使用范围越来越广泛。对机器的运动机构中轴承选型的依据，有关书籍中理论知识较多，而接触实际的典型例较少。本文从我厂开发的系列星型空压机中的星型，贾310父机器为蓝本，系统地阐述该机的只轴承的寿命估计，计算中使用的先行数据参该机的热力计算书动力计算书，有关的计算结果以雷达形式给出。得出的结果形象直观，可在该机轴承寿命之间相互比较，也可类推到同类机型中作比较。
项目项目参数压力，3压缩轴功率，让识利用，1程序，编制计算出其热力计算书动力计算书。因本文涉及到切向力法向力的计算，这里仅列出主要计算公式。
各级活塞力。
力；级往复摩擦力。
以上各力的方向是作用在该级的气缸中心线上，足各力的代数和。
作用在曲柄销处切向力7.
曲柄转角1.利用，1程序时，可采用离散法，每隔5，列举计算出0.5.10355，共计72种状态。
作用在曲柄销处法向力况。
求总切向力7总法向力6.
根据该机型气缸布置，1.取级缸为基准列，只级缸分别超前90180270相位角，依此相互叠加，求出总切向力总总法向力，相应转角0的函数。
1轴承寿命的估计该机项上用到10只轴承，分别为2只6310球轴承，用作主支承；4只6312球轴承，用作连杆大头旋转副；4只6906滚针轴承，用作连杆小头旋转副。
对于每只轴承寿命的计算原则是先求出轴心处的切向力7法向力及其合力户户也是轴承实际作用时的动负荷，计有72组数据，其大小和方向都是变化的。平均当量动载荷为再利用轴承预期寿命经典的公式轴承额定动负荷，载荷系数，这里=户，求出每只轴承的估计寿命。数据的结果可用于10只轴承之间相互比较。
1.1主支承6310轴承寿命估计根据该机型的动力计算，利用将曲柄销列合成后总切向力7总法向力尺。数据，其结果以雷达的形式给出，2.
考虑到列往复惯性力合成后，在内外平衡重后需多设部分旋转质量，但已与阶往复惯性力平衡，阶往复惯性力却未予考虑。对曲轴本身而言，各部分旋转质量相互平衡，由于各部分轴向距很小，可视为质点处理。因此计算主轴承负荷时不考虑曲轴不作质点时的旋转惯性力，这样处理是值得考虑的。
对法向力数据不作修正。
对切向力数据应作修正，这里每端的旋转摩擦力取总摩擦力的10.修正后的切向力加上旋转摩擦力，旋转摩擦力0.10，0.26=0.05.
利用下面提供的曲轴受力简，3，列平衡方程，得切向力得所以法向力得轴承座端人处6310球轴承。
私=0.46尺总求出的结果4.
求出的结果5.
依据各自列的切向力法向力数据，考虑到各自的旋转摩擦力，这里每列的旋转摩擦力取总摩擦力的10.修正后的切向力加上旋转摩擦力。
对法向力数据的修正，应考虑到普通连杆与剖分连杆大头旋转质量的不同，因这只球轴承本身内外圈作相对回转运动，还作沿主轴线的圆周运动，所以需对法向力作出修正，即加上对普通连杆为2.394对剖分连杆为2.93化离心力，这里的质量已包括球轴承外圈的质量。所有这些考虑，是为了尽量准确地算出任状态下瞬时值。
3只级普通连杆大头处6312球轴承。
尺连=尺+1.06求出的结果6.
4只级普通连杆大头处6312球轴承。
求出的结果7.
切力+法力合力5两只级剖分连杆大头处6312球轴承。
连杆大头离心力受力形相似，但级连杆轴承受力明显较级大。
级剖分连杆因质量较普通连杆大，但却改善了受力的均匀性，所以其轴承寿命较普通的为1.3连杆小头旋转副RNA6906滚针轴承寿命估计该机型用到只滚针轴承尺六6906，只级用，只级用，计算的依据是各自列的*大连杆力，由相应的，程序，算出级*大连杆力分别为4.7603，*小活塞力分别为1.64受拉1.17；平均当量动载荷分别为2.64 7.041求出的结果9.
23.查有关手册，可取0=7活塞力心；只级连杆小头处尺人6906滚针轴承。
只级连杆小头处只人6906滚针轴承。
2结论0只轴承寿命中*短的为级连杆大头6312轴承，约有7300小时；*长的为级连杆小头6906滚针轴承，约有196000小时。可产品按通用；化要求设计时，功能的差异性相当大。如若提高级6312轴承寿命，可降低级气缸直径，提高级间压力，但有可能使级排气温度相差太大。
这里给出的各轴承具体寿命值是相对的，实际因轴承加脂润滑载荷分布不均匀，轴承本身的可靠度等有所差异。这些数据也可类推到同类的结构参数相近的空压机上。
按机械零件同寿命设计的原则，本文给出有关切向力法向力及其合力的雷达，为进步优化热动力参数提供了依据。
1林梅，孙嗣莹。活塞式压缩机原理。西安交通大学出12陈永江。容积式压缩机原理与结构设计。西安交通大陆鹏程。星型空压机曲轴箱地脚螺栓断裂分析几压缩机杨可帧，程光蕴。机械设计基础叫。高等教育出版社，5张松林。*新轴承手册北京，电子工业出版社，2007，电学院毕业，现在中国人民解放军第工厂从事压缩机研究工作，工程师。联系地址246000安徽省安庆市中国人民解放军第工厂。电话
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