深沟球轴承内部载荷序列与寿命计算
轴承寿命及推力计算3.16
轴承使用寿命计算通用轴承寿命计算：ε⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n L h 6010610 （1） h L 10——基本额定寿命（h ）C ——基本额定动载荷（N ）P ——当量动载荷（N ）N ——转速（r/min ，这里值暂取30）ε——寿命指数(球轴承取3，滚子轴承取10/3)其中当量载荷： P=X*Fr + Y*Fa （2）P 为当量动载荷Fr 轴承所受的径向载荷(N)Fa 轴承所受的轴向载荷(N)X 径向动载荷系数Y 轴向动载荷系数对悬臂轴承进行受力分析：上轴承6013-2Z 受到全部悬臂的重力以及径向力，下轴承6012-2Z 仅受到水平径向力。
根据力矩平衡，可以得出：对于6013-2Z ：Fa = (∑Gi*Li)/h = 6620NFr = ∑Gi =1190N对于6012-2Z ：：Fa = (∑Gi*Li)/h = 6620NFr = 0N(一)、轴承型号：GB/T 296 6013-2Z ，深沟球轴承，两侧间隙密封。
基本尺寸：基本额定静载荷：Cor = 24.8KN基本额定动载荷：Cr = 32KN查询工具书数值，带入公式计算，由Fa/Fr<e ，并根据Fa/Cor ，可以得到X 、Y 的值分别为1、0。
算出当量动载荷，带入公式： P=X*Fr + Y*Fa =0*1190+1*6620=6620Nε⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n L h 6010610=361066203200030*6010⎪⎭⎫ ⎝⎛=h L ≈62748h （二）轴承型号：GB/T 296 6012-2Z ，深沟球轴承，两侧间隙密封。
图同上。
基本额定静载荷：Cor = 24.2KN基本额定动载荷：Cr = 31.5KN查询工具书数值，带入公式计算，由Fa/Fr>e ，并根据Fa/Cor ，可以得到X 、Y 的值分别为1、0。
算出当量动载荷，带入公式：P=X*Fr + Y*Fa =0*0+1*6620=6620Nε⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n L h 6010610=361066203150030*6010⎪⎭⎫ ⎝⎛=h L ≈59852h 摩擦力矩的计算：M ≈μ(d/2)F ，深沟球轴承μ值（0.0015~0.003）6013-2Z ： M1=0.003*0.035*6620=0.6951NM6012-2Z ： M2=0.003*0.03*6620 =0.5958NMM=M1+M2=0.6951+0.5958=1.2909NM在2400mm ，和500mm 处，推动转臂所需的力为：0.54N 、2.6N机械手受力分析一、自重夹取若四爪平衡受力，则重力有四爪平均分配。
深沟球轴承基本额定动载荷表
深沟球轴承基本额定动载荷表深沟球轴承是一种常用的滚动轴承，广泛应用于各种机械设备中。
深沟球轴承的额定动载荷是指在标准的使用条件下，轴承在旋转时所能承受的最大动力。
额定动载荷的选择非常重要，能够确保轴承的长寿命和可靠性。
以下是深沟球轴承基本额定动载荷表的相关参考内容。
深沟球轴承基本额定动载荷表是根据国际标准ISO 281制定的，其中包括了各种尺寸的深沟球轴承的额定动载荷值。
表格中的数值是根据实验得出的，并且经过了多次验证和计算，能够较为准确地反映轴承的承载能力。
额定动载荷表的基本结构如下：表头：- 轴承型号：列出了各种型号的深沟球轴承，包括了尺寸和结构等信息。
- 额定动载荷(Cr)：指示了轴承额定动载荷的数值，单位为牛顿。
表格主体：- 主要包括外径（D）、内径（d）、宽度（B）、基本额定动载荷（Cr）以及其他补充信息的列。
- 外径（D）和内径（d）表示了轴承的尺寸大小，单位通常为毫米（mm）。
- 宽度（B）表示了轴承的厚度或长度，单位为毫米（mm）。
- 基本额定动载荷（Cr）是指在典型使用条件下，轴承所能承受的最大动力，单位为牛顿（N）。
- 其他补充信息列包括了静额定载荷（Cor）和参考速度等。
静额定载荷（Cor）是指轴承在静止时所能承受的最大负荷，单位为牛顿（N）。
参考速度是指轴承在标准条件下运转时的理论速度，在超过该速度后，轴承可能会出现故障。
单位为转/分钟（rpm）。
轴承额定动载荷表的内容不但包括了各种尺寸的深沟球轴承的额定动载荷数值，还提供了其他相应的参考数据，比如静额定载荷和参考速度等。
这些数据对于正确选择和使用轴承非常重要，能够确保机械设备的可靠性和稳定性。
总结起来，深沟球轴承基本额定动载荷表是根据国际标准ISO 281制定的，其中包括了各种尺寸的深沟球轴承的额定动载荷数值。
表格中的数据经过多次验证和计算，能够较为准确地反映轴承的承载能力。
选择和使用深沟球轴承时，参考额定动载荷表中的数据能够确保轴承的正确使用，延长轴承的使用寿命。
轴承设计寿命计算公式汇总
一、滚动轴承承载能力的一般说明滚动轴承的承载能力与轴承类型和尺寸有关。
相同外形尺寸下，滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.5～3倍。
向心类轴承主要用于承受径向载荷，推力类轴承主要用于承受轴向载荷。
角接触轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用，其轴向承载能力的大小随接触角α的增大而增大。
二、滚动轴承的寿命计算轴承的寿命与载荷间的关系可表示为下列公式：或式中：──基本额定寿命（106转）；──基本额定寿命（小时h）；C──基本额定动载荷，由轴承类型、尺寸查表获得；P──当量动载荷（N），根据所受径向力、轴向力合成计算；──温度系数，由表1查得；n──轴承工作转速（r/min）；──寿命指数（球轴承，滚子轴承）。
三、温度系数f t当滚动轴承工作温度高于120℃时，需引入温度系数（表1）表1 温度系数工作温度/℃<120 125 150 175 200 225 250 300f t 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.60四、当量动载荷当滚动轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时，当量载荷的基本计算公式为式中：P——当量动载荷，N；——径向载荷，N；——轴向载荷，N；X——径向动载荷系数；Y——轴向动载荷系数；——负荷系数五、载荷系数f p当轴承承受有冲击载荷时，当量动载荷计算时，引入载荷系数（表2）表2 冲击载荷系数f p载荷性质f p举例无冲击或轻微冲击 1.0～1.2 电机、汽轮机、通风机、水泵等中等冲击 1.2～1.8 车辆、机床、起重机、内燃机等强大冲击 1.8～3.0 破碎机、轧钢机、振动筛等六、动载荷系数X、Y表3 深沟球轴承的系数X、Y表4 角接触球轴承的系数X、Y表5 其它向心轴承的系数X、Y 表6 推力轴承的系数X、Y七、成对轴承所受轴向力计算公式：角接触球轴承：圆锥滚子轴承：式中e为判断系数，可由表4查出；Y应取表5中的数值。
●正排列：若则若则●反排列：若则若则八、成对轴承当量动载荷根据基本公式：式中：P——当量动载荷，N；——径向载荷，N；——轴向载荷，N；X——径向动载荷系数；Y——轴向动载荷系数；——负荷系数。
轴承寿命计算公式程序
轴承寿命计算公式程序在工程领域中，轴承是一种常见的机械零件，用于支撑和减少旋转摩擦。
轴承的寿命是指在一定条件下，轴承能够正常运转的时间，通常以小时或者圈数来表示。
轴承的寿命对于机械设备的性能和可靠性具有重要的影响。
因此，准确地计算轴承的寿命对于工程设计和维护具有重要意义。
轴承的寿命计算公式是根据轴承的负荷、转速、润滑方式等因素来确定的。
一般来说，轴承的寿命可以通过以下公式来计算：L = (C/P)^p。
其中，L为轴承的寿命（小时），C为基本额定动载荷（N），P为等效动载荷（N），p为指数。
在实际应用中，轴承的寿命计算还需要考虑到轴承的使用环境、润滑方式、轴承材料等因素。
因此，轴承的寿命计算公式程序需要考虑到这些因素的影响。
首先，基本额定动载荷（C）是指在轴承额定寿命（106次转动）内，轴承能够承受的最大动载荷。
它是由轴承制造商根据轴承的材料、几何形状等因素确定的。
基本额定动载荷是轴承寿命计算的重要参数，它直接影响到轴承的寿命。
其次，等效动载荷（P）是指在实际工作条件下，轴承承受的动载荷。
由于轴承在实际工作中可能同时承受径向载荷和轴向载荷，因此需要将这两种载荷转换为等效动载荷。
等效动载荷的计算需要考虑到轴承的载荷分布、工作条件等因素。
最后，指数（p）是根据轴承的类型、润滑方式等因素确定的。
不同类型的轴承具有不同的指数，它反映了轴承在不同工作条件下的寿命特性。
综上所述，轴承的寿命计算公式程序需要考虑到轴承的基本额定动载荷、等效动载荷和指数等因素。
通过合理地计算轴承的寿命，可以帮助工程师们选择合适的轴承类型和规格，从而提高机械设备的性能和可靠性。
除了轴承的寿命计算公式程序，轴承的寿命还受到许多其他因素的影响。
例如，轴承的润滑方式对于轴承的寿命具有重要影响。
合适的润滑方式可以减少轴承的摩擦和磨损，延长轴承的寿命。
此外，轴承的安装和维护也会影响轴承的寿命。
正确的安装和定期的维护可以减少轴承的故障率，延长轴承的使用寿命。
深沟球轴承极限轴向载荷计算与分析
深沟球 轴 承 是 最 具 代 表 性 的 滚 动 轴 承 ， 具 有 摩 擦 因数小 、 极 限转 速 高 、 结构简单 、 制造成本低、
制 造精 度 较高 等优 点 ， 主要 承 受 钢 球 中心形 成 的角 度 。 由 文献 ［ ３ ］ 可得极 限 轴 向载荷 为
ＭＡ Ｘ软 件进一步验证 了计算结 果 ， 同时总结 出深 沟球 轴承 的极 限轴 向载 荷与初 始径 向游 隙之 间 的变 化关 系 ， 从而 避免轴承在使用过程 中接触区超 出沟道产 生边 缘应力集 中， 为轴承设计提供 了参考 。
关键 词 ： 深沟球轴 承 ； Ｒ Ｏ ＭＡ Ｘ； 极 限轴 向载荷 ； 初 始游隙
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ：Ｔ ａ ｋ ｉ ｎ ｇ ｔ ｈ ｅ ｂ ｅ ａ ｉｎ ｒ ｇ Ｆ ＡＧ ６ ２１ ９ Ｃ ３ ａ ｓ ａ ｎ ｅ ｘ ａ ｍｐ ｌ ｅ， ｔ ｈ ｅ ｌ ｉ ｍｉ ｔ ａ ｘ ｉ ａ ｌ ｌ ｏ ａ ｄ ｆ ｏ ｒ ｄ ｅ ｅ ｐ ｇ ｒ ｏ ｏ ｖ ｅ ｂ ａ ｌ ｌ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ｉ ｓ ｔ ｈ ｅ ｏ ｒ ｅ ｔ ｉ — ｅ ａ ｌ ｌ ｙ ｃ ｌｃ ａ ｕ ｌ ａ ｔ ｅ ｄ ｂ ｙ Ｈｅ ａ ｚ ｔ ｈ ｅ ｏ ｒ ｙ ｆ ｏ ｒ ｍｕ ｌ ａ ．Ｔ ｈ ｅ ｃ ａ ｌ ｃ ｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｒ ｅ ｓ ｕ ｌ ｔ ｓ ｒｅ ａ ｖ ｅ ｉ ｒ ｆ ｉ ｅ ｄ ｂ ｙ ｓ ｏ ｆ ｔ ｗａ ｒ ｅ ＲＯＭＡＸ，ｔ ｈ ｅ ｒ ｅ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ｈ ｉ ｐ ｂ ｅ － ｔ ｗｅ ｅ ｎ ｌ ｉ ｍｉ ｔ ａ ｘ ｉ ａ ｌ ｌ ｏ ａ ｄ ａ ｎ ｄ ｉ ｎ ｉ ｔ ｉ ａ ｌ ｒ ａ ｄ ｉ ａ ｌ ｃ ｌ ｅ ａ ｒ ａ ｎ ｃ ｅ ｏｒ ｆ ｄ ｅ ｅ ｐ ｒｏ ｇ ｏ ｖ ｅ ｂ ｌｌ ａ ｂ ｅ ａ ｉ ｔ ｎ ｇ ｉ ｓ ｃ ｏ ｎ ｃ ｌ ｕ ｄ ｅ ｄ，ｔ ｈ ｕ ｓ ｔ ｏ ａ ｖ ｏ ｉ ｄ ｅ ｄ ｇ ｅ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｃ ｏ ｎ ｃ ｅ ｎ ｔ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｇ ｅ ｎ ｅ ｒ ａ ｔ ｅ ｄ ｂ ｙ ｃ ｏ ｎ ｔ ａ ｃ ｔ ｚ ｏ ｎ ｅ ｅ ｘ ｃ ｅ ｅ ｄ ｉ ｎ ｇ ｒ ａ ｃ ｅ ｗ ａ ｙ ｄ ｕ ｉ ｒ ｎ ｇ ｂ ｅ ａ ｉｎ ｔ ｇ ａ ｐ ｐ ｌ ｉ ｃ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ｐ ｒ ｏ ｖ ｉ ｄ ｅ ｒ ｅ ｆ ｅ ｒ ｅ ｎ ｃ ｅ ｓ ｏｒ ｆ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ
轴承设计寿命计算公式汇总
轴承设计寿命计算公式汇总
1.基本额定寿命计算公式：这是最常用的轴承寿命计算公式之一、其公式为：
L10=(C/P)^p
其中，L10为基本额定寿命（单位为小时），C为基本动态载荷（单位为牛顿），P为等效动载荷（单位为牛顿），p为寿命指数。
2.调整额定寿命计算公式：为了考虑实际工况下的不同负荷条件对轴承寿命的影响，可以采用调整额定寿命计算公式：
Lna = a1*a2*a3*a4*L10
其中，Lna为调整额定寿命，a1为轴承类型系数，a2为载荷系数，a3为调心系数，a4为润滑系数。
3.轴承磨损寿命计算公式：轴承在使用过程中会发生磨损，通过估算轴承磨损寿命可以预测轴承的使用寿命。
对于循环运动的轴承，其磨损寿命Lw可以通过以下公式计算：
Lw=Cw/F
其中，Cw为磨损因数，F为载荷。
4.疲劳寿命计算公式：轴承在高速、高负荷、长时间运行的情况下容易发生疲劳现象，疲劳寿命是指轴承在正常工作条件下能够承受的疲劳载荷循环数。
L10h=(10^6/(60*n))*((C/P)^p)
其中，L10h为疲劳寿命（单位为小时），n为转速。
5.温度因子计算公式：轴承在工作时会产生热量，可以通过计算温度因子来估算轴承的使用寿命。
温度因子aISO可以通过以下公式计算：aISO=a*〖10（ΔT/10）〗^b
其中，a、b为轴承类型参数，ΔT为温度变化。
以上是一些常用的轴承设计寿命计算公式汇总。
需要注意的是，不同类型的轴承有不同的设计寿命计算公式，具体应根据实际情况选择合适的计算方法。
此外，在进行寿命计算时还需要考虑轴承材料、润滑方式、工作温度等因素对轴承寿命的影响。
轴承设计寿命计算公式
一、滚动轴承承载能力的一般说明 滚动轴承的承载能力与轴承类型和尺寸有关。
相同外形尺寸下，滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.5～3倍。
向心类轴承主要用于承受径向载荷，推力类轴承主要用于承受轴向载荷。
角接触轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用，其轴向承载能力的大小随接触角α的增大而增大。
二、滚动轴承的寿命计算 轴承的寿命与载荷间的关系可表示为下列公式： 或 式中：──基本额定寿命（106转）；──基本额定寿命（小时h）；C──基本额定动载荷，由轴承类型、尺寸查表获得；P──当量动载荷（N），根据所受径向力、轴向力合成计算；──温度系数，由表1查得；n──轴承工作转速（r/min）；──寿命指数（球轴承，滚子轴承）。
三、温度系数f t 当滚动轴承工作温度高于120℃时，需引入温度系数（表1） 当滚动轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时，当量载荷的基本计算公式为式中：P——当量动载荷，N；——径向载荷，N；——轴向载荷，N；X——径向动载荷系数；Y——轴向动载荷系数；——负荷系数五、载荷系数f p 当轴承承受有冲击载荷时，当量动载荷计算时，引入载荷系数（表2）表2 冲击载荷系数f表3 深沟球轴承的系数X、Y表4 角接触球轴承的系数X、Y表5 其它向心轴承的系数X、Y表6 推力轴承的系数X、Y七、成对轴承所受轴向力 计算公式： 角接触球轴承： 圆锥滚子轴承：式中e为判断系数，可由表4查出；Y应取表5中的数值。
●正排列：若则 若 则 ●反排列：若则 若 则 八、成对轴承当量动载荷 根据基本公式：式中：P——当量动载荷，N；——径向载荷，N；——轴向载荷，N；X——径向动载荷系数；Y——轴向动载荷系数；——负荷系数。
九、修正额定寿命计算 对于要求不同的可靠度、特殊的轴承性能以及运转条件不属于正常情况下的轴承寿命计算时，可采用修正额定寿命计算公式：式中：──特殊的轴承性能、运转条件以及不同可靠度要求下的修正额定寿命（106转）；a1──可靠度的寿命修正系数；a2──特殊的轴承性能寿命修正系数；a3──运转条件的寿命修正系数。
深沟球轴承载荷计算
深沟球轴承载荷计算深沟球轴承是一种常用的机械元件，用于支撑旋转或往复运动的轴。
在进行深沟球轴承的载荷计算时，需要考虑到多个因素，包括静载荷、动载荷、轴向载荷以及其他特殊情况下的载荷。
首先，我们来看一下静载荷。
静载荷是指在轴不转动的情况下，轴承所能承受的最大力。
可以通过以下公式计算轴承的基本动载荷额定值Cr（也称为基本静载荷）来确定静载荷：Cr = k × P其中，Cr为基本静载荷，k为调整系数，P为等效轴向荷载。
调整系数k根据轴承的类型和使用条件的不同而异。
接下来是动载荷的计算。
动载荷是指轴承在旋转运动过程中承受的力。
根据轴承的类型和使用条件，可以根据以下公式计算出动载荷的等效轴向荷载Pr：Pr = X × Fr + Y × Fa其中，X和Y为调整系数，Fr为径向力，Fa为轴向力。
这个公式适用于一般情况下的深沟球轴承。
若对于特殊情况，如在高速旋转时，可以采用修正的载荷公式：Pr = X × Fr + Y × Fa + Z × Fv其中，Z为调整系数，Fv为惯性力引起的附加轴向力。
上述公式可以用于计算在不同载荷情况下的深沟球轴承的载荷，并根据实际工况和使用条件进行调整。
除了静载荷和动载荷，还需要考虑轴向载荷。
轴向载荷是指施加在轴承轴线上的力。
当轴承承受径向力和轴向力时，就需要计算轴向载荷。
轴向载荷的计算方式类似于动载荷的计算方式，根据不同的轴向力和径向力，使用不同的调整系数进行计算。
最后，还需要注意轴承的使用条件和工作环境。
例如，在高温、高速或者恶劣的环境下，轴承需要承受更大的载荷。
此外，还需要根据轴承的寿命和安全系数等要求进行选取。
在进行深沟球轴承的载荷计算时，可以使用计算软件、手册中提供的公式或者咨询专业的轴承制造商，以确保计算准确并符合使用条件。
此外，还需要进行周期性的维护和保养，以延长轴承的寿命和安全使用。
总结起来，深沟球轴承的载荷计算是一项重要而复杂的工作，需要考虑多个因素。
深沟球轴承的寿命计算
(4)
CL ：颗粒污染参数 ；Pu ：疲劳负荷限值 ；P ：当
量动载荷 ；K ：润滑剂效果参数 ；
式中 K 值有两种计算方法 ： 膜参数 :
与 其中油
表达式中，并根据 Λ=1.5 确定出 AISO 表达式中的系 数和指数，得到 ：
＝ 5.34708 修正基本额定寿命 ：L10M=A1AISOL10=1×5.34708 ×L10=5.34708 L10 可以看到两种不同的寿命计算法得到的结果相差 很多，修正基本额定寿命的计算结果更接近实际寿命。 这是因为随着轴承材料质量的不断改进和制造水平的
承，式中 P 取纯径向载荷，C 为基本额定动载荷。轴
承的实际寿命不仅受型式、尺寸的影响，其内部设计、 2 实例计算
材料批差、加工方法、使用方法、润滑方式等都会对
某设备中根据使用要求选用了深沟球轴承 6206 ：
寿命产生影响。随着轴承钢纯净度的提高以及加工方 基本额定动载荷 C ：19.4kN ；径向载荷 P ：2kN ；疲
（2）
式中：Lna：可靠度为（100-n）% 时修正疲劳寿命；
a1: 可靠度 - 寿命修正系数 ；a2: 轴承性能 - 寿命修正
系数 ；a3: 运转条件 - 寿命修正系数 [1]。根据 L-P 理论
和修正额定寿命计算方法，不论外加载荷是多大，滚
受力情况和寿命要求来计算确定轴承型号 ；或根据使 动轴承的疲劳寿命总是有限的。然而在某些应用场合，
1 轴承寿命计算方法
的影响。考虑到 L-P 理论的局限性，Loannides-Harris
工作中的轴承最终会损坏。轴承寿命的离散性很 提出了寿命公式的另一种形式 ：
大，讨论寿命时必须以一批轴承为对象。大多使用基
深沟球轴承设计计算
深沟球轴承设计计算Ⅰ.编制说明:1.沟道曲率半径必需知足Rimax<,Remax<,且Rimax<Remin,取单向加公差。
2.外圈沟道直径De的名义尺寸一概加上轴承大体组径向游隙的平均值,即De=di+2Dw+U,U=(Umin+Umax)/2(见附表3),以提高装配率。
Ⅱ.适用范围:1.密封深沟球和带防尘盖深沟球轴承设计纳入本设计方式.适用于100,200,300系列轴承外径30~180mm的带单面或双面密封的接触式、非接触式密封深沟球轴承和带防尘盖的深沟球轴承.2.密封设计之外圈带密封槽、内圈光挡边的接触式密封球轴承为基础,非接触式密封球轴承的代号,在接触式密封球轴承代号后加:K,以资区别.例:180204表示接触式密封球轴承,180204K表示非接触式密封球轴承.Ⅲ.引用标准:1. GB/T 276-1994 转动轴承深沟球轴承外形尺寸2. GB/T 274-2000 滚动轴承倒角尺寸最大值3. GB/T 7811—1999 转动轴承参数符号4. GB/T 转动轴承向心轴承公差5. GB/T 308-2002 转动轴承钢球6. GB/T 6391-1995 转动轴承额定动载荷和额定寿命7. GB/T 7811-1999 转动轴承参数符号8. JB/T 10239-2001 滚动轴承深沟球轴承卷边防尘盖技术条件9. JB/T 10239-2001 滚动轴承零件冲压保持架技术条件10. CSBTS 滚动轴承零件深沟和角接触球轴承套圈公差11. CSBTS 深沟和角接触球轴承套圈沟形公差12. CSBTS 深沟及角接触球轴承套圈沟道圆形偏差设计轴承型号：6020一. 轴承的大体(外形)尺寸的肯定依据型号算d,查GB(GB 276-1994,GB 274-2000) 可知D、B、r1.轴承公称内径d=(mm)2.轴承公称外径D=(mm)3.轴承公称宽度T=(mm)4.轴承单向最小倒角rsmin=(mm)二、转动体直径的设计1.钢球直径Dw按下式计算:Dw=Kw (D-d)Kw分档取值见表1,Dw的取值精度为.计算出Dw后,应从表2当选取接近计算值的标准钢球尺寸.表1 Kw值直径系列d(mm)100200300400 d≤35~~~~35＜d≤120~~~~20＜d≤240~~~~标准钢球直径Dw mm 见GB/T 308-2002 转动轴承钢球2.钢球与维持架中心圆直径DwpDwp= (D+d) Dwp的取值精度为3.球数 Z:Z=DwpDw/sin21Φ+1表2 Φ角限制条件(上限) 直径系列100200300400Φ不大于195°194°193°192°4.实取填球角Φ:Φ=2(Z-1)Sin-1(Dw/Dwp)三.套圈的设计1.沟道曲率半径R(Ri,Re)内圈沟道曲率半径Ri=fi Dw外圈沟道曲率半径Re=fe Dw内圈沟道曲率系数 fi≈外圈沟道曲率系数 fe≈表3 Ri及Re的公差 mmDw超过-6101824304050到610182*********公差2.沟道直径di,De内圈沟道径di=Dwp-Dw外圈沟道径De=di+2Dw+u式中大体组径向游隙平均值u=(umin+umax)/2 按GB4604-84 规定附表3 圆柱孔深沟球轴承大体组径向游隙值μmDw 超过261018243040506580100120140160180到61018243040506580100120140160180200umin2235566810121518182025 umax131318202020232830364148536171表4 di与De的公差 mmd 超过—3080120180250315到3080120180250315500di及De的公差±±±±±±±3.沟位置 a(取值精度: a=B/2内圈沟位置ai与外圈沟位置ae取相同值,即ai=ae=a表5 a的公差 mmd 超过—1018305080120180250315400到1018305080120180250315400500a的公差±±±±±±±±±±±4.套圈档边直径d2,D2(取值精度:内圈档边直径d2= d2=di+Kd Dw外圈档边直径D2= D2=De-Kd Dw表6 Kd 值直径系列*100*200,300400Kd d≤25 d>25*100,200系列轴承,当D<32mm,采用带爪维持架时,Kd可取小到表7 非引导挡边与引导挡边公差 mmd2,D2超过1018305080120180250315400到18305080120180250315400500非引导挡边公差d2 d2引导挡边公差d2 d25.装配倒角r及非装配倒角r3,r8的尺寸及其公差,按照最单向倒角rsmin的尺寸按附表6选取.6.标志,标志尺寸(取值精度轴承通常在外圈端面上标志,内圈不标志.为区分基准面,可在内圈非基准端面上标志””或”-”等标识符号,以资区别.标志面有效宽度hwhw=2max)82max2()max2(rDrsD+--径标志中心圆直径DkDk=2max)82max2()max2(rDrsD++-径对400系列轴承式中r8改成r3标志字体高按照hw按表8选取,同一内径和尺寸系列的轴承,标志中心圆直径与字体高应一致.表8 标志标准字体高 mm标志中心圆直径Dk标志面有效宽度hw超过—305080120150200超过到到305080120150200—11——11—311—37—22—710———233 10————3344三.浪形维持架的设计 1. 维持架钢板厚度S(取值精度S=S(Dw) 计算出S 后,按表10选用最接近计算值的标准厚度. 表9 S(Dw) 值直径系列 100 200 300 400Dw(mm) 4<Dw ≤354<Dw ≤455<Dw ≤45 45<Dw ≤55S(Dw)225.1174.3+Dw5.03.6-Dw5.05.8-Dw+ 5.05.8-Dw+ 表10 浪形维持架用冷轧钢板的标准厚度 mm※※ 1 2 3※ 为非优先选用钢板厚度 2. 维持架宽度Bc(取值精度 Bc=Kc Dw表11 Kc 值直径系列100 200,300,400Kc注:考虑到维持架碰套及套料问题,个别小型号轴承的KC 值可适当减小.3. 维持架内径Dc1及外径Dc (取值精度 Dc1=Dcp-Bc, Dc=Dcp+Bc 式中:Dcp=Dwp 表12Dcp,的公差 mmDc1 Dc Dcp 超过10 18 30 50 80 120 180 250 到18 30 50 80 120 180 250 315 公差±±± ±±±± ±Dcp±±4. 维持架兜窝的深度K(取值精度 K=+εc表13 εc 值、Rc 、K 的公差 mmDw 超过 — 6 10 14 18 24 32 40 50 到61014182432405060Rc 、K 的公差 εc 值5. 维持架球兜内球面半径Rc(取值精度Rc=Kmax 若工艺条件允许,也可制造圆形兜孔Rc=K.按上式试算得的维持架尺寸Bc,Rc,K 值必然使维持架在轴承内产生径向窜动,其径向窜动量ε可按下式计算(ε及表14的εmax 、εmin 仅供复核参考) ε= sin cos -1DwK Rc Rc BcRc )285.0sin cos (21+-- 计算εmax 时,Rc,K 取最大值;计算εmin 是,Rc,K 取最小值;而Dw,Bc 用公称尺寸.计算得的εmin 及εmax 不得超过表14的规定.表14 维持架径向窜动量ε mmDw超过 — 6 10 14 18 24 32 40 50 到61014182432405060εmin εmax 1 2如超出εmax 时,可适当减小K,Rc,但减小后应知足 2K ≥Dw+εc必需保证维持架不与套圈碰套,验算时应考虑:2max 2min 1d Dc ->2maxε+ε1 2max min 2Dc D ->2maxε+ε1 维持架与内,外圈档边之间的间隙当Dw ≤10mm 时, ε1≥ 当Dw>10mm 时, ε1≥6. 相邻两球兜(或铆钉孔)中间距离C(取值精度,公差± C=Dcp sinZ︒180 7. 兜孔中心与相邻铆钉孔中心间距离C1(取值精度,公差± C1=Dcp sinZ︒90 8. 维持架兜孔之间的平面与球兜必需圆角相交,圆角半径rc 应尽可能取大,可是为了便于铆合维持架,在维持架铆钉大头的周围必需保证宽度不小于的平面,因此,圆角rc 应知足: rc ≤ Dcp sinZ ︒90-(2Dw +S)cos sin -1S Dw S +5.0 -2Dw– 9. 浪形维持架用半圆头铆钉的选取: 半圆头铆钉尺寸及公差按表15选取表15 浪形维持架用半圆头铆钉尺寸及公差 mm铆钉杆直径dm 公称尺寸1234 5公差 ± ±±铆钉头直径Dm公称尺寸48公差最小杆端直径d1min5有效杆长l 123457铆钉头高度H公称尺寸24公差±±铆钉头对杆中心线同轴度半圆铆钉头半径SR24rmax铆钉孔直径tc公称尺寸12345公差两半保持架钢板厚2S 12 2 23 3 34 4567 铆钉杆长度L公称尺寸49 11 11 15公差注:铆钉杆长度允许各生产厂按照铆钉杆材料硬软情况适当加以调整.四.深沟球轴承零件质量计算1.外圈质量We=γ╳Ve╳10-6(kg)10-6(kg) γ-材料密度(下同)Ve==(D2-D22) Re2+(若γ=cm3) 尺寸代号见图01,对400系列,r8改成r3.2.内圈质量Wi=γ╳Vi╳10-6(kg)Vi==(d22-d2) Ri2+(若γ=cm3) 尺寸代号见图02,对400系列,r8改成r3.3.浪形维持架质量半维持架质量Wc=[Dcp+ Z (Rc+S/2)](Dc-Dc1)S╳10-6(kg) (若γ=cm3) 尺寸代号见图074.钢球质量Ww=(πDw3γ)/6若材料密度γ= g/cm3则Ww=╳10-6╳(πDw3 )/6=╳10-6╳Dw3 (kg)5.铆钉质量Wm=γ╳10-6{πH2(3SR-H)/3+π[d12(L-e)+dm2 e]/4}若γ=cm3则Wm=╳10-6{H2(3SR-H)/3+[d12(L-e)+dm2 e]/4} (kg)尺寸代号见图09五.深沟球轴承产品图的绘制轴承产品装配图及零件图应按轴承专业标准JB/CQ107-88,”转动轴承产品图样格式”的规定绘制.六.密封深沟球轴承优化设计密封深沟球轴承系深沟球轴承(开式)的变型产品,其主要的不同点在于带有密封圈(分为接触试和非接触试两种),因此在外圈上要设置密封槽,并相应提高相关尺寸形位的技术要求,其余则完全与深沟球轴承(开式)相同.轴承套圈上不标志,在密封圈外侧面模压标志.1.外圈设计除密封槽尺寸,挡边直径D2公差和沟位置ae公差外,其余尺寸与深沟球尺寸完全相同.1)外圈挡边直径D2 (取值精度,公差按表16)表16 mmD2超过—305080120到305080120180 D2公差2)外圈密封槽顶宽b1 按表17选取(公差±表17 mmD超过—305080120到305080120180 b1公差13)外圈密封槽位置b 按表18选取后用下式计算(取值精度,公差按表18)b=b1+SH+δm1+δm2SH:密封圈骨架钢板厚度;δm1:密封圈胶面到轴承端面距离; δm2:密封圈骨架挂胶厚度参数;表18 mmD 超过—305080120到305080120180SH取值δm1取值δm2取值b公差4)外圈密封槽止口直径D3(取值精度,公差按表19) D3=D2+2δm2+ε+SH表19 mmD超过—305080120到305080120180ε取值11D3公差±±±±±5)外圈密封槽底直径D4(取值精度,公差同D3) D4=D3+6)外圈密封槽压坡角αα=45°,当止口厚度H≥时(H=b-b1-(D4-D3)/2) α=30°,当止口厚度H<时(使H=7) 密封槽顶圆弧半径R1按表20选取表20 mmD超过—80120到80120180 R1取值8)外圈沟位置尺寸ae对两头面的对称度按表21肯定表21 mmD 超过—305080120到305080120180ae,ai对两端面的对称度±±±±±2.内圈设计除内圈沟位置尺寸ai和内圈挡边直径d2公差外,其余各部尺寸与深沟球轴承完全相同.接触试、非接触试密封轴承的内圈相同.1)内圈沟位置尺寸ai对两头面的对称度与同型号外圈ae的对称度相同,见表21.2)内圈挡边直径d2(公差按表22)表22 mmd超过—18305080到183******** d2的公差3.密封圈设计除接触唇部尺寸外,接触式和非接触试各部尺寸相同.1) 密封圈外径Dm1(取值精度,公差按表23)Dm1=D4+δm3δm3:密封圈外径紧缩量,按表23选取表23 mmD 超过—305080120到305080120180δm3取值Dm1的公差±±±±±2)密封圈装配引导直径Dm2(取值精度,公差按表24)Dm2=表24 mmD 超过—305080120到305080120180Dm2的公差3)密封圈骨架定位直径Dm3(取值精度,公差同Dm1) Dm3=D2-SH4)密封圈肩部直径Dm4(取值精度,公差同Dm2)Dm4=Dm3+2(SH+δm2)5)密封圈装配减压槽圆弧半径Rm1 按表25选取表25 mmD超过—305080120到305080120180 Rm1值6)密封圈台肩圆弧半径Rm2: Rm2≤7)密封圈总厚度Bm1(取值精度,公差按表26) Bm1=b1+SH+δm2表26 mmD超过—305080120到305080120180 Bm1公差8)密封圈外径唇部厚度Bm2(公差按表18中的b的公差值,但取负号) Bm2=b19)密封圈外径唇顶厚度Bm3(取值精度,公差+Bm3=Bm2/210)密封圈骨架挂胶厚度Bm4Bm4=δm211)密封圈内径处唇厚Bm5(取值精度,公差同Bm1)a. 当Δ≥时,Bm5=Bm1Δ=Xm-XB=(B/2-Bm1-δm1)- 22)23()(Dwp dm Bs Bk --+ 式中Bk=K(维持架兜孔深),Bs=S(维持架钢板厚) dm3=d2+2 Bm5/3+ε1(ε1 按表27选取)b. 当Δ<时Bm5= B/2 -δm1- 22)23()(Dwp dm Bs Bk --+ 表27mmd超过 — 18 30 50 80 到18305080120ε1取值12) 密封圈内径处内唇,外唇尺寸Bm6,Bm7(取值精度,公差按表28) Bm6=Bm7=Bm5/3表28 mmd超过 — 18 30 50 80 到18305080120Bm6,Bm7公差13)密封圈内径dm1(取值精度,公差按表29) dm1=d2++δm4 δm4:密封间隙参数 表29 mm d超过 — 18 30 50 80 到18305080120δm4取值 dm1公差14)密封圈内径处减压槽直径dm2(取值精度,公差同dm1) dm2=dm1+(2×Bm5)/315)密封圈内径处润滑脂引导斜坡直径dm3(取值精度,公差按表30) dm3=dm2+δm5δm5:润滑脂引导斜坡直径参数表30 mmd 超过—18305080到183********δm5取值dm3公差±±±±±16)密封圈内径处润滑脂引导斜坡角度β(公差±1°)β=45°17)标志、标志尺寸(取值精度密封轴承通常在密封圈上以模塑方式标志,并在密封圈模压成型时一次完成.标志中心圆直径DkDk=(Dm4+dm1)/2标志面宽度hwhw=(Dm4-dm1)/2标志字高可参考表8规定作适当放大.18)接触式密封轴承接触唇内径dm4(取值精度,公差按表31,dm4=d2/(1+k) k:接触唇紧缩量参数)表31 mmd超过—18305080到183******** k值dm4公差19)密封圈接触唇减压圆弧半径Rm3(取值精度Rm3=(dm2-dm4)/84.密封圈骨架密封圈钢骨架采用08或10钢板制造,其厚度公差按GB708较高级精度肯定.1)骨架定位尺寸DH(取值精度,公差同Dm1)DH=Dm32)钢骨架板厚SH(按表32选取)表32 mmD超过—305080120到305080120180 SH值SH公差3)钢骨架总厚度尺寸H(公差±H=2 SH3)钢骨架内径尺寸dH(取值精度,公差按表33)dH=dm2+δm6δm6:骨架内径胶厚参数表33 mmd超过—18305080到183********δm6取值2dH公差5.带防尘盖深沟球轴承系深沟球轴承另一种变型,其与密封深沟球轴承的不同处在于以防尘盖置换了密封圈,因此其外圆、内圈、维持架和钢球均与相应的密封深沟球轴承相同.1)防尘盖外径尺寸DF(取值精度,公差按表34)DF=D3-δF表34 mmD超过—305080120到305080120180 DF公差δF取值2)防尘盖内径尺寸dF(取值精度,公差按表35)dF=d2++δm4(δm4按表29选取)表35 mmd超过—18305080到183******** dF公差3)防尘盖钢板厚SF,按表36选取表36 mmD超过—5080120到5080120180 SF取值SF公差4)防尘盖卷边圆弧半径RF(取值精度RF=3 b1/4-SFb1按表17选取5)防尘盖卷边处宽度BF(取值精度,公差BF=6)防尘盖尺寸BF1(取值精度,公差±BF1=b-SF-δm17)防尘盖翻边尺寸BF2(取值精度,公差±BF2= SF8)防尘盖尺寸DF1(取值精度,公差±DF1=DF-4(RF+SF)9)防尘盖尺寸DF2(取值精度,公差±DF2=D2-2 SF10)防尘盖尺寸DF3(取值精度,公差±DF3=DF2-2 BF111)防尘盖卷边圆周等分开槽数NF(取值精度NF=πDF/16 计算后按奇数圆整.12)防尘盖卷边圆周等分开槽宽度hFhF=4SF13)防尘盖卷边圆周等分开槽角度αF(公差±1°)αF=360°/NF14)防尘盖卷边圆周等分开槽圆弧半径RF1RF1=hF/2七．额定动载荷和额定静负荷按GB/T 6391-1995 滚动轴承额定动载荷和额定寿命 GB/T 4662-1993 滚动轴承额定静负荷1．径向大体额定动载荷轴承的大体额定动载荷Cr为：若Dw≤ mm Cr=fc Z 2/(N)若Dw> mm Cr= Z2/ (N)附表2 深沟球轴承的fc系数Dw/Dwp fc Dw/Dwp fc Dw/Dwp fc565950注：对于Dw/Dwp的中间值，其fc值可由线形内插值法求得。
深沟球轴承的径向动载荷系数x和轴向动载荷系数y
深沟球轴承的径向动载荷系数x和轴向动载荷系数y深沟球轴承是一种常用的机械元件，它能够承受径向和轴向动载荷，在各种工业领域中被广泛应用。
在使用深沟球轴承时，了解径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y的概念和特性非常重要。
首先，我们来了解径向动载荷系数X。
径向动载荷系数X是深沟球轴承在受到径向载荷时，实际承受力与理论计算力之间的比值。
它可以用于评估轴承在承受径向力时的性能和稳定性。
一般来说，径向动载荷系数X越大，说明轴承在承受径向载荷时的性能越好，能够更好地分担载荷，提高轴承寿命。
接下来，我们来了解轴向动载荷系数Y。
轴向动载荷系数Y是深沟球轴承在受到轴向载荷时，实际承受力与理论计算力之间的比值。
它可以用于评估轴承在承受轴向力时的性能和稳定性。
与径向动载荷系数X类似，轴向动载荷系数Y越大，说明轴承在承受轴向载荷时的性能越好，能够更好地分担载荷，提高轴承寿命。
那么，如何确定深沟球轴承的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y呢？一般来说，厂家会提供轴承的额定动载荷和额定最大静载荷，通过计算可得到X和Y的值。
当然，也可以根据轴承的使用条件和承受的载荷类型来选择合适的X和Y的值。
在实际应用中，深沟球轴承的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y的选择非常重要。
合理选择X和Y的值可以保证轴承在工作过程中的性能稳定，延长轴承的使用寿命。
如果选择不当，可能会导致轴承受力不均匀，加剧磨损，甚至损坏轴承。
因此，在使用深沟球轴承时，我们应该根据实际情况综合考虑，选择合适的X和Y的值。
总之，深沟球轴承的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y是评估轴承性能和稳定性的重要参数。
合理选择X和Y的值能够保证轴承的正常工作，延长使用寿命。
我们在使用深沟球轴承时，应该重视这些参数的选择，并根据实际情况进行合理调整。
只有这样，才能充分发挥深沟球轴承的优势，为我们的工程提供更可靠的支持。
深沟球轴承阶次计算
深沟球轴承阶次计算
深沟球轴承是一种常见的轴承类型，广泛应用于各种机械设备中。
在工程设计中，对于深沟球轴承的阶次计算是非常重要的，因
为它可以帮助工程师确定轴承的使用寿命和性能。
深沟球轴承的阶次计算涉及到轴承的负载、转速、尺寸和材料
等多个因素。
其中，最常见的阶次计算包括，疲劳寿命计算、额定
寿命计算和轴承寿命调整等。
疲劳寿命计算是指根据轴承的负载、转速和材料等参数，通过
疲劳寿命公式计算轴承的理论寿命。
这个计算可以帮助工程师评估
轴承在设计寿命内是否能够承受预期的工作负荷，从而选择合适的
轴承型号。
额定寿命计算是指根据ISO标准，通过轴承的负载和转速等参数，计算出轴承的额定寿命。
额定寿命是指在标准条件下，轴承达
到90%以上的可靠性的寿命。
这个计算可以帮助工程师评估轴承的
使用寿命，从而确定轴承的更换周期。
轴承寿命调整是指在实际工作条件下，考虑到轴承的使用环境、
润滑方式、安装方式等因素，对额定寿命进行修正的计算方法。
这个计算可以帮助工程师更准确地评估轴承的寿命，从而制定更合理的维护计划。
总的来说，深沟球轴承的阶次计算是一个复杂的工程问题，需要综合考虑多个因素。
通过合理的计算和分析，可以帮助工程师选择合适的轴承型号，确保设备的可靠运行和延长轴承的使用寿命。
深沟球轴承寿命的计算
FAa=0
FBa=FA
2、当量动载荷P计算：
（1）、X、Y系数确定： 比较各轴承的Fa/Fr与e值，查表确定X、Y
值。 （2）计算PA、PB的值：
（3）考虑轴承实际工作时可能收到冲击及振 动的影响，故实际计算时，轴承的当量动载 荷P应为：
式中fp为载荷系数，由表可查得。
3、轴承寿命计算：
将 （PA、PB）较大值带入轴承寿命计 算公式中计算轴上轴承寿命。
例: 已知一轴其两端轴颈的直径均为d=35mm，轴
的转速为n=3000r/min，整个轴承所受载荷为：
FA=2100N，FR=3500N，方向如图；已知，a=100mm， b=200mm，c=150mm。轴承在运转中受到轻微冲击，
使用温度正常，预期使用寿命是[Lh]=2000h，初选 深沟球轴承6307， C＝33.40 kN，c0＝19.20 kN试 校核此轴承是否适用。
谢谢！
深沟球轴承寿命的计算
深沟球轴承概述： 深沟球轴承是滚动轴承中最为普通的一种类 型。基本型的深沟球轴承由一个外圈，一个 内圈、一组钢球和一组保持架构成。 其结 构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最 广泛的一类轴承。如下图所示：
二、滚动轴承寿命计算： ㈠、计算公式：
ε是轴承的寿命指数，对于球轴 承 ε=3。
㈡、深沟球轴承寿命计算步骤： 1、轴承上径ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ载荷Fr和轴向载荷Fa 计算: （1）径向载荷Fr计算：
计算方法： 应用求梁的支反力方法利用力平衡方程 式求解径向力。
求解方法： ∑mA=0,可求得FBr ，∑mB=0,可求得FAr 。
（2）轴承轴向力FAa和FBa的计算： 轴 向力FA由它指向的轴承承受，如下图：
程序运行
深沟球轴承额定载荷
深沟球轴承额定载荷深沟球轴承是一种常用的滚动轴承，具有承载能力强、转速高、摩擦系数小等优点，广泛应用于机械设备中。
额定载荷是深沟球轴承的重要参数之一，它代表了轴承在设计寿命内所能承受的最大静载荷或动载荷。
本文将围绕深沟球轴承额定载荷展开讨论。
我们来了解一下深沟球轴承的结构特点。
深沟球轴承由内圈、外圈、钢球和保持架组成。
内外圈为圆筒形，内圈与外圈之间的间隙称为游隙，游隙的大小会影响轴承的工作性能。
钢球在内外圈之间滚动，通过分担载荷来实现轴承的工作。
保持架则起到固定钢球的作用，使其保持均匀分布。
深沟球轴承的额定载荷是指在标准条件下，轴承在设计寿命内所能承受的最大静载荷或动载荷。
额定载荷分为径向额定载荷和轴向额定载荷两种。
径向额定载荷是指垂直于轴承轴线方向的力，轴向额定载荷是指与轴承轴线平行的力。
两者的组合形成了轴承的总额定载荷。
深沟球轴承的额定载荷与其尺寸、材料、制造工艺等因素有关。
一般来说，额定载荷越大，轴承的承载能力就越强。
额定载荷的计算是根据轴承的寿命要求和可靠性要求进行的。
在实际应用中，根据工作环境和工作条件的不同，选择合适的额定载荷是非常重要的。
在轴承的设计和选择过程中，需要考虑到轴承的额定载荷以及工作载荷之间的关系。
如果工作载荷大于额定载荷，轴承可能会发生过载现象，导致轴承的损坏或寿命缩短。
因此，在实际应用中，需要根据工作条件确定合适的额定载荷，并进行合理的轴承选型。
还需要注意的是，深沟球轴承的额定载荷是在标准条件下确定的，实际工作条件可能会有所不同。
例如，工作温度、润滑状态、工作速度等因素都会对轴承的载荷产生影响。
因此，在实际应用中，需要根据实际工况进行合理的修正，以确保轴承能够正常工作。
深沟球轴承的额定载荷是轴承设计和选择中的重要参数，它代表了轴承在设计寿命内所能承受的最大静载荷或动载荷。
正确选择合适的额定载荷对于轴承的使用寿命和工作性能具有重要意义。
在实际应用中，需要根据工作条件和环境要求进行合理的轴承选型，以确保轴承能够正常工作，并具有较长的使用寿命。
轴承寿命计算公式
轴承寿命计算公式背景介绍轴承是机械设备中常用的零部件之一，它承受着旋转运动的负载，所以轴承的寿命对于机械设备的正常运转至关重要。
轴承寿命的计算公式是轴承设计和使用过程中的重要依据，它可以帮助工程师和用户了解轴承在不同工况下的寿命表现，并进行合理的选择和使用。
轴承寿命的影响因素轴承寿命受到多种因素的影响，包括负载、转速、润滑方式、工作温度等。
在进行轴承寿命计算时，需要考虑到这些因素的综合影响，确保计算结果的准确性。
轴承寿命计算公式简介轴承寿命计算公式的基本形式为L = (C/P)^p，其中L表示轴承的寿命，C表示基本额定动载荷，P表示等效动载荷，p表示轴承的L10寿命系数。
基本额定动载荷基本额定动载荷是指在轴承设计时，根据标准化试验条件下，轴承允许的最大动载荷。
它通常由制造商提供，并且与轴承的型号和尺寸有关。
等效动载荷等效动载荷是指在实际工况下的轴承负载，它是基于实际负载和一组修正因素计算得出的一个数值。
等效动载荷考虑到了轴承在不同方向上的负载以及负载的变化情况。
L10寿命系数L10寿命系数是根据统计学原理和实验数据推导得出的一个系数，它表示在相同工况下，90%的轴承能够运转到超过该寿命的寿命。
L10寿命系数可以根据轴承的类型、尺寸和工况条件来确定。
轴承寿命计算公式的应用轴承寿命计算公式广泛应用于轴承选择、设计和使用过程中。
通过计算公式可以得到轴承的寿命，从而进行合理的轴承选择和工程设计。
对于机械设备的用户来说，轴承寿命计算公式可以帮助他们了解设备寿命，及时进行维修和更换，减少停机时间和维修成本。
使用示例假设某机械设备的基本额定动载荷为10000N，等效动载荷为8000N，L10寿命系数为1.5。
则根据轴承寿命计算公式，可以计算出轴承的寿命为：L = (10000/8000)^1.5 = 1.32^1.5 = 2.14 × 10^7 个循环总结轴承寿命计算公式是轴承设计和使用中的重要工具，它可以帮助工程师和用户了解轴承的寿命表现，并选择合适的轴承。
轴承的寿命校核
.轴承的寿命校核计算工程及过程结果轴上轴承的寿命计算预期寿命：L h'2 8360 2 11520h查机械设计手册可知深沟球轴承6007的根本额定动载荷1.求两轴蒙遇到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系零件遇到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。
F 轴N1134 0NF 轴N2134 0NF轴S1N 由Ⅰ轴强度计算时可知：F轴S2NF r 1134022F r 21340221425.998N不存在轴向力122.求轴担当量动载荷P和PX因轴承运行中有中等冲击载荷，按课本表13-6，fp=1.2~1.8,取fp=1.5. 那么p 1f p XFr1Np 2f p XF r23.验算轴承寿命由于P1=P2，因此按轴承的受力大小验算LN106C106(16200)3hL h60n1p160970L h2=106(f t c)103106(16200103>L h' 60n P260970故I轴上的两个轴承知足要求。
II 轴上轴承的寿命计算预期寿命：L'h2360211520hF2a,n/min，F r1FNV21FNH2122NF r2FNV22FNH2221/3'..F s F r/2Y，圆锥滚子轴承30308，查表手册适当F r/2Y e时，，；当F r/2Y e时，X=1，Y=0，此中e0.35,C r90800N,C0r108000N。
F s1F r1/2Y1854.12，F s2F r2/2Y6903.34N2“压紧〞“放松〞鉴别：Fs1F2a F s2压紧放松故F a2Fs2F2a N，Fa1F s2。
计算当量载荷：Fa1e，那么，。
Fr1那么有P 1f p(XFr1YF a1)1854.122157.30)NFa2e那么，。
Fr2故P 2f p(XFr2YFa2)(6903.342157.30)6428.75N验算轴承：取ft1，圆锥滚子轴承1，3106(f t110690801L10h1)36)3106hL'h 60np2106(f t1106908001105hL'h L10h2)36)360np1故II 轴上的两个轴承知足要求。
深沟球轴承载荷分布
径向载荷作用下，有确定游隙的深沟球轴承内部的载荷分布轴承以209DGBB深沟球轴承为基础，稍作调整，径向载荷为8900N。
轴承的几何参数、受力简图如下图所示。
根据滚子及滚道的曲率半径，根据下式，分别求得内圈、外圈的曲率和、差：
根据下图，分别求得内外圈的。
利用上述结果，根据下式，求得（对球轴承，n=1.5）。
将代入公式：
1 可知，在该公式中，只有与是未知量，而是求滚子最大负载的关键量。
可由下式确定：
这里，不细究的公式，它可通过查询下表并插值得：
与的关系如下：
由此，我们获得了一个非线性的三元方程组：
未知量为。
如何求解这样的方程组呢？
可以看到，，则可把第一个方程看作是仅含有的非线性方程组，且由
的物理意义可知，。
将第一个方程化作如下形式：
使用二分法，使左侧部分的值趋近于0，则可以求解出该方程组的数值解，进而求得。
利用下式，求得最大滚子负载：
再利用下式，求得不同位置角下滚子的载荷：。
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寿命模 型进 行 了修正 ，计 算了轴承 内圈、外圈、滚动体 以及 轴承整体的寿命 。对 比不同运动状态下两种模型计算 的寿命 ，在 仅有一个套 圈旋转时 ，修正 的寿命 与初 始 Ｌ ． Ｐ寿命较为一致 ，当两个套 圈同时旋转时 ，修正的 Ｌ ． Ｐ寿命与常用 的 Ｌ ． Ｐ寿命计 算结果存在较 大差异 。 关键词 ： 深沟球轴承 ；载荷分布 ；载荷序列 ：疲 劳寿命 ；修正疲劳模型 中图分 类号：Ｔ Ｈ１ ３ ３
ｄ ｉ ｓ ｔ ｒ ｉ ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ ｉ ｎ ｓ ｉ ｄ ｅ ｈｅ ｔ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ｕ ｎ ｄ ｅ ｒ ｔ ｈ ｅ ｓ ａ ｍｅ ｅ ｘ ｔ ｅ ｎａ ｒ ｌ ｌ ｏ ａ ｄ ａ ｌ ｅ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｚ ｅ ｄ ． Ｆ ｏ ｒ ｆ ｏ ｒ ｕ ｄ ｉ ｆｅ ｒ ｅ ｎ ｔ ｍｏ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ａｔ ｔ ｅ ｓ ｏ ｆ ｄ ｅ ｅ ｐ ｒｏ ｇ ｏ ｖ ｅ ｂ ａ ｌ ｌ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ， ｃ ｏ ｎ ｔ ａ ｃ ｔ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｖ ａ ｉａ ｒ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ ｐ ｏ ｉ ｎ ｔ ｓ ｏ ｎ ｉ ｎ ｎ ｅ ｒ ｉ ｒ ｎ ｇ ，ｏ ｕ ｔ ｅ ｒ ｉｎ ｒ ｇ ａ ｎ ｄ ｂ ａ ｌ ｌ ｗａ ｓ ｃ ｏ ｍｐ ｕ ｔ ｅ ｄ ，ａ ｎｄ ｔ ｈ ｅ ｌ ｏ ａ ｄ ｓ ｅ ｑ ｕ ｅ ｎ ｃ ｅ ｓ ｒｅ ａ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｚ ｅ ｄ ．Ｔ － Ｐ ａ ｌ ｍｇ ｒ ｅ ｎ（ Ｌ － Ｐ ） ｌ ｉ ｆ ｅ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｉ ｓ ｍｏ ｄ ｉ ｉ ｆ ｅ ｄ ｔ ｏ ｃ ｏ ｎ ｓ ｉ ｄ ｅ ｒ ｔ ｈ ｅ ｉ ｎ ｆ ｌ ｕ ｅ ｎ ｃ ｅ ｓ ｏ ｆ ｄ ｉ ｆ ｆ ｅ ｒ ｅ ｎ ｔ ｍｏ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ｔ ａ ｔ ｅ ｓ ｏ ｎ ｔ ｈ ｅ ｎ ｕ ｍｂ ｅ ｒ ｏ ｆ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｃ ｙ ｃ ｌ ｅ ｓ
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Ｗ ＡＮＧ Ｊ ｉ ｕ ｇ ｅ ｎ ＸＵ Ｈｅ ｑ ｉ ｎ
（ Ｃ ｏ ｌ ｌ ｅ ｇ ｅ ｏ ｆ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ Ｅ ｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ ， Ｚ ｈ ｅ ｊ ｉ ａ ｎ ｇ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ， Ｈａ ｎ ｇ ｚ ｈ ｏ ｕ ３ １ ０ ０ ２ ７ ）
隙 、不同转速对轴承 内部载荷 的影响 。针对 ４种 不同运动状态下 的深沟球轴承 ，分析 内圈 、外 圈和滚动体上一 点的接触应 力
随 时 间 的变 化 规 律 ， 计算得到其载荷序列 。 考 虑 内外 圈 不 同运 动 状 态 对 轴 承 应 力 循 环 次 数 的 影 响 ， 对Ｌ ｕ ｎ ｄ ｂ ｅ ｒ ｇ ． Ｐ ａ ｌ ｍｇ ｒ ｅ ｎ （ Ｌ ． Ｐ ）
第５ ３卷 第 １ ５期 ２ ０ １ ７年 ８ 月
机
械
工
程
学
报
Ｖ＿ ０ Ｉ ． ５ ３ Ｎ Ｏ． １５
Ａｕｇ． ２ ０ １ ７
Ｊ ＯＵＲＮＡＬ ０Ｆ Ｍ ＥＣＨＡＮＩ ＣＡＬ ＥＮＧＩ ＮＥＥＲＩ ＮＧ
ＤｏＩ ：１ Ｏ． ３９ ０１ ／ ＪＭ Ｅ． ２ ０１ ７ ． １ ５ ． １ ３１
深 沟球 轴承 内部 载荷 序列 与寿命计算木
汪久根 徐鹤 琴
杭州 Ｉ ３ １ ０ ０ ２ ７ ） （ 浙 江大 学 机械 工程 学 院
摘要 ：以深沟球轴承 为研 究对象 ，建立钢球 与 内外滚道的滚动接触模型 ，在疲劳寿命 的计算 中考虑轴承 的运动特性 。考虑 球
轴承 中同时承载的滚动体个数 随时间变化 ，提 出了一种更 为准确 的载荷分布计算模型 。分析 了相 同外部载荷作用下 ，不 同游