MODULE DES SCIENCES APPLIQUÉES CONCEPTION D’UNE TÊTE DE FOREUSE HYDRAULIQUE PROJET D’ÉTUDE EN INGÉNIERIE DANS LE CADRE DU PROGRAMME DE BACCALAURÉAT EN GÉNIE ÉLECTROMÉCANIQUE Présenté par : David Gingras Superviseur : M. Marin Ene, dr.- Ing., Ing. Stag., Professeur Représentant industriel : M. Rejean Lalonde (Contremaître atelier-mécanique), Groupe Minier CMAC-THYSSEN, Val d’Or 28 août 2008
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MODULE DES SCIENCES APPLIQUÉES
CONCEPTION D’UNE TÊTE DE FOREUSE HYDRAULIQUE
PROJET D’ÉTUDE EN INGÉNIERIE DANS LE CADRE DU PROGRAMME DE
BACCALAURÉAT EN GÉNIE ÉLECTROMÉCANIQUE
Présenté par : David Gingras
Superviseur : M. Marin Ene, dr.- Ing., Ing. Stag., Professeur
Représentant industriel : M. Rejean Lalonde (Contremaître atelier-mécanique),
Groupe Minier CMAC-THYSSEN, Val d’Or
28 août 2008
PEI : CONCEPTION D’UNE TÊTE DE FOREUSE HYDRAULIQUE
David Gingras Été 2008 II
REMERCIEMENTS
Sans l’aide précieuse de plusieurs collaborateurs, ce projet aurait difficilement été réalisable.
Donc, nous profitons de ces quelques lignes pour remercier les collaborateurs et les personnes
qui nous ont supportés tout au long de ce projet.
En premier lieu, nous aimerions remercier le Groupe CMAC-THYSSEN pour nous avoir
permis de nous exercer sur un tel projet. Principalement nous voulons remercier, M. Réjean
Lalonde (représentant industriel) et M. Guillaume Julien qui ont su nous diriger et nous
conseiller afin de réaliser ce projet.
De nombreux fournisseurs de pièces industrielles nous ont aidé en nous procurant de la
documentation et des catalogues de pièces. Particulièrement, nous tenons à remercier M. Guy
Roy de Kinecor, M. Henry-Paul Thériault de Hydraulique HP, M.Roland Clavette du Groupe
Sadmex et M. Ghislain Daigle ing. de TIMKEN
Nous remercions nos familles, amis et tous nos partenaires des baccalauréats en génie de
l’Université du Québec en Abitibi-Témiscamingue pour leur support.
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David Gingras Été 2008 III
RÉSUMÉ
Manufacturier CMAC-THYSSEN se spécialise dans la fabrication de machineries minières. Par
contre, leurs têtes de foreuses sont achetées chez d’autres fournisseurs. Ils souhaitent donc
fabriquer leur propre tête de foreuse hydraulique afin de diminuer leurs coûts de fabrication
ainsi que les délais de livraison.
Le présent projet intermédiaire en génie électromécanique a donc pris forme pour répondre à
cette demande. Des recherches ont été effectuées afin de connaître les produits existants et
d’obtenir leurs spécifications. D’autres recherches ont été effectuées afin d’utiliser le maximum
de pièces standard afin de réduire le coût de fabrication et les délais de livraison. Étant donné
que le design de la tête de foreuse employée par la compagnie CUBEX leur convenait
amplement, nous nous sommes référé à celle-ci pour élaborer la nôtre. Des composantes ont été
modifiées pour limiter le coût et la complexité de fabrication. Grâce aux études de résistance
des matériaux, de transmission de puissance par engrenage et de fatigue, une tête de foreuse a
été conceptualisée afin que l’entreprise puisse la fabriquer dans ses installations.
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David Gingras Été 2008 IV
ABSTRACT
Manufacturier CMAC-THYSSEN specialises in the manufacturing of mining equipment.
Although, most of their drill heads are sourced from other companies; they wish to build their
own hydraulic drill heads with the objectives of reducing costs and delivery time.
This intermediary project in electromecanical engineering was thus initiated to respond to these
requirements. Research was performed to build an inventory of existing standard products
which would contribute to reducing costs and shipping delays. Because the existing CUBEX
head drill was adequate for CMAC-THYSSEN requirements, it was referenced for the design
of the new drill head. Certain components were modified to reduce costs and simplify the
head’s manufacture. Studies in material resistance, gear power transmission and metal fatigue
were performed and a new drill head was designed for the company with the goal to produce
them in their own factory at lower production costs and delays.
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TABLE DES MATIÈRES
REMERCIEMENTS ..................................................................................................................... II
RÉSUMÉ .................................................................................................................................... III
ABSTRACT ............................................................................................................................... IV
TABLE DES MATIÈRES ............................................................................................................ V
LISTE DES TABLEAUX .......................................................................................................... IX
LISTE DES SYMBOLES ET ABRÉVIATIONS ........................................................................ X
LISTE DES FIGURES ............................................................................................................. XIII
Boîtier de la tête - Boîtier centre - Boîtier haut - Boîtier bas - Collecteur d’air - Couvercle bas - Espaceur inférieur - Espaceur supérieur - Capuchon mandrin
Manufacturier CMAC-THYSEN
- -
1 1 1 1 1 1 1 1
Prix total estimé
8000,00 $
Coût total 16 338,24$
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Nous arrivons à un coût de fabrication estimé de 16 338,24 $. Cette estimation est basée sur une
étude des coûts arrondie à la hausse. Il est fort probable que le prix réel soit révisé à la baisse si
une éventuelle étude rigoureuse est effectuée. Le coût de la tête de forage actuellement acheté
chez CUBEX est de 38 000$. Nous sommes agréablement surpris de ce résultat. Alors, il serait
très rentable pour Manufacturier CMAC-THYSSEN de construire lors propre tête de foreuse.
De plus, cette estimation est élaborée en fonction d’une seule exemplaire. La fabrication de
plusieurs têtes de forage aurait pour effet de diminuer considérablement le coût unitaire.
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6. SANTÉ ET SÉCURITÉ
À chaque année, beaucoup trop de travailleurs et de travailleuses font partie des statistiques
concernant les accidents en milieu de travail. Heureusement, au court des années, des mesures
préventives ont permis de réduire le nombre d’accidents. Alors, nous avons quelques
recommandations afin de prévenir les risques potentiels d’accident.
6.1 Équipement de sécurité
Il est fortement conseillé de porter un couvre-tout et des gants afin de couvrir toutes les parties
du corps. Par exemple, le couvre-tout permet de réduire le risque de brûlure associée à l’huile
hydraulique en cas de bris du système hydraulique. Ensuite, le port des lunettes de sécurité est
primordial étant donné les lieux de travail souvent très sombres et qu’il est parfois impossible
d’apercevoir des objets qui pourraient endommager vos yeux. De plus, lors du forage,
l’expulsion de fragments de roches est inévitable et, les lieux sont très propices à divers dangers
potentiels. Par conséquent, le port de plusieurs équipements de protection est obligatoire, entre
autres : Le port de bottes ayant des embouts d’acier ainsi que le port du casque protecteur.
6.2 Pression hydraulique
Si une fuite d’huile hydraulique est suspectée, n’utilisez jamais une partie de votre corps pour
vérifier s’il y fuite. Le jet a une énorme énergie qui pourrait transpercer votre gant et votre peau
et contaminer votre corps avec de l’huile toxique. Par exemple, utilisez un outil quelconque. Ne
jamais toucher ou déplacer les composantes du système hydraulique lorsque celui-ci est sous
pression. Certaines composantes pourraient avoir des fuites qui sont ignorées. Il suffit
d’éteindre la pompe hydraulique avant de procéder.
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6.3 Machine en mouvement
Les foreuses sont des équipements d’une force énorme. Pour l’amour de la vie, soyez vigilent
puisque aucun humain n’a la capacité musculaire d’arrêter une telle machine. Il suffit de garder
ses distances et de prévoir les risques potentiels.
6.4 Programme de prévention et règles de sécurité
Afin de prévenir les accidents, il est préférable de consulter le programme de prévention de
Groupe Minier CMAC-THYSSEN et suivre les règles de sécurité de la mine concernée par les
travaux de forage.
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7. RECOMMANDATIONS
Nous avons quelques recommandations afin d’assurer le bon fonctionnement de cette tête de
foreuse de type ITH.
7.1 Lubrification
Nous recommandons l’utilisation d’huile 80W-90 pour la lubrification de la transmission.
L’huile 80W-90 est une huile couramment utilisée dans l’industrie pour la lubrification de
roulements et d’engrenages. Il est aussi possible de lubrifier la transmission avec de la graisse
de catégorie 0 selon la classification NLGI. Par contre, la graisse ne permettra pas une aussi
bonne diffusion de chaleur comparativement à l’huile. La graisse est plus visqueuse et le
contact entre elle et les composantes internes de la tête est inférieure. Par conséquent, la tête
fonctionnera avec une température interne supérieure. Étant donné tous ces facteurs,
l’utilisation de la graisse aura pour effet de diminuer la durée de vie de la tête. Il est donc
préférable d’utiliser l’huile 80W-90. Il serait très important de vérifier le niveau d’huile avant
chaque quart de travail.
7.2 Période d’étude du prototype
Il serait préférable de prévoir une période d’étude du prototype d’environ 200 heures afin de
noter des observations. Par exemple, vérifiez fréquemment si il y des fuites d’air et d’huile, des
bruits anormaux et intermittents, des vibrations anormales, des boulons desserrés, etc.
Finalement, prendre des notes sur des observations qui permettront d’apporter des
modifications si le besoin s’impose.
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7.3 Système hydraulique
Il est très important d’ajuster et de vérifier la capacité du système hydraulique de la foreuse. Par
exemple, la pompe hydraulique doit être capable de fournir la pression et le débit nécessaire au
bon fonctionnement des moteurs hydrauliques. Afin d’obtenir un couple de 5730 Nm et une
vitesse de rotation de 80 RPM au mandrin, nous recommandons une pression de 3 600 PSI et
un débit de 40 gallons US par minute. Cependant, nous sommes conscient que selon les pompes
couramment utilisées dans les foreuses développent une pression maximale de 3 000 PSI. Avec
une pression de 3 000 PSI, la tête sera capable de développer un couple au mandrin d’environ
5000 Nm. Ces données ont été calculées en fonction de deux moteurs Parker TG 335.
7.4 Joint liquide d’étanchéité
Afin d’assurer l’étanchéité entre les composantes, nous recommandons l’utilisation de joint
d’étanchéité liquide. Ces joints offrent de bonnes performances et ils sont beaucoup plus
économiques que des joints d’étanchéité en tôle fabriqués sur mesure.
7.5 Couple de serrage
Il est très important de respecter le couple de serrage spécifique à chaque boulon. Selon la
théorie de l’énergie de la déformation, un boulon avec un couple de serrage insuffisant offre
une résistance inférieure à la traction. Un boulon soumis à un couple de serrage trop élevé a
pour conséquence d’affaiblir la résistance de celui-ci. Afin de déterminer le couple de serrage
adéquat, veuillez utiliser l’information contenue dans un Machinery’s Handbook.
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7.6 Précharge des roulements du mandrin
Nous recommandons d’appliquer la précharge requise sur les roulements du mandrin. Ceci est
favorable pour augmenter la rigidité du roulement, contrôler les vibrations et le bruit et
augmenter la durée de vie. Cependant une charge initiale excessive peut diminuer la durée de
vie des roulements. Il est possible de précharger les roulements en modifiant les dimensions de
l’espaceur inférieur : « shim inférieur ». Vérifiez avec le fabricant (NTN) pour plus
d’information sur la précharge requise. Nous recommandons aussi d’utiliser la technique
proposée par CUBEX, annexe B page 80
7.7 Tolérances
Nous recommandons de faire vérifier et d’ajouter des tolérances sur les plans par un technicien
afin de faciliter le montage et le démontage.
7.8 Pompe à huile
Nous comptons sur une lubrification assurée par barbotage. Cependant, nous ne sommes pas
absolument certain que le barbotage sera suffisant pour lubrifier les roulements situés au-dessus
du niveau d’huile. Il serait donc important de vérifier l’état des roulements lorsqu’ils seront
usés afin de constater si l’usure est causée par une lubrification insuffisante. Si la lubrification
n’est pas suffisante, il serait possible de remédier à la situation en accouplant une petite pompe
à l’un des pignons. Ensuite, concevoir un petit réseau de conduites afin d’acheminer l’huile de
la petite pompe aux endroits critiques.
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8. CONCLUSION
Suite à plusieurs centaines d’heures de travail, nous sommes très fier et heureux d’avoir réussi
notre mandat. Nous avons conceptualisé une tête de foreuse qui respecte tous les objectifs,
exigences et restrictions demandés par l’entreprise. Selon notre étude préliminaire des coûts, le
prix de fabrication de cette tête devrait être d’environ 16 338 $, soit 21 661,76 $ de moins que
le prix d’achat de la tête CUBEX. Nous sommes confiant que cette tête fonctionnera. Par
contre, nous sommes aussi conscient qu’il y aura, à coup sûr, des modifications à apporter.
Comme première expérience concrète de conception, nous avons été confronté à la réalité.
C’est-à-dire que nous avons fait un apprentissage énorme que nous n’avions pas reçu dans le
cadre de notre formation. Par exemple, nous avons découvert qu’il est très favorable de
sélectionner des pièces couramment utilisées dans l’industrie afin de faciliter leur
remplacement.
Le projet nous a permis d’appliquer des notions apprises lors de notre formation en génie
électromécanique, c’est-à-dire que nous avons utilisé beaucoup de théories portant sur la
résistance des matériaux, la dynamique, la gestion de projet, la lubrification et bien d’autres.
Nous avons aussi appris une panoplie de nouvelles choses telles que : le procédé de moulage,
les standards (SAE, ANSI, AGMA), le traitement thermique, la réalité en milieu industriel, etc.
Nous avons aussi eu la chance de faire des visites industrielles chez Wabi Iron & Stell
corp.(moulage de pièces) et chez Manufacturier CMAC-THYSSEN. Ces visites nous ont donné
une idée concernant le fonctionnement des entreprises. Nous sommes maintenant doté d’une
expérience qui nous permettra d’attaquer le projet de fin d’étude et ensuite intégrer le marché
du travail dans le merveilleux monde de l’ingénierie.
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9. BIBLIOGRAPHIE
Livres :
1. DROUIN, Gilbert et Collets, Éléments de machines, Éditions de l’école polytechnique
de Montréal, deuxième édition revue et augmentée, 1986.
2. TOTTEN, George E. Steel heat treatment handbook, CRC Press, deuxième édition,
4. BAZERGUI, André, collaborateurs, Résistance des matériaux, Presses Internationales
Polytechnique, troisième édition, 2002.
5. L. MOTT, Robert, Machine Elements in Mechanical Design, Prentice-Hall, troisième
edition, 1992
Sites web :
1. GROUPE MINIER CMAC-THYSSEN, http://www.cmac-thyssen.com/, Consulté le :
2008-06-01
2. THYSSEN MINING, http://www.thyssenmining.com/, Consulté le : 2008-06-01
3. MINING TECHNOLOGIES INTERNATIONAL INC., http://www.mti.ca/, Consulté le
2008-06-01
4. PARKER, http://www.parker.com/portal/site/PARKER/, Consulté le : 2008-07-01.
5. SEALSONLINE, http://www.sealsonline.com/website/, Consulté le : 2008-07-13.
6. GROUPE SADMEX, http://www.sadmex.ca/, Consulté le : 2008-07-24.
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ANNEXES
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Annexe A : Schéma hydraulique d’une foreuse CUBEX 6200N ITH
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Annexe B: Informations supplémentaires sur la tête de foreuse CUBEX
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Annexe C: Étude fait sur Excel portant sur le design de la transmission
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Annexe D: Théories sur les facteurs de résistance et les dimensions des engrenages
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Annexe E: Dessins de détails
(Il est fort probable que les dessins subissent des modifications)
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David Gingras Été 2008 119
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Annexe F : Documentation sur le moteur TG335
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David Gingras Été 2008 124
David Gingras Été 2008 125
David Gingras Été 2008 126
David Gingras Été 2008 127
David Gingras Été 2008 128
David Gingras Été 2008 129
David Gingras Été 2008 130
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David Gingras Été 2008 132
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Annexe G: Informations sur les roulements NTN
3. Load Rating and Life3.1 Bearing life
Even in bearings operating under normal conditions, thesurfaces of the raceway and rolling elements areconstantly being subjected to repeated compressivestresses which causes flaking of these surfaces to occur.This flaking is due to material fatigue and will eventuallycause the bearings to fail. The effective life of a bearingis usually defined in terms of the total number ofrevolutions a bearing can undergo before flaking of eitherthe raceway surface or the rolling element surfacesoccurs.
Other causes of bearing failure are often attributed toproblems such as seizing, abrasions, cracking, chipping,scuffing, rust, etc. However, these so called "causes" ofbearing failure are usually themselves caused byimproper installation, insufficient or improper lubrication,faulty sealing or inaccurate bearing selection. Since theabove mentioned "causes" of bearing failure can beavoided by taking the proper precautions, and are notsimply caused by material fatigue, they are consideredseparately from the flaking aspect.
3.2 Basic rating life and basic dynamic load ratingA group of seemingly identical bearings when subjected
to identical load and operating conditions will exhibit awide diversity in their durability.
This "life" disparity can be accounted for by thedifference in the fatigue of the bearing material itself.This disparity is considered statistically when calculatingbearing life, and the basic rating life is defined as follows.
The basic rating life is based on a 90% statistical modelwhich is expressed as the total number of revolutions90% of the bearings in an identical group of bearingssubjected to identical operating conditions will attain orsurpass before flaking due to material fatigue occurs. Forbearings operating at fixed constant speeds, the basicrating life (90% reliability) is expressed in the total numberof hours of operation.
Basic dynamic load rating expresses a rolling bearing'scapacity to support a dynamic load. The basic dynamicload rating is the load under which the basic rating life ofthe bearing is 1 million revolutions. This is expressed aspure radial load for radial bearings and pure axial load forthrust bearings. These are referred to as "basic dynamicload rating (Cr)" and "basic dynamic axial load rating (Ca)."The basic dynamic load ratings given in the bearingtables of this catalog are for bearings constructed of NTNstandard bearing materials, using standard manufacturingtechniques.
The relationship between the basic rating life, the basicdynamic load rating and the bearing load is given informula.
For ball bearings: L10=(C)
3……………(3.1)
P
For roller bearings: L10=(C)
10/3…………(3.2)
P
where,L10 : Basic rating life 106 revolutionsC : Basic dynamic load rating, N {kgf}
The relationship between Rotational speed n and speedfactor fn as well as the relation between the basic ratinglife L10h and the life factor fn is shown in Table 3.1 andFig. 3.1.
A-17
●Load Rating and Life
40,000
4.6
60,000
80,000
30,000
20,000
15,000
3
10,0002.5
8,000
6,000
4,000
3,000
2,000
1.9
3.5
4.5
2
4
1.8
1.7
1.6
1.5
1.41,500
1.3
1.21,000
1.1
900
800
700
600
500
4000.95
1.0
0.90
300 0.85
0.80
0.76200
100
0.6
60,000
40,000
0.106
30,000
0.12
0.1420,000
0.1615,000
0.1810,000
0.208,000
0.22
0.24
0.26
0.28
6,000
4,000
3,000
2,0000.30
1,500
0.351,000
0.4800
600
0.5
400
300
200
150
0.7
80
600.8
0.940
301.0
1.1
1.3
20
15
1.4
1.2
1.4410
60,000
5.480,000
4.5
5
40,000
430,000
3.520,000
15,0003
2.5
10,000
6,000
24,000
3,000
2,000
1.9
1.8
1.7
1.6
1.5
1,5001.4
1.3
1.21,000
800
900
700 1.1
1.0
600
500
4000.95
0.90
0.85300
0.80
0.75
0.742001.4910
40,000
60,000
30,0000.10
0.082
0.09
0.12
0.14
20,000
15,000
0.16
0.18
10,0008,000
8,000
6,000
4,000
3,000
2,000
1,500
1,000800
600
400
300
200
150
0.20
0.22
0.24
0.26
0.28
0.30
0.35
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
10080
60
40
30
20
0.9
1.0
1.1
1.2
1.3
1.4
15
fnn L10h
min-1 hfh n L10hfn
min-1 hfh
Ball bearings Roller bearings
Fig. 3.1 Bearing life rating scale
Classification Ball bearing Roller bearing
Basic rating lifeL10h h
Life factorfh
Speed factorfn
60n106
( )P
C
( )n33.3
fnP
C fnP
C
= 500 fh3
60n106
( )P
C= 500 fh
10/310/3
1/3
( )n33.3 3/10
3
Table 3.1 Correlation of bearing basic rating life, life factor, and speed factor
134
When several bearings are incorporated in machinesor equipment as complete units, all the bearings in theunit are considered as a whole when computing bearinglife (see formula 3.3).
1L =( 1 + 1 + … 1 )
1/e…………(3.3)
L1e
L2e
Lne
where,L : Total basic rating life of entire unit, h
L1 , L2 …Ln: Basic rating life of individual bearings, 1, 2,…n, h
e = 10/9....................For ball bearingse = 9/8......................For roller bearings
When the load conditions vary at regular intervals, thelife can be given by formula (3.4).
Lm =(Φ1 +Φ2 +…
Φ j )
-1……………(3.4)
L1 L2 L j
where,L m : Total life of bearingΦ j : Frequency of individual load conditions
(ΣΦ j = 1)L j : Life under individual conditions
If equivalent load P and rotational speed n areoperating conditions of the bearing, basic rated dynamicload C that satisfies required life of the bearing isdetermined using Table 3.1 and formula (3.5). Bearingsthat satisfy the required C can be selected from thebearing dimensions table provided in the catalog.
fhC = P ――……………………………………(3.5)
fn
3.3 Adjusted rating lifeThe basic bearing rating life (90% reliability factor) can
be calculated through the formulas mentioned earlier inSection 3.2. However, in some applications a bearing lifefactor of over 90% reliability may be required. To meetthese requirements, bearing life can be lengthened by theuse of specially improved bearing materials ormanufacturing process. Bearing life is also sometimesaffected by operating conditions such as lubrication,temperature and rotational speed.
Basic rating life adjusted to compensate for this iscalled "adjusted rating life," and is determined usingformula (3.6).
Lna= a1・a2・a3・L10…(3.6)where,
Lna : Adjusted rating life in millions of revolutions (106)
The value of reliability factor a1 is provided in Table 3.2for reliability of 90% or greater.
3.3.2 Bearing characteristics factor a2
Bearing characteristics concerning life vary according tobearing material, quality of material and if using specialmanufacturing process. In this case, life is adjusted usingbearing characteristics factor a2.
The basic dynamic load ratings listed in the catalog arebased on NTN's standard material and process,therefore, the adjustment factor a2 =1. a2 > 1 may beused for specially enhanced materials and manufacturingmethods.If this applies, consult with NTN Engineering.
Dimensions change significantly if bearings made ofhigh carbon chrome bearing steel with conventional heattreatment are used at temperatures in excess of 120˚Cfor an extended period of time. NTN Engineeringtherefore offers a bearing for high-temperatureapplications specially treated to stabilize dimensions atthe maximum operating temperature (TS treatment). Thetreatment however makes the bearing softer and affectslife of the bearing. Life is adjusted by multiplying by thevalues given in Table 3.3.
3.3.3 Operating conditions factor a3
Operating conditions factor a3 is used to compensate forwhen lubrication condition worsens due to rise intemperature or rotational speed, lubricant deteriorates, orbecomes contaminated with foreign matter.
Generally speaking, when lubricating conditions aresatisfactory, the a3 factor has a value of one; and whenlubricating conditions are exceptionally favorable, and allother operating conditions are normal, a3 can have avalue greater than one. a3 is however less than 1 in thefollowing cases:
A-18
●Load Rating and Life
Reliability % Ln Reliability factor a1
90
95
96
97
98
99
L10
L5
L4
L3
L2
L1
1.00
0.62
0.53
0.44
0.33
0.21
Table 3.2 Reliability factor a1
SymbolMax. operating temperature (C˚)
Bearing characteristics factor a2
TS3
TS4
200
250
0.73
0.48
TS2 160 1.00
Table 3.3 Treatment for stabilizing dimensions
135
¡Dynamic viscosity of lubricating oil is too low for bearingoperating temperature(13 mm2/s or less for ball bearings, 20 mm2/s for rollerbearings)
¡Rotational speed is particularly low(If sum of rotational speed n min-1 and rolling elementpitch diameter Dpw mm is Dpw・n< 10,000)
¡Bearing operating temperature is too highIf bearing operating temperature is too high, theraceway becomes softened, thereby shortening life.Life is adjusted by multiplying by the values given inFig. 3.2 as the operating condition factor according tooperating temperature. This however does not apply tobearings that have been treated to stabilizedimensions.
¡Lubricant contaminated with foreign matter or moistureIf using special operating condition, consult with NTNEngineering. Even if a2> 1 is used for speciallybearings made of enhanced materials or produced byspecial manufacturing methods, a2×a3< 1 is used iflubricating conditions are not favorable.
A-19
●Load Rating and Life
Table 3.4 Machine application and requisite life (reference)
~4 4~12 12~30 30~60 60~
Machine application and requisite life (reference) L10h ×103 hServiceclassification
Machines used for shortperiods or used only occasionally
Short period or intermittentuse, but with high reliabilityrequirements
Machines not in constantuse, but used for longperiods
Fig. 3.2 Operating conditions factor according to operating temperature
300250200150100
1.0
0.8
0.6
0.4
0.2
Ope
ratin
g co
nditi
ons
fact
or
a3
Operating temperature ˚C
When a super heavy load is applied, harmful plasticdistortion could be produced on the contact surfaces ofthe rolling elements and raceway. The formulae fordetermining basic rating life (3.1, 3.2, and 3.6) do notapply if Pr exceeds either Cor (Basic static load rating) or0.5 Cr for radial bearings, or if Pa exceeds 0.5 Ca for thrustbearings.
3.4 Machine applications and requisite lifeWhen selecting a bearing, it is essential that the
requisite life of the bearing be established in relation tothe operating conditions. The requisite life of the bearingis usually determined by the type of machine in which thebearing will be used, and duration of service andoperational reliability requirements. A general guide tothese requisite life criteria is shown in Table 3.4. Whendetermining bearing size, the fatigue life of the bearing isan important factor; however, besides bearing life, thestrength and rigidity of the shaft and housing must also betaken into consideration.
3.5 Basic static load ratingWhen stationary rolling bearings are subjected to static
loads, they suffer from partial permanent deformation ofthe contact surfaces at the contact point between therolling elements and the raceway. The amount ofdeformity increases as the load increases, and if thisincrease in load exceeds certain limits, the subsequentsmooth operation of the bearings is impaired.
It has been found through experience that a permanentdeformity of 0.0001 times the diameter of the rollingelement, occurring at the most heavily stressed contactpoint between the raceway and the rolling elements, canbe tolerated without any impairment in running efficiency.
136
●Load Rating and Life
Table 3.5 Minimum safety factor values S0
2
1
0.5
3
1.5
1
Operating conditions
High rotational accuracy demand
Ballbearings
Rollerbearings
Normal rotating accuracy demand(Universal application)
Slight rotational accuracydeterioration permitted(Low speed, heavy loading, etc.)
Note 1: For spherical thrust roller bearings, min. S0 value=4.2: For shell needle roller bearings, min. S0 value=3.3: When vibration and/or shock loads are present, a load factor
based on the shock load needs to be included in the P0 max value.4: If a large axial load is applied to deep groove ball bearings or
angular ball bearings, the contact oval may exceed the raceway surface. For more information, please contact NTN Engineering.
The basic static load rating refers to a fixed static loadlimit at which a specified amount of permanentdeformation occurs. It applies to pure radial loads forradial bearings and to pure axial loads for thrust bearings.The maximum applied load values for contact stressoccurring at the rolling element and raceway contactpoints are given below.
Referred to as "basic static radial load rating" for radialbearings and "basic static axial load rating" for thrustbearings, basic static load rating is expressed as Cor orCoa respectively and is provided in the bearing dimensionstable.
3.6 Allowable static equivalent loadGenerally the static equivalent load which can be
permitted (See page A-25) is limited by the basic staticrating load as stated in Section 3.5. However, dependingon requirements regarding friction and smooth operation,these limits may be greater or lesser than the basic staticrating load.
A-20
This is generally determined by taking the safety factorSo given in Table 3.5 and formula (3.7) into account.
Bearing Snap ring groove Snap ring Abutment and fillet dimensions Mass4)numbers dimensions dimensions
mm mm mmsnap2) snap2)
kg
ring ring D1 a b ro D2 f da Da DX CY CZ ras rNas
groove max max min max max max min max3) max (approx.) max min max max (approx.)
●Deep Groove Ball Bearings
a
b
ro ro
f
φD2
rNa
CY
ra
φdaφDaφDXφdφD1 φD
B
rrN
r
CZ
With snap ringWith snap ring groove
0.1720.3450.6891.031.382.073.455.176.89
0.190.220.260.280.300.340.380.420.44
1 0 0.56
2.301.991.711.551.451.311.151.041.00
Fa
FreX Y X Y
≦efo・Fa
Cor
Fa
Fr>e
Dynamic equivalent radial loadPr=XFr+YFa
Static equivalent radial loadPor=0.6Fr+0.5Fa
When Por<Fr use Por=Fr
2)Sealed and shielded bearings are also available. 3)This dimension applies to sealed and shielded bearings. 4)Does not include bearings with snap rings.139
Note: 1. Chamfer dimensions on the back face of the inner and outer rings of the bearing are larger than maximum values for installation dimensions ras and r1as. 2. Bearing numbers marked "# " designate J-series bearings. The tolerances of these bearings is listed in Table 6.6 on page A-42.