外圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命計算及分析

趙聯(lián)春，白雪峰，晏麗明，王東

(1.上海斐賽軸承科技有限公司，上海 201100；2.C&U Americas,MI 48170;3.上海斐耐潤滑技術(shù)有限公司，上海 201100)

1 前言

汽車工業(yè)飛速發(fā)展，汽車軸承的研究開發(fā)在國內(nèi)也方興未艾。其中汽車發(fā)動機張緊輪軸承(單元)(圖1)和汽車空調(diào)電磁離合器軸承(單元)(圖2)不僅運行溫度和速度較高，而且為皮帶張緊驅(qū)動外圈旋轉(zhuǎn)，其皮帶張緊驅(qū)動、內(nèi)圈溝道局部受載和外圈旋轉(zhuǎn)使其有別于其他汽車軸承，在動態(tài)試驗或運行條件下，功能壽命遠小于非皮帶張緊驅(qū)動、內(nèi)圈以相同轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)的同型號軸承，難以滿足客戶的動態(tài)試驗或行車要求。在所有功能失效中，潤滑失效最為常見，潤滑失效先于軸承的疲勞剝落失效發(fā)生，突出表現(xiàn)為啟動和摩擦力矩明顯增大、溫度升高、振動噪聲顯著加大、工作表面磨損、軸承松曠、潤滑脂干結(jié)等。

圖1 汽車張緊輪軸承(單元)

圖2 汽車空調(diào)電磁離合器軸承(單元)

針對皮帶驅(qū)動外圈旋轉(zhuǎn)軸承功能失效的特點，需要對這類軸承進行摩擦學(xué)設(shè)計和校驗，潤滑壽命的分析計算是其中的重要環(huán)節(jié)，但現(xiàn)有的軸承潤滑壽命計算方法考慮的都是內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)(外圈靜止，下同)，不宜直接用于外圈旋轉(zhuǎn)(內(nèi)圈靜止，下同)軸承潤滑壽命的計算分析。文獻[1-2]研究表明，在軸承承受載荷和溫度不變的情況下，潤滑脂的壽命取決于保持架的旋轉(zhuǎn)速度，而與軸承哪個套圈旋轉(zhuǎn)無關(guān)，外圈旋轉(zhuǎn)比起內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)(兩者旋轉(zhuǎn)速度相同，下同)因為保持架的旋轉(zhuǎn)速度更高而使軸承的潤滑壽命縮短，并得出結(jié)論，外圈旋轉(zhuǎn)的滾動軸承潤滑壽命只有內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)時的0.2～0.4倍。但是，文獻[1-2]僅研究了個別深溝球軸承便得出這一結(jié)論，顯得不夠嚴(yán)謹(jǐn)，而且更重要的是，這一結(jié)論與國內(nèi)、外若干年來從試驗和實際應(yīng)用得到的經(jīng)驗并不相符，因此有必要做更全面、更深入的分析研究。

2 當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速及其計算

現(xiàn)行潤滑脂壽命計算公式中的軸承轉(zhuǎn)速都默認(rèn)為內(nèi)圈轉(zhuǎn)速，對于外圈旋轉(zhuǎn)軸承，不能直接將外圈轉(zhuǎn)速代入計算。

研究表明，對同樣的軸承和潤滑脂，在溫度和載荷不變的情況下，潤滑脂的壽命主要受到滾動體和保持架機械剪切作用的影響，該機械剪切作用與滾動體保持架組件的轉(zhuǎn)速相關(guān)，因此，只要保持架組件的轉(zhuǎn)速相同，不管是內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)還是外圈旋轉(zhuǎn)，軸承的潤滑壽命均相同，據(jù)此，可以將外圈旋轉(zhuǎn)軸承的外圈轉(zhuǎn)速ne換算為當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速nieq，將當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速nieq代入就可計算外圈旋轉(zhuǎn)軸承的潤滑壽命。

假定軸承內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為ni，軸承外圈轉(zhuǎn)速為ne且與內(nèi)圈同向，則保持架組件的公轉(zhuǎn)速度nm為[3]

(1)

式中:γ=Dwcosα/dm；Dw為滾動體直徑；dm為軸承平均直徑；α為軸承接觸角。

當(dāng)外圈靜止，內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)時，(1)式表示為nm=(1-γ)ni/2；當(dāng)內(nèi)圈靜止，外圈旋轉(zhuǎn)時，(1)式表示為nm=(1+γ)ne/2，因此有，(1-γ)nieq/2=(1+γ)ne/2，可得

(2)

即當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為外圈轉(zhuǎn)速的λ倍，稱λ為當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)。λ=(1+γ)/(1-γ)。當(dāng)外圈靜止，內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)時，當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速nieq就等于內(nèi)圈轉(zhuǎn)速ni。

對外圈旋轉(zhuǎn)的汽車張緊輪軸承以及空調(diào)電磁離合器軸承，當(dāng)外圈轉(zhuǎn)速和軸承設(shè)計主參數(shù)已知時，就可以通過(2)式計算當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速，進而代入計算軸承的潤滑壽命。

圖3為某企業(yè)汽車張緊輪軸承6200系列內(nèi)徑10～70 mm的當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)。從圖3可以看出，當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)介于1.40～1.72之間，即當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為外圈轉(zhuǎn)速的1.40～1.72倍時，隨著軸承尺寸的增大，當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)總體呈下降趨勢。

圖3 6200系列深溝球軸承當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)λ

圖4為某企業(yè)汽車空調(diào)電磁離合器雙列角接觸球軸承內(nèi)徑17～40 mm(相同內(nèi)徑不同外徑或?qū)挾?的當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)，可以看出，該系數(shù)介于1.20～1.41之間，即當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為外圈轉(zhuǎn)速的1.20～1.41倍。可以看出，空調(diào)電磁離合器軸承(雙列)的當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)小于張緊輪軸承(單列)的當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)。

圖4 汽車空調(diào)電磁離合器軸承(雙列)的當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速系數(shù)

3 外圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命計算

滾動軸承潤滑壽命和其疲勞剝落壽命一樣，具有離散性，服從Weibull分布。疲勞剝落壽命的計算方法已經(jīng)有ISO標(biāo)準(zhǔn)，但迄今為止，國際上還沒有統(tǒng)一的滾動軸承潤滑壽命的計算方法和標(biāo)準(zhǔn)。

3.1 基于基礎(chǔ)油和稠化劑類型的經(jīng)驗公式計算

文獻[1-2]不考慮溫度、速度和載荷對軸承潤滑壽命的交互影響，給出了50%可靠度下稠化劑分別為鋰皂和聚脲時潤滑壽命F50的經(jīng)驗公式，日本軸承公司大多采用相同或相似的經(jīng)驗公式。

(3)

式中：F50為50%可靠度潤滑壽命，h；T為外圈外徑表面溫度，℃；V為速度因子dmn值，mm·r/min；F=P/C，即軸承當(dāng)量動載荷同額定動載荷之比；K1為依據(jù)ASTM 3336[4]，用6204軸承在標(biāo)準(zhǔn)試驗條件內(nèi)圈轉(zhuǎn)速10 000 r/min、外圈外徑表面溫度150 ℃、徑向載荷67 N下，通過試驗統(tǒng)計得到的對應(yīng)不同類型基礎(chǔ)油時的校正系數(shù)。

以聚脲潤滑脂為例，內(nèi)圈以轉(zhuǎn)速n旋轉(zhuǎn)時，

lgF50i=-2.02×10-6dmn-2.95×10-2T-

8.36F+8.50+K1；

(4)

外圈以轉(zhuǎn)速n旋轉(zhuǎn)時，

lgF50e=-2.02×10-6λdmn-2.95×10-2T-

8.36F+8.50+K1。

(5)

由(4)式和(5)式可得外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比F50e/F50i，

(6)

由(6)式可知，F(xiàn)50e與F50i之比不僅與轉(zhuǎn)速n有關(guān)，而且與軸承幾何參數(shù)dm，Dw和接觸角α有關(guān)。

以汽車張緊輪軸承6203-2RS和空調(diào)電磁離合器軸承DA355020-2RS為例，軸承幾何參數(shù)不變，F(xiàn)50e/F50i與n的關(guān)系如圖5所示。

從圖5可以看出，在軸承幾何參數(shù)固定的情況下，外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比F50e/F50i永遠小于1，比值隨著軸承轉(zhuǎn)速的升高而下降。在2 000～20 000 r/min速度范圍內(nèi)，對6203-2RS軸承，F(xiàn)50e/F50i為0.20～0.85；對DA355020-2RS軸承，F(xiàn)50e/F50i為0.41～0.91。

固定轉(zhuǎn)速，利用(6)式觀察外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比F50e/F50i。對某企業(yè)6200系列內(nèi)徑10～70 mm的深溝球軸承，固定轉(zhuǎn)速為4 000 r/min，結(jié)果如圖6所示。從圖6可以看出，F(xiàn)50e/F50i的范圍為0.16～0.80，而且，隨著軸承尺寸的增大，F(xiàn)50e/F50i迅速減小。對某企業(yè)內(nèi)徑17～40 mm的雙列空調(diào)電磁離合器軸承，固定轉(zhuǎn)速為8 000 r/min，結(jié)果如圖7所示，可以看出，F(xiàn)50e/F50i的范圍為0.49～0.70，而且，隨著軸承尺寸的增大，F(xiàn)50e/F50i同樣呈減小趨勢。

圖5 F50e/F50i與轉(zhuǎn)速n的關(guān)系

圖6 F50e/F50i與深溝球軸承尺寸的關(guān)系

3.2 基于DIN 51821-FE9試驗壽命的計算方法

DIN 51821詳細描述了潤滑脂潤滑壽命試驗條件、試驗規(guī)程及試驗數(shù)據(jù)處理[5-8]。當(dāng)一款潤滑脂依據(jù)DIN 51821進行試驗，有了在一定溫度、速度、載荷和密封方式下的FE9潤滑壽命，就可以據(jù)此進行合理的內(nèi)推和外延，得到該潤滑脂在實際軸承(類型和尺寸)、工作溫度、速度和載荷下的理論潤滑壽命。內(nèi)推和外延不考慮溫度、速度和載荷對軸承潤滑壽命的交互影響。

圖7 F50e/F50i與空調(diào)電磁離合器軸承尺寸的關(guān)系

內(nèi)推和外延過程中，利用到圖8所示著名的礦物油鋰皂潤滑脂潤滑壽命與軸承類型和速度的關(guān)系曲線，該曲線是Gft[9]和FAG根據(jù)DIN 51825在軸承載荷P/C<0.1，在軸承外圈外徑表面度量溫度不超過70 ℃，適宜環(huán)境條件下得出的kf的取值范圍，見表1。

圖8 礦物油鋰皂潤滑脂潤滑壽命與軸承類型和速度的關(guān)系

表1 不同類型軸承kf值

T,n,P和F10分別代表溫度、轉(zhuǎn)速、當(dāng)量動載荷和90%可靠度壽命，F(xiàn)E9試驗數(shù)據(jù)以下標(biāo)9標(biāo)識，如n9代表FE9試驗轉(zhuǎn)速；70℃數(shù)據(jù)以下標(biāo)70標(biāo)識；參考礦物油鋰皂脂(下簡稱參考脂)用下標(biāo)G標(biāo)識，F(xiàn)E9試驗即工作潤滑脂沒有下標(biāo)標(biāo)識；圖8曲線采用載荷用下標(biāo)PS標(biāo)識；工作條件(計算條件)下的數(shù)據(jù)沒有下標(biāo)標(biāo)識。潤滑壽命下標(biāo)標(biāo)識由左至右依次表明失效概率-潤滑脂-溫度-速度-載荷，如F10-G-70-n9-PS表示參考脂在70 ℃、FE9試驗轉(zhuǎn)速、P/C<0.1下90%可靠度潤滑壽命。由此，考慮工作溫度、速度和載荷時的潤滑壽命F10通過下述步驟求得。

(1)溫度影響折算。將FE9潤滑壽命F10-T9-n9-P9折算到70 ℃時的壽命F10-70-n9-P9，則

(2)參考脂在FE9試驗軸承70 ℃時的潤滑壽命F10-G-70-n9-PS。令N=kfdmn。

其中，F(xiàn)E9試驗軸承為7206，dm=46，查表1得kf=1.6，因此有

N9=kfdmn9=1.6×46n9=73.6n9,

(3)參考脂在工作軸承70 ℃時的潤滑壽命為F10-G-70-PS，則有

(4)工作潤滑脂在工作軸承70 ℃時的潤滑壽命為F10-70-P9。將上述所有壽命值標(biāo)識在壽命與軸承類型和速度的曲線圖中，如圖9所示。

不考慮速度、溫度和載荷3者之間的交叉耦合影響，則有

因此，

圖9 不同條件下潤滑壽命在曲線圖上的標(biāo)識

(5)工作潤滑脂在工作軸承、轉(zhuǎn)速和溫度時的潤滑壽命F10-P9。因為張緊輪軸承和空調(diào)電磁離合器軸承的工作溫度高于70 ℃，則有

可以看出，溫度影響系數(shù)

(6)工作潤滑脂在工作軸承、轉(zhuǎn)速、溫度和載荷時的潤滑壽命F10。在一定的載荷范圍內(nèi)，潤滑脂潤滑壽命隨著載荷的增加而直線降低，載荷對潤滑壽命的影響用系數(shù)f4表示，

F10=f4F10-P9，

(7)

式中：f4=-3P/C+1.15,0.5

至此，軸承工作載荷、溫度和速度(但尚未考慮軸承安裝方式及運行環(huán)境等因素的影響)下90%可靠度潤滑壽命表達式F10已經(jīng)導(dǎo)出，如(7)式所示。

由此可以推得在實際的工作溫度、速度和載荷下，外圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命F10e與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命F10i之比為

(8)

以汽車張緊輪軸承6203-2RS和空調(diào)電磁離合器軸承DA355020-2RS為例，軸承幾何參數(shù)不變，F(xiàn)10e/F10i與n的關(guān)系如圖10所示。

圖10 F10e/F10i與轉(zhuǎn)速n的關(guān)系

可以看出，外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)在潤滑脂、軸承及其載荷、溫度等不變的情況下，隨著轉(zhuǎn)速從2 000 r/min升至20 000 r/min，外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比逐步降低，對6203-2RS軸承，從0.70降到0.50，對DA355020-2RS軸承，從0.81降到0.64。

外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)條件完全相同，并固定轉(zhuǎn)速為4 000 r/min，對6200-2RS至6214-2RS軸承，利用(8)式計算，外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比為0.62～0.67，如圖11所示，受軸承尺寸影響不明顯。

圖11 F10e/F10i與深溝球軸承尺寸的關(guān)系

外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)條件完全相同，并固定轉(zhuǎn)速為8 000 r/min，對內(nèi)徑17～40 mm的空調(diào)電磁離合器雙列角接觸球軸承，利用(8)式計算，外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比為0.58～0.71，如圖12所示，受軸承尺寸影響不明顯。

圖12 F10e/F10i與空調(diào)電磁離合器軸承尺寸的關(guān)系

4 軸承安裝方式及運行環(huán)境的影響

上述給出的滾動軸承潤滑壽命計算公式，不管是基于潤滑脂基礎(chǔ)油和稠化劑類型的經(jīng)驗公式還是基于DIN 51821-FE9試驗壽命進行合理內(nèi)推和外延的經(jīng)驗公式，都僅考慮了軸承工作的溫度、速度和載荷這3大要素，但實際上，軸承的潤滑壽命還受到3大要素之外的其他摩擦學(xué)因素的影響，對這些影響因素需要采用相應(yīng)的系數(shù)進行修正，具體為，在用前述公式計算所得軸承潤滑壽命的基礎(chǔ)上，乘以相應(yīng)的影響系數(shù)，就得到實際運行工況條件下軸承潤滑壽命的計算值。表2給出了影響因素、修正系數(shù)及其取值范圍。

表2 軸承潤滑壽命影響因素及修正系數(shù)

可以看出，上述修正系數(shù)對軸承在實際安裝及運行環(huán)境下的潤滑壽命計算值有明顯影響，因此，軸承實際安裝和運行工況下的潤滑壽命Freal應(yīng)該在考慮3大要素計算所得軸承潤滑壽命F的基礎(chǔ)上再乘以上述修正系數(shù)。

對基于潤滑脂基礎(chǔ)油和稠化劑類型的經(jīng)驗公式計算，

F50real=f1f2f5f6F50，

內(nèi)圈/外圈旋轉(zhuǎn)時，將內(nèi)圈轉(zhuǎn)速/當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速代入，就可以得到軸承基于潤滑脂基礎(chǔ)油和稠化劑類型經(jīng)驗公式計算的50%可靠度下的潤滑壽命。

對基于FE9試驗壽命合理內(nèi)推和外延的計算方法，

F10real=f1f2f5f6F10，

內(nèi)圈/外圈旋轉(zhuǎn)時，將內(nèi)圈轉(zhuǎn)速/當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速代入，就可以得到軸承基于FE9試驗壽命合理內(nèi)推和外延所得經(jīng)驗公式計算的90%可靠度下的潤滑壽命。

可以看出，由于上述因素對潤滑壽命的影響，是以系數(shù)相乘的方式呈現(xiàn)，當(dāng)軸承、潤滑脂、安裝方式、軸承載荷、溫度、速度和運行環(huán)境等相同，對外圈旋轉(zhuǎn)和內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)，上述調(diào)整系數(shù)完全相同，因此，外圈旋轉(zhuǎn)與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比并不受這些調(diào)整系數(shù)的影響。

5 兩種計算方法及計算結(jié)果討論

日本公司多采用基于潤滑脂基礎(chǔ)油和稠化劑類型的經(jīng)驗公式進行計算，該方法不考慮溫度、速度和載荷3者之間的交互及耦合作用，在軸承類型、尺寸、工作溫度、速度、載荷、潤滑脂基礎(chǔ)油和稠化劑類型已知的情況下就可以進行計算，計算方法相對簡單。公式中有針對不同基礎(chǔ)油的修正系數(shù)K1，但K1的大小僅與基礎(chǔ)油種類有關(guān)，依據(jù)ASTM 3336，由動態(tài)試驗結(jié)果統(tǒng)計得出，但問題是，試驗用潤滑脂和軸承實際使用的潤滑脂僅僅是基礎(chǔ)油類型和稠化劑類型相同而已，并非同一種潤滑脂，而且試驗采用的軸承是6204密封軸承，軸向和徑向載荷僅為67 N，當(dāng)量動載荷與額定動載荷之比不到2%，與張緊輪軸承、空調(diào)電磁離合器軸承等汽車發(fā)動機周邊軸承實際工作載荷差距太大，會引起潤滑失效模式的差異。

德國公司多利用軸承工作潤滑脂依據(jù)DIN 51821進行動態(tài)試驗而得到的FE9潤滑壽命，進行合理的內(nèi)推及外延而得到潤滑脂在實際工作溫度、速度和載荷條件下90%可靠度或50%可靠度的潤滑壽命，該方法也不考慮溫度、速度和載荷3者之間的交互及耦合作用，在軸承類型、尺寸、工作溫度、速度、載荷、潤滑脂F(xiàn)E9壽命已知的情況下就可以進行計算，計算方法也不復(fù)雜。FE9壽命試驗采用7206角接觸球軸承，一般軸向載荷為1 500 N，約為額定動載荷的5%。由于進行FE9試驗的潤滑脂就是軸承工作時采用的潤滑脂，而且FE9試驗載荷合適，潤滑壽命的理論計算結(jié)果顯然更加合理、可靠。

上面采用這兩種方法，以6200～6214深溝球軸承和內(nèi)徑17～40 mm汽車空調(diào)電磁離合器雙列角接觸球軸承為例，采用聚脲潤滑脂，對外圈旋轉(zhuǎn)軸承與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比進行了計算，結(jié)果分別如圖5～圖7和圖10～圖12所示，現(xiàn)將結(jié)果一同列于表3。

表3 兩種計算方法下外圈旋轉(zhuǎn)軸承與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比

從表3可以看出，利用日本企業(yè)采用的基于潤滑脂基礎(chǔ)油和稠化劑類型的軸承潤滑壽命計算方法，外圈旋轉(zhuǎn)軸承與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比基本為0.2～0.9，波動范圍很大，波動主要受軸承類型、尺寸和轉(zhuǎn)速的影響，與文獻[1-2]所得外圈旋轉(zhuǎn)壽命與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)壽命之比0.2～0.4的結(jié)果相差較大，與國內(nèi)軸承企業(yè)長期試驗積累的經(jīng)驗數(shù)據(jù)也不相符合，究其原因，試驗和理論推導(dǎo)中，考慮的軸承類型、尺寸以及轉(zhuǎn)速范圍還不夠?qū)?，缺乏普遍性。而利用德國企業(yè)采用的基于DIN 51821-FE9潤滑脂試驗壽命內(nèi)推及外延的計算方法，外圈旋轉(zhuǎn)軸承與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比為0.6～0.8，且受軸承類型、尺寸和轉(zhuǎn)速的影響不明顯，與國內(nèi)、外軸承企業(yè)長期積累的實際經(jīng)驗十分吻合。

6 結(jié)論

以汽車張緊輪常用深溝球軸承和汽車空調(diào)電磁離合器雙列角接觸球軸承為例，分別采用基于潤滑脂基礎(chǔ)油和稠化劑類型的經(jīng)驗公式和基于DIN 51821-FE9試驗壽命的經(jīng)驗公式對外圈旋轉(zhuǎn)軸承與內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命進行了對比計算，結(jié)果表明：

(1)外圈以轉(zhuǎn)速n旋轉(zhuǎn)時，對6200系列內(nèi)徑為10 ～70 mm的深溝球軸承，當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為1.40n～1.72n；對內(nèi)徑17～40 mm的汽車空調(diào)電磁離合器雙列角接觸球軸承，當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為1.20n～1.41n。

(2)外圈旋轉(zhuǎn)軸承同內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命之比隨著轉(zhuǎn)速的升高而減小，轉(zhuǎn)速越高，外圈旋轉(zhuǎn)對軸承潤滑壽命就越不利。

(3)基于DIN 51821-FE9試驗壽命進行合理內(nèi)推及外延的經(jīng)驗公式對軸承潤滑壽命的計算更加合理、可靠，據(jù)此方法計算得出的外圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命為內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命的0.6～0.8倍，平均為0.7倍。

(4)計算外圈旋轉(zhuǎn)軸承的潤滑壽命時，若精確度要求較高，可以將外圈轉(zhuǎn)速換算為當(dāng)量內(nèi)圈轉(zhuǎn)速，代入潤滑壽命計算公式進行計算；精確度要求不高時，也可以直接將外圈轉(zhuǎn)速代入潤滑壽命計算公式進行計算，然后將計算結(jié)果乘以0.7。

上述計算結(jié)果覆蓋并適用于汽車張緊輪軸承和空調(diào)電磁離合器軸承運行工況，計算和分析方法對外圈旋轉(zhuǎn)軸承潤滑壽命計算具有普遍的指導(dǎo)意義。