球轴承径向额定载荷计算
轴承载荷
2.轴承的额定动载荷及额定寿命2.1基本额定动载荷轴承的额定动载荷是决定额定寿命的主参数,也是确定轴承设计水平的目标函数。
额定动载荷值大,则轴承的承载能力高,或说在相同载荷下,其额定寿命长,设计水平高。
基本额定动载荷:系指一个轴承假想承受一个大小和方向恒定的径向(或中心轴向)负荷,在这一负荷作用下轴承基本额定寿命为一百万转。
根据我国国家标准GB/T6391-1995的规定,现将各类轴承基本额定动载荷的计算公式整理于表2-1中:Cr : 径向基本额定动载荷NCa : 轴向基本额定动载荷Nbm : 材料(真空脱气)和加工质量的额定系数,该值随轴承类型不同而异。
见表2-2fc : 与轴承零件的几何形状、制造精度和材料有关的系数i : 轴承中球或滚子的列数Lwe : 额定载荷计算中用的滚子长度mm即滚子与接触长度最短的滚道间的理论最大接触长度。
正常情况下,或者取滚子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宽度,择其小者。
α: 轴承的公称接触角度Z: 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每列的球或滚子数Dw : 球直径mmDwe : 额定载荷计算中用的滚子直径mm对于圆锥滚子取滚子端面和小端面理论尖角处直径的平均值。
对于非对称外凸滚子近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道间接触点处滚子的直径现将GB/T6391-1995所定的额定系数bm值列于表2-22.2 额定动载荷的修正滚动轴承基本额定动载荷的计算方法适用于优质淬硬钢(系指真空脱气钢),按良好的加工方法制造,且滚动接触表面的形状为常规设计。
超越上述规定,额定动载荷应予修正。
2.2.1 材质轴承钢因冶炼方法不同,材料中夹杂物的大小、分布、含量亦不同。
夹杂物是造成金属材料疲劳裂纹产生的主要成因,是影响滚动轴承疲劳寿命的主要因素。
如采用夹杂物含量高于真空脱气的普通电炉冶炼轴承钢,则轴承的载荷能力将会有不同程度的下降。
当采用诸如真空重熔、电渣重熔等方法冶炼的轴承钢或其它等效材质的钢材时,其夹杂物的含量显著减少,轴承的载荷能力将会得到提高。
滚动轴承的额定动载荷和疲劳寿命
按GB/T4662-93《滚动轴承 额定静载荷》计算的额
定静载荷为
Cor
44(1
DweCOS
Dpw
)iZLweDweCOS
44
*
(1
18
*
COS
0 )
*
2
*
31*Biblioteka 27*18*
COS0
175
1189kN
向心球轴承的径向额定静载荷为
Cor f0iZDw2COS
3、一套轴承的寿命 轴承的一个套圈或一个滚动体的材料首次出现疲劳扩展 之前，一个套圈或一个垫圈相对于另一个一个套圈或一个 垫圈的转速。寿命还可以用在给定的恒定转速下的运转小 时数来表示。 4、额定寿命 以径向基本载荷动载荷或轴向基本额定动载荷为基础的 寿命的预测值。 5、修正额定寿命 有些专用轴承要求有更高的可靠性，为了修正除90％以 外的可靠性或非惯用的材料特性或非常规的运转条件而用 的修正基本额定寿命（ Lna ）。Lna =a1a2a3 L10 a1:可靠性寿命修正系数 a2 :特殊的轴承性能修正系数 a3:运转条件的寿命修正系数
6、基本额定寿命 与90%可靠性相关联的额定寿命。GB/T6391 《滚动轴承 额定载荷和额定寿命》中规定计 算方法，用L10表示， L10=（Cr/Pr）ε（百万 转）, 对球轴承ε =3、对滚子轴承ε =10/3；
在任意转速下，以小时表示的寿命为：
L10
106 60n
( Cr Pr
)
(小时)
GB/T6391中规定可靠性寿命修正系数a1值列于下 表：
可靠度% Lna
a1
90
L10a
1
95
L5a
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。
轴承的计算公式.
NR=
242.19713 W
Fa=0时
NR=
如果冷却系数（指轴承与环境温度之间每一度温差所带走的热量）是已知数，则可用以下公式粗略估算轴
∆T=N_R/W_s
∆T:温升 ℃
N_R：功率损耗 W
W_S:冷却系数
20
Δ T=
12.10986 ℃ Fa=0时
Δ T=
管方向，只取正值
10000 N 0N
117.5 mm
深沟球摩擦力矩的准确计算，要考虑四个不同导致摩擦的因素：
M＝Mrr+Msl+Mseal+Mdrag
M= 总摩擦力矩 N.mm Mrr= 滚动摩擦力矩 N.mm Msl= 滑动摩擦力矩 N.mm Mseal= 密封件的摩擦力矩 N.mm Mdrag= 由于拖曳损失、涡流和飞溅等导致的摩擦力矩 N.mm
轴承额定动载荷C0＝
100 mm2/s 76500 N
10000 N 0N
油)；0.1(以传动液润滑)
摩擦系数Usl:
0.04
2.25 2
0.00017
1
列球轴承常数：
3.1
75
160
滚动摩擦的切入发热和贫油回填效应的
.28 v^0.64 )
油回填常数，脂润滑为： 0.00000006
2847.70 N.mm #DIV/0! N.mm
轴向载荷Fa
usl:滑动摩擦系数，当润滑条件良好，可取以下值：0.05(矿物油)；0.04(合成油)；0.1(以传动液润滑)
Gsl的值可根据表1中给出的公式计算，几何常数S则可从表2中找到
当Fa=0时， Msl=
S1= 0.00284
S2=
152.7 N.mm
轴承的计算公式
M＝ Mrr+
M= 总摩擦力矩 N.mm
Mrr= 滚动摩擦力矩 N.mm
Msl= 滑动摩擦力矩 N.mm
Mseal= 密由封于件拖的曳摩损擦失力、矩 涡流和N.飞mm溅等导 Mdrag= 致的摩擦力矩 N.mm
Mrr=Grr(Grvrn：)根0.6 ——滚动摩擦力矩
据给定条
Grr的值 可以根据 表1中给
10000 N 0N
摩擦系数Usl:
0.04
2.25 2
0.00017
1 3.1
75 160
滚动摩擦的切入发热和贫油回填效应的
.28 v^0.64 )
0.00000006
2847.70 N.mm #DIV/0! N.mm
Fa=0时 Fa>0时
W Fa〉0
#DIV/0! 时
111
#DIV/0!
℃ Fa〉0 时
21.41 N.mm
iKzr＝w＝单球列
和d＝双轴列承球 内D＝径轴尺承 外径尺
在新的摩擦模型中引入了减少系数 和 ,分别用来考虑滚动摩擦的切入发
切影入响发：热
∅_ish ∅_rs
减少系
数：——
∅_ish=1/(1+1.84×〖10〗^(-9) 〖(n d_m )〗^1.28 v^0.64 )
0.923646
贫油回填 减少系 数：——
∅_rs=1/(e^(K_rs vn(d+D)) √(K_z/(2(D-d))))
3.663692474
贫油回填常
Krs= 数，脂润滑
将以上的 其它效应
=
功率 损M耗＝∅_ish ∅_rs
因轴承的 摩擦而造
如果冷却 系数（指
球轴承设计计算66页
接触椭圆长半轴，短半轴尺寸
Q
2.771830
aea30.1013 60.2709 2.2m 1 m
beb3 Q 0.009312.7 0 5.27 3 7 1830 00 9.19 m9m
故接触椭圆长轴和短轴，分别为a.b的2倍
2a 4.42mm 2b0.398mm
1.轴承内部的弹性接触理论
2）接触应力 最大接触应力
轴承类型 bm
深沟球， 角接触球 轴承
1.3
调心球， 磁电机球 轴承
1.3
带装填槽 球轴承
1.1
外球面球 轴承
1
6.基本额定动载荷C 硬度发生变化时的基本额定动载荷
当硬度低于58HRC时，额定动载荷
C'
C
HRC3.6
58
7.当量动载荷P
滚动轴承同时承受径向和轴向两个方向的载荷， 即联合载荷。联合载荷的换算方法已经确立， 但交变载荷的换算方法尚未确立。故接触 角情况下）
QZc5osFr — （4-2）
内外圈的趋近量为
e3 Q2 bi e— （ 4-3）
4.轴承内部的载荷分布与载荷引起的内外圈相对位移 4.2轴向载荷作用下的载荷分布与趋近量
(c co o ' 1 s s )s2 i/3 n ' 2 fm c 1 (Z F a w 2 ) D 2 /3— （ 4 -4 )
0 .1821
1.轴承内部的弹性接触理论
根据 F ，从表 1-1查数据
ea 0.07677 , eb 0.01060 ,
eaeb 2558 10 3
e 1.847 10 4
1.轴承内部的弹性接触理论
1）接触面尺寸
接触椭圆长半轴，短半轴尺寸
各类滚动轴承轴向载荷分析及计算
各类滚动轴承轴向载荷分析及计算王志云（山东省东营职业学院，山东东营２５７０９１）摘要：总结了滚动轴承设计中其轴向载荷分析需考虑的因素，以及生产中几种常用滚动轴承支撑的轴向载荷分析方法，使得轴承的轴向载荷分析及计算更清晰、明了，内容更全面、系统。
关键词：滚动轴承；支撑形式；安装方式；轴向载荷中图分类号：ＴＨ１３３．３３文献标识码：Ａ文章编号：１００８－８０８３（２００８）０３－００６０－０２在滚动轴承的设计计算中，轴承轴向载荷计算是设计中的关键也是难点，它由轴承类型、支撑形式和安装方式等因素决定，在生产实际中，有关轴承的支撑类型多、形式多，必须对轴系结构进行详细、合理的受力分析，才能正确的进行计算，现就几种常用形式作以分析总结，并进行其轴向载荷的计算，从而为各种形式轴承轴向载荷分析计算提供方法依据。
一、滚动轴承轴向载荷计算中考虑的因素１．轴承类型滚动轴承按不同的分类方式有许多不同的类型，如按滚动体的形状不同有球轴承和滚子轴承，按调心性能不同有调心轴承和非调心轴承等，若按承载情况不同有向心轴承、推力轴承和角接触轴承三大类，向心轴承是指主要或只受径向载荷的轴承，推力轴承是指只受轴向载荷的轴承，角接触轴承是指同时承受径向和轴向载荷的轴承。
２．轴承的支撑形式一般对于两端支撑的情况，有全固式、固游式和全游式三种支撑形式，全固式是指两端都单向固定的支撑，固游式是指一端固定一端游动的支撑，全游式是指两端都游动的支撑。
３．轴承的安装方式对于成对使用的角接触轴承，通常有正装和反装两种安装方式。
轴承外圈窄边相对称为正装，又叫＂面对面＂安装，轴承外圈窄边相背称为反装，又叫＂背靠背＂安装。
二、滚动轴承轴向载荷分析１．向心轴承轴向载荷分析（１）全固式向心轴承轴向载荷分析普通工作温度下的短轴，常用两端都单向固定的形式，如图１所示。
图１１）当外载荷ＦＡ向右时，轴有向右移动的趋势，载荷传到右端轴承内圈上，又通过滚动体传到外圈，由于右端轴承外圈右端被轴承盖固定，使得右端轴承受到向左的支反力Ｆ＇Ａ２而被压紧，而左端轴承处于放松状态。
轴承的计算公式
——滚动摩擦力矩
Grr：根据给定条件计算该变量：轴承平均直径 dm=0.5(D+d) 径向载荷Fr 轴向载荷Fa Grr的值可以根据表1中给出的公式计算，几何常数R则可从表2中找到，Fr和Fa不管方向，只取正值 Fa=0时，Grr = 0.610205254 R1＝ 0.00000037 R2＝ 1.7 Fa>0时，Grr = #DIV/0!
Mseal=Ksldsβ +Ks2
——密封件摩擦力矩
Ksl：根据轴承类型而定的常数，查表3 ds：轴承肩部直径， 需轴承厂商提供： β ：根据轴承和密封圈类型而定的指数，表3可查： Ks2：根据轴承和密封圈类型而定的常数，表3可查： Mseal= 853.93 N.mm
0.028 98.3
Mdrag=Vm Kball dm5 n2
NR=
如果冷却系数（指轴承与环境温度之间每一度温差所带走的热量）是已知数，则可用以下公式粗略估算轴
∆T=N_R/W_s
Δ T=
∆T:温升 ℃ N_R：功率损耗 W_S:冷却系数
W
20 12.10986 ℃ Fa=0时
Δ T=
117.5 mm 10000 N 0N
管方向，只取正值
轴承额定动载荷C0＝
∅_rs＝
将以上的其它效应考虑在内，轴承的总摩擦力矩的公式：
=
功率损耗及轴承温升：
M＝∅_ish ∅_rs
因轴承的摩擦而造成的功率损耗，可用以下公式计算：
N_R=1.05 ×〖10 NR=功率损耗 W 〗^(-4) M n
M＝轴承的总摩擦力矩 n=转速 r/min
N.mm Fa=0时
NR=
242.19713 W
100 mm2/s 76500 N
6040轴承径向载荷计算
6040轴承径向载荷计算
要计算6040轴承的径向载荷，需要知道以下参数：
1. 6040轴承的额定动态负荷（C）：这是指6040轴承在额定寿命内能承受的最大动态负荷。
可以通过轴承供应商提供的技术手册或者产品规格表中找到该数值。
2. 实际应用中的载荷情况：包括轴承所受的径向力和轴向力。
如果只有径向力，那么直接使用该数值进行计算；如果有轴向力，需要将轴向力转换为等效的径向力，然后进行计算。
计算径向载荷的公式如下：
P = Fr + X·Fa
其中，P是轴承的径向载荷，Fr是径向力，Fa是轴向力，X是轴向力的转换系数。
需要注意的是，如果Fa的数值较大，可能会导致轴承损坏或寿命缩短，因此在设计和选择轴承时，需要根据实际应用情况合理确定载荷大小。
同时，还要考虑轴承的额定静态负荷（Co），以确保轴承在静止或低速旋转时的稳定性和安全性。
3滚动轴承的额定静载荷与当量静载荷
3.滚动轴承的额定静载荷与当量静载荷3.1 静载荷的概念静载荷:当套圈间相对转速为零时作用在轴承上的载荷。
实际上,当套圈间相对转速极低(＜10rpm 或在低速下摆动时,亦按静载荷计算和选用轴承。
额定静载荷:在应力最大的滚动体与滚道接触中心处引起与下列计算接触应力相当的径向(或中心轴向)静载荷。
4600Mpa 调心球轴承4200Mpa 除调心球轴承外的所有向心及推力球轴承 4000Mpa 所有向心及推力滚子轴承当量静载荷:是指在应力最大的滚动体与滚道接触中心处,引起与实际载荷条件下相同接触应力的径向或中心轴向静载荷。
3.2 额定静载荷的计算3.2.1 向心球轴承的径向额定静载荷的公式αcos 20w iZD f Cor = (3-1) 3.2.2 推力球轴承的轴向额定静载荷的公式(3-2)3.2.3 向心滚子轴承的额定径向静载荷的公式 ααs iZLweDweCo Dpm DweCos Cor ⎪⎪⎭⎫⎝⎛-=144 (3-3)3.2.4 推力滚子轴承的额定轴向静载荷的公式ααZLweDweSin Dpm DweCos Coa ⎪⎪⎭⎫⎝⎛-=1220 (3-4)公式(3-1)至(3-4)中,i 、Z 、Dw 、Lwe 、Dwe 、α与第2章中相应符号的意义相同。
0f 之值由表3-1选取。
该表是基于Hertz 点接触公式,取弹性系数Mpa 51007.2⨯=,泊桑比0.3,并假设向心球轴承中承受最大载荷的球的载荷为αsin 20w ZD f Coa =αcos 5Z Fr ,推力球轴承为αsin Z Fa对于DpmDweCos α的中间值,其0f 值可用线性插入法求取。
式中Dpw : 球或滚子组节园直径 mm3.3 当量静载荷3.3.1 向心球轴承的径向当量静载荷取下列两式计算值的较大者YoFa XoFr Por += (3-5)Fr For = (3-6) 系数Xo 和Yo 的数值按表3-2查取。
轴承计算公式
Fa=0时 Fa>0时
#DIV/0!
W
Fa〉0时
可用以下公式粗略估算轴承的温升：
#DIV/0!
℃
Fa〉0时
பைடு நூலகம்
NR=
NR=
如果冷却系数（指轴承与环境温度之间每一度温差所带走的热量）是已知数，则可用以下公式粗略估算轴
∆T=N_R/W_s
Δ T=
∆T:温升 ℃ N_R：功率损耗 W_S:冷却系数
W
20 12.10986 ℃ Fa=0时
Δ T=
117.5 mm 10000 N 0N
管方向，只取正值
轴承额定动载荷C0＝
Mseal=Ksldsβ +Ks2
——密封件摩擦力矩
Ksl：根据轴承类型而定的常数，查表3 ds：轴承肩部直径， 需轴承厂商提供： β ：根据轴承和密封圈类型而定的指数，表3可查： Ks2：根据轴承和密封圈类型而定的常数，表3可查： Mseal= 853.93 N.mm
0.028 98.3
Mdrag=Vm Kball dm5 n2
100 mm2/s 76500 N
10000 N 0N
成油)；0.1 (以传动液润滑)
摩擦系数Usl:
0.04
2.25 2
0.00017
1 3.1 75 160
列球轴承常数：
滚动摩擦的切入发热和贫油回填效应
.28 v^0.64 )
油回填常数，脂润滑为：
0.00000006
2847.70 N.mm #DIV/0! N.mm
usl:滑动摩擦系数，当润滑条件良好，可取以下值：0.05(矿物油)；0.04(合成油)；0.1(以传动液润滑
Gsl的值可根据表1中给出的公式计算，几何常数S则可从表2中找到 当Fa=0时， 当Fa>0时， Msl= Msl= #DIV/0! S1= 0.00284 152.7 N.mm N.mm S2= 92.8
6205轴承轴向载荷计算(自动数据版)
自动插补计算 自动插补计算 弧度 cos a 28.3 外圈a，值 21.6
0.474088209 内圈a，值 9669.452905 轴承轴向极限载荷(N) 2552.300966
本工作簿有隐藏工作表，含有数据； 本表格可作为深沟球设计参考方法，可学习excel插补方法、逼近法求值方法等； 本案例设计不合理，有改善空间。 参考文献：深沟球设计计算（冈本纯三） 联系方式：xyongtao@
深沟球轴承基本参数（6205）
项目 Re(mm) Ri(mm) Rie(mm) Rii(mm) DW(mm) Z re(mm) ri(mm) Gr(mm) 4.235 4.02 0.01 下限 23.474 15.5265 22.075 16.8 7.938 9 4.265 4.05 0.015 上限 项目说明 外圈滚道半径 内圈滚道半径 外圈挡边半径 内圈挡边半径 钢球直径 钢球个数 外圈沟曲率 内圈沟曲率 径向游隙
自动计算值（Pห้องสมุดไป่ตู้62）
fe fi fm θ 角 Σρ Fρ Ea 变形系数c 径向游隙Gr中心值 原始接触角α sin a a， 角度 cosa， sina， 极限载荷Fal 0.535399345 0.508314437 0.521856891 外圈 0.835477645 0.226010824 0.852586571 0.061906275 0.000462553 0.0125 0.190083444 0.188940836 外圈 28.3 0.493928178 0.880477354 弧度 计算外圈沟曲率系数 计算内圈沟曲率系数 计算沟曲率系数均值 内圈 0.817034226 0.320479807 0.974281323 0.126675175 0.000462553 按中心值计算 0.981988473 内圈 21.6 0.376991118 0.929776486 0.368124553 2552.300966
深沟球轴承径向载荷计算
深沟球轴承径向载荷计算
深沟球轴承的径向载荷计算是根据轴承额定动态负荷(Cr)和工作条件来确定的。
以下是常见的径向载荷计算公式：
1. 当轴承只受单一径向载荷时，载荷大小为Fr，按如下公式计算：
Fr = XFr + YFa
其中，X和Y是轴承的载荷系数，在轴承目录中可以找到对应的数值。
Fa为轴向载荷，通常可忽略不计。
2. 当轴承同时承受径向和轴向载荷时，载荷大小为Fr和Fa，按如下公式计算：
P = √(Fr^2 + Fa^2)
其中，P是合成载荷，Fr为径向载荷，Fa为轴向载荷。
请注意，以上公式仅适用于受到静态负荷或具有恒定速度和负荷方向的情况。
在实际应用中，还需考虑动态载荷系数、工作温度、轴承材料等因素。
轴承寿命计算方法
轴承寿命计算公式为：
L10=106
60n
(
C
P
)
ε
式中：L10为寿命，单位h；
C为额定动载荷，单位N，查表可得；
n为转速，单位r/min，已知数据；
ε为寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3；
P为当量动载荷，单位N，由计算公式得到
当量动载荷P的计算公式如下：
P=XFr+YFa
式中：Fr为径向载荷，Fa为轴向载荷；
X为径向载荷系数，Y为轴向载荷系数
对于只承受径向载荷的轴承X=1，Y=0；
对于只承受轴向载荷的轴承X=0，Y=1；
深沟球轴承既能承受径向载荷又可以承受轴向载荷时，轴向载荷指向哪个轴承，就由此轴承承受轴向载荷，而另一轴承的轴向载荷为零，X、Y的具体求法如下：
例：图1中一轴的两端各采用一个6310型深沟球轴承支承,外部轴向载荷Fa = 1 450 N,则Fa1 = 0; Fa2 = 1 450 N。
查表得6310型轴承额定静载荷C0 = 35 600 N。
以轴承2为例，根据Fa2/C0=1450/35600=0.04查下表得e=0.24，再判断Fa2/Fr2与e的大小，进而查表得出X、Y的值。
球轴承设计计算
5.滚动轴承的寿命
轴承的寿命值是离散性的。其Lmax可是是 Lmin的50~100倍，由如下因素决定，而与轴 承精度及性能并没有直接关系。 1.滚动轴承的硬度很高 2.其滚动接触特性，即接触应力大而且应力区 域很小 3.与滚动疲劳相关的零件（滚道和球）数量多
C L10 — 5 - 1) （ P 106 C Lh (5 2) 60n P
3/ 2
— 4 - 8) （
5.滚动轴承的寿命
轴承旋转中，轴承内部接触面的一部分像鱼鳞一 样突然脱落下来，这现象称之为疲劳剥落 （flaking)。发生疲劳剥落定位为轴承的寿命。
轴承的损坏归纳如下： 疲劳剥落=寿命 磨损 振动增大 摩擦力矩增大 咬粘 产生压痕 生锈，腐蚀 其他 轴承的寿命，仅适用于疲劳现象，可以 对寿命进行定量计算
1.84710 0.1821 2.77810
3 4
3 2
0.0207m m 20.7 m
（3）内外圈弹性趋近量
20.1m 20.7m 40.8m
2.内部游隙与原始接触角 1）径向游隙Gr与轴向游隙Ga的关系
2 Ga Gr 4 f i f e 1Dw
Q 2.778103 0.07677 3 1.90mm 0.1821
3
Q 2.77810 3 0.01060 0.263m m 0.1821
2a 3.80m m 2b 0.526m m
故接触椭圆长轴和短轴，分别为a.b的2倍
1.轴承内部的弹性接触理论 2）接触应力 最大接触应力
可靠度系数a1
可靠 度 Lna a1 90 L10a 1 95 L5a 0.62 96 L4a 0.53 97 L3a 0.44 98 L2a 0.33 99 L1a 0.21
轴承载荷
2.轴承的额定动载荷及额定寿命2.1基本额定动载荷轴承的额定动载荷是决定额定寿命的主参数,也是确定轴承设计水平的目标函数。
额定动载荷值大,则轴承的承载能力高,或说在相同载荷下,其额定寿命长,设计水平高。
基本额定动载荷:系指一个轴承假想承受一个大小和方向恒定的径向(或中心轴向)负荷,在这一负荷作用下轴承基本额定寿命为一百万转。
根据我国国家标准GB/T6391-1995的规定,现将各类轴承基本额定动载荷的计算公式整理于表2-1中:表2-1 基本额定动载荷的计算公式轴承类别计算公式适用条件向心球轴承Cr=bmfc( i cosα)0.7Z2/3Dw1.8Cr=3.647bmfc( i cosα)0.7Z2/3Dw1.4Dw≤25.4mm Dw>25.4mm推力球轴承Ca=bmfc Z2/3Dw1.8Ca=bm3.647fc Z2/3Dw1.4Ca=bmfc(cosα)0.7tanαZ2/3Dw1.8Ca=3.647bmfc(cosα)0.7 tanαZ2/3Dw1.4Dw≤25.4mm,α=90︒Dw>25.4mm,α=90︒Dw≤25.4mm,α≠90︒Dw>25.4mm,α≠90︒向心滚子轴承Cr=bmfc(i Lwe cosα)7/9Z3/4Dwe29/27所有推力滚子轴承Ca=bmfc Lwe7/9Z3/4Dwe29/27Ca=bmfc(Lwe cosα)7/9tanαZ3/4Dwe29/27α=90︒α≠90︒表中各计算公式符号Cr : 径向基本额定动载荷NCa : 轴向基本额定动载荷Nbm : 材料(真空脱气)和加工质量的额定系数,该值随轴承类型不同而异。
见表2-2fc : 与轴承零件的几何形状、制造精度和材料有关的系数i : 轴承中球或滚子的列数Lwe : 额定载荷计算中用的滚子长度mm即滚子与接触长度最短的滚道间的理论最大接触长度。
正常情况下,或者取滚子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宽度,择其小者。
608轴承径向正常载荷
608轴承径向正常载荷1.引言1.1 概述概述在机械传动中，轴承是承受载荷和支撑旋转轴的重要部件之一。
轴承的设计与选择对于设备的运行稳定性和寿命有着至关重要的影响。
其中，轴承的径向正常载荷是轴承设计中的一个重要参数。
径向正常载荷是指轴承在正常工作条件下所承受的纯径向力的大小。
它是指在轴与轴承安装面之间的力的方向与轴向垂直，并且通过轴心线的力的合成。
径向正常载荷的大小直接影响轴承的寿命和运行性能。
对于不同类型的轴承，其径向正常载荷的计算方法也有所不同。
一般来说，可以通过考虑所承受力的大小和方向，以及轴承承载能力的参数，来计算轴承的径向正常载荷。
在实际应用中，根据不同的工况和轴承类型，需要综合考虑多种因素来确定轴承的径向正常载荷。
本文将从轴承的基本知识开始，介绍不同类型轴承的分类与特点，并详细探讨轴承径向正常载荷的计算方法。
在此基础上，还将分析影响轴承径向正常载荷的因素，如轴承的材料、润滑以及工作条件等。
通过对轴承径向正常载荷的深入了解和分析，可以为轴承的正确选择和设计提供参考依据，从而提高设备的可靠性和寿命。
本文旨在为读者提供有关轴承径向正常载荷的全面而详尽的介绍，以期为相关领域的研究和实际应用提供指导。
在下一个章节中，将首先介绍轴承的基本知识，为后续内容的理解打下基础。
1.2文章结构文章结构部分的内容:本文主要分为引言、正文和结论三个部分。
引言部分首先对本文所涉及的主题进行概述，简要介绍轴承及其在机械设备中的重要性，并指出本文的目的。
正文部分主要包括两个小节：轴承的基本知识和轴承的径向正常载荷计算方法。
在轴承的基本知识部分，将介绍轴承的基本概念、分类和主要组成部分，以便读者对轴承有一个整体的了解。
在轴承的径向正常载荷计算方法部分，将详细介绍轴承径向正常载荷的概念、计算公式和影响因素，以及计算方法的具体步骤和应用注意事项。
结论部分将对整篇文章进行总结，重点总结轴承径向正常载荷的计算方法和影响因素，并指出其在实际应用中的重要性。
当量动负荷的计算-计算所需额定动载荷C的数值-滚动轴承选择的第
当量动负荷的计算-计算所需额定动载荷C的数值-滚动轴承选择的第-滚动轴承选择的第三步选择了轴承的大概类型，我们要开始计算轴承上的载荷了。
我们首先得根据实际作用于进口轴承上的载荷，计算出当量动载荷（P），再根据要求的轴承寿命，计算出所需额定动载荷（C）。
1，当量动负荷的计算什么是当量动负荷呢？轴承大多承受径向负荷与轴向负荷的合成负荷，并且负荷条件多种多样（如各种旋转条件，大小发生变化等）。
因此，不可能将轴承的实际负荷直接与基本额定负荷比较。
这时，将实际负荷换算成通过轴承中心、且大小和方向一定的假想负荷来进行比较，轴承在假想负荷下具有与实际负荷和转速下相同的寿命。
这样换算的假想负荷称做当量动负荷，我们用“P“表示。
其实，简单来说，当量动负荷是指一个假设的负荷，其大小和方向是固定的，且径向作用于径向轴承上；或轴向和同心作用于推力轴承上。
径向轴承一般需要承受同时作用的径向和轴向负荷。
如果联合负荷的大小和方向是固定的，当量动负荷P的计算公式为：式中：P：当量动负荷，N；对于向心轴承可以表示为Pr（径向当量动负荷）；对于推力轴承可以表示为Pa（轴向当量动负荷）Fr：径向负荷，NFa：轴向负荷，N某：径向负荷系数Y：轴向负荷系数对于单列向心轴承，只有轴向负荷与径向负荷的比Fa/Fr，大于某一特定限制系数e，轴向负荷才会影响到当量动负荷P。
当Fa/Fr小于等于e时，取某=1，Y=0。
此时当量动负荷为P=Fr。
（e表示一个界限值，一般轴承样本中都会有介绍）但是对于双列向心轴承，即使很小的轴向负荷，一般也会造成很大的影响。
接触角为90度的推力球轴承只承受轴向负荷，因此当量运负荷Pa=Fa。
推力调心滚子轴承的当量动负荷由下式计算：对于单列角接触球轴承及圆锥滚子轴承，由于承受径向负荷时会产生轴向分力（Fac），因此一般将两个轴承正面或背面配置使用。
轴向分力可由下式计算其配置形式不同，计算公式又有不同。
变动的轴承负荷在许多情况下，轴承承受大小或方向变化的负荷。