴承组被视为若干套彼此可单独更换的单列轴承，则5.1.1.3的规定不适用，
5.2径向当量动载荷
向心球轴承在恒定的径向和轴向载荷作用下的径向当量动载荷P，为：P, = XF, +YFa
X、Y值列人表3。
5.2.1轴承组配
5.2.1.1两套相同的单列角接触球轴承以“背对背”或面对面”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体（成对安装）运转，计算其径向当量载荷时，应按一套双列角接触轴承来考虑。5.2.1.2两套或多套相同的单列球轴承以“串联”配置，并排安装在同一轴上，作为一整体（成对安装或成组安装)运转，计算其径向当量载荷时，采用单列轴承的X和Y值。“相对轴向载荷”（见表3)按i一1和一套轴承的F。和Co值确定（即使F，和F。为计算整个轴承组当量载荷时用的总载荷）。5.3基本额定寿命
5.3.1向心球轴承的基本额定寿命L1o为：Lio=(
C，和P，的值按5.1和5.2计算。该寿命公式也适用于5.1.1所述的两套或多套单列轴承组成的轴承组的寿命估算。此时，额定载荷C.按整个轴承组计算，当量载荷P，按作用于该轴承组上的总载荷计算，所用的X和Y值按5.2.1.2的规定。
Ducosa
单列径向接触沟型
球轴承、单列和双列
角接触沟型球轴承
向心球轴承的f。值
双列径向接
触沟型球轴承
Dwcoso
的中间值，其。值可由线性内插法求得。对于
GB/T 6391—2003/ISO 281:1990单列和双列
调心球轴承
分离型单列径向接触
球轴承（磁电机轴承）
GB/T6391—2003/IS0281:1990
轴承类型
径向接触沟
型球轴承
α=5°
α=10°
α=15°
α=20°
α=25°
Q=30°
α=35°
α40°
α=45°
相对轴向载荷\b
调心球轴承
分离型单列径向接触
球轴承（磁电机轴承)
表3向心球轴承的X和Y值
单列轴承
此类轴承的X、
Y 和e 值用单列
径向接触沟型
球轴承的值
双列轴承
允许的最大值取决于轴承设计（游隙和沟道深度）。可根据已知条件采用第1栏或第2栏的值b对于相对轴向载荷或接触角的中间值,其X、Y和e值可由线性内插法求得。f。的值见GB/T4662--2003
GB/T 6391—2003/ISO 281:19905.3.2该寿命公式在很宽的轴承载荷范围内均能给出满意的结果。但是，载荷过大会在球与沟道的接触处产生有害的塑性变形。因此，当P,>Cor或P.>0.5C,时，用户应向轴承制造广查询，以确定该寿命公式的适用性。
6推力球轴承
6.1轴向基本额定动载荷
6.1.1单列轴承
单列、单向或双向推力球轴承的轴向基本额定动载荷C。为：Dw≤25.4 mm、α=90°时，
Dw≤25.4mm、α≠90°时，
Dw>25.4 mm、α=90°时，
D>25.4 mm、α≠90°时，
式中：
C.bmf.Z2/3 D.1. 8
C -bm f.(cosa)0. 7 tanαZ2/3 Dw1.8Ca =- 3. 647bmf.Z2/3 Dw1.4
Ca=3.647bmf.(cosα)0.7tanαz2/3Dw1.4Z同一方向上承受载荷的球数；
bm1. 3。
f。值列于表4，适用于滚道沟曲率半径不大于0.54Dw的轴承。采用更小的滚道沟曲率半径未必能提高轴承的承载能力，但采用大于上述值的沟曲率半径，则会降低承载能力。6.1.2双列或多列轴承
承受同一方向载荷的双列或多列推力球轴承的轴向基本额定动载荷C。为：+…+()03 /1
）+（台）
C. =(Zi +Z2 +... +z.) ×
+（Can）
球数为Z1、Z2、、Z，的各列的额定载荷Cal、Ca2、Can，按6.1.1中相应的单列轴承的公式计算。6.2轴向当量动载荷
α90°的推力球轴承，在恒定的径向和轴向载荷作用下的轴向当量动载荷P。为：Pa= XF +YF.
X和Y值列于表5。
α二90°的推力球轴承，只能承受轴向载荷。此类轴承的轴向当量动载荷为：Pa 二 Fa
6.3基本额定寿命
6.3.1推力球轴承的基本额定寿命L1o为：L1o =
C。和P。的值按6.1和6.2计算。6.3.2该寿命公式在很宽的轴承载荷范围内均能给出满意的结果。但是，载荷过大会在球与沟道的接触处产生有害的塑性变形。因此，当P。>0.5C。时，用户应向轴承制造厂查询，以确定该寿命公式的适用性。
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α=90°
102、9
表4推力球轴承的f。值
8=45°
或Do%或接触角非表中所列值时,其 f。值可用线性内插法求得。D
对干于
对于α>45°的推力轴承，α=45的值可用于α在45°和60°之间的内插计算。b
α= 60°
α=75°
α90°
单向轴承b
1.25tanα
表5推力球轴承的X和Y值
双向轴承
对于α的中间值，X、Y和e的值由线性内插法求得。≤e不适用于单向轴承。
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1.25tana(1
对于α45°的推力轴承，α=45°的值可用于α在45°和50°之间的内插计算向心滚子轴承
7.1径向基本额定动载荷
向心滚子轴承的径向基本额定动载荷C.为：C, = bm f.(iLwe cosa)7/9 Z3/4 Dw. 29/27sina
bm值列于表6，f。值列于表7。表中所列的均为最大值，仅适用于在轴承载荷作用下材料应力沿受载最大的滚子与滚道的接触区大致均匀分布的滚子轴承。如果在载荷作用下，滚子与滚道接触的某些部分出现严重的应力集中，则应使用小于表7所列的f。值。这样的应力集中必定发生在诸如名义点接触的中心、线接触的两端、滚子未被精确引导的轴承以及滚子长度大于2.5倍滚子直径的轴承中。7.1.1轴承组配
7.1.1.1两套相同的单列滚子轴承以“背对背”或“面对面”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体(成对安装)运转，计算其径向基本额定动载荷时应按一一套双列轴承来考虑。7.1.1.2如果由于某些技术上的原因，轴承组被视为两套彼此可单独更换的轴承，则7.1.1.1的规定不适用。
表6向心滚子轴承的bm值
轴承类型
圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承和机制套圈滚针轴承冲压外圈滚针轴承
调心滚子轴承
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表7向心滚子轴承f.的最大值（见7.1)Dwecosa
手Dmco的中间值，其f。值可由线性内插法求得。a
Dwecosa
7.1.1.3两套或多套相同的单列滚子轴承以“串联”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体（成对安装或成组安装)运转，制造精度和安装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数的7/9次幂乘以套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，轴承组被视为若干套彼被此可单独更换的单列轴承，则7.1.1.3的规定不适用。
7.2径向当量动载荷
α≠0°的向心滚子轴承在恒定的径向和轴向载荷作用下的径向当量动载荷P，为：P, XF,+YF.
X和Y值列于表8。
α二0°的向心滚子轴承，只能承受径向载荷，其径向当量载荷为：P. = F.
注：α=0°的向心滚子轴承承受轴向载荷的能力与轴承设计和制造方法关系极大。因此，α=0°的向心滚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量载荷和寿命的推荐值。7.2.1轴承组配
7.2.1.1两套相同的单列角接触滚子轴承以“背对背”或“面对面”配置，并排安装在同一轴上，作为一个整体（成对安装)运转，计算其径向当量载荷时，根据7.1.1，应按一套双列轴承来考虑，X和Y值采用表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
单列α0
双列α子o
0.67cotα
7.2.1.2两套或多套相同的单列角接触滚子轴承以“串联”配置，并排安装在同轴上，作为一个整体(成对安装或成组安装)运转，计算其径向当量载荷时，采用表8中单列轴承的X和Y值。10
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