轴承的选型计算实例
滚动轴承的选型计算
滚动轴承的选型计算一、滚动轴承的组成外圈、内圈、滚动体、保持架内圈：支撑轴外圈：支撑零件或轴系滚动体：滑动è滚动；保持架: 将滚动体分开优点：摩擦阻力小、启动灵敏、效率高、润滑简便、和易于互换等。
缺点：抗冲击能力差、高速时出现噪音滚动轴承的主要类型和特性二、轴承分类按载荷方向分向心轴承：主要承受径向力比如常用的（深沟球轴承）推力球轴承：主要承受轴向力比如推力球轴承按滚动体形状分：球轴承和滚子轴承球轴承主要用于转速较高承载较低使用滚子轴承主要用于承载较高及转速较低场合三、轴承的介绍调心球轴承代号 10000 极限转速中等允许角偏差2-3度主要承受径向载荷，同时也能承受少量轴向载荷。
因为外滚道表面是以轴承中点为中心的球面，故能调心。
调心滚子轴承代号20000C 极限转速低允许角偏差 0.5-2度能承受很大的径向载荷和少量轴向载荷。
承载能力大，具有调性能。
圆锥滚子轴承代号30000 极限转速中允许角偏差 2度能同时承受较大的径向、轴向联合载荷。
因线性接触，承载能力大，内外圈可分离，装拆方便，称对使用。
推力球轴承代号50000 极限转速低允许角偏差不允许只能承受轴向载荷，且作用线必需与轴线重合。
分为单、双向两种。
高速时，因滚动体离心力大，球与保持架摩擦发热严重，寿命较低，可用于轴向载荷大、转速不高之处。
推力球轴承50000极限转速低允许角偏差不允许只能承受轴向载荷，且作用线必需与轴线重合。
分为单、双向两种。
高速时，因滚动体离心力大，球与保持架摩擦发热严重，寿命较低，可用于轴向载荷大、转速不高之处深沟球轴承代号60000 极限转速高允许角偏差 8-16能同时承受较大的径向、轴向联合载荷。
因线性接触，承载能力大，内外圈可分离，装拆方便，成对使用。
角接触球轴承70000C(α=15˚)70000AC(α=25˚)70000B(α=40˚ )极限转速较高允许角偏差2-10能同时承受较大的径向、轴向联合载荷。
完整的轴承选型计算方法
轴向载荷不大时，可用深沟球轴承
(3)、根据转速的高低 转速高－选球轴承； 转速低－选滚子轴承；
(4)、根据回转精度 精度要求高－选球轴承； (5)、根据调心性能
轴刚性差、轴承座孔同轴度差或多点支承 —— 选调心轴承（ “1” 类 或 “2” 类 ）；
滚动轴承的主要特点：
缺点：
●抗冲击能力较差； ●高速时噪声大，寿命较低； ●径向尺寸大。
● 摩擦阻尼小(相对于非液体摩擦滑动轴承)，启动灵活； ● 可同时承受径向和轴向载荷，简化了支承结构； ● 径向间隙小，还可用预紧方法消除间隙，因此回转精度高； ● 互换性好,易于维护。
2、按滚动体的种类可分为：球轴承和滚子轴承
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对开式轴承(剖分轴套)
部分式轴承(整体轴套)
特
点：结构复杂、可以调整磨损而造成的间隙、安装方便。
应用场合：低速、轻载或间歇性工作的机器中。 (3)自动调心滑动轴承 (4)间隙可调式滑动轴承
2.推力滑动轴承
推力滑动轴承由轴承座和止推轴颈组成。常用的轴颈结构形式有：
● 两摩擦表面必须形成楔形间隙 ● 润滑油必须从大口进小口出 ● 必须具有足够的滑动速度
● 必须充满足够粘度的润滑油
三、向心动压滑动轴承的工作过程
Fr
o o
Fr
o
Fr
o o1
Fr
o1
静止
o1
n
启动
o1 n
n
不稳定运行
— 向心轴承
4 Fa d m n pvm [ pv] 2 2 z (d1 d 0 )k 601000
旋转轴承的选型计算及结构.doc
旋转轴承的选型计算及结构回转支承选型计算(JB2300-1999)回转支承在使用过程中，一般承受轴向力Fa、径向力Fr和倾覆力矩m的共同作用。
对于不同的应用，由于主机的工作模式和结构形式不同，上述三种载荷的组合会发生变化，有时可能是两种载荷的组合作用，有时可能只是一种载荷的单一作用。
一般来说，回转支承有两种安装方式——座式安装和悬挂式安装。
两种安装形式的支架承受的载荷如下所示:二、回转支承选型所需的技术参数。
回转支承承受的载荷及其占用工作时间的百分比。
在每个载荷的作用下，回转支承的转速或回转支承作用在齿轮上的圆周力的大小。
其他操作条件。
主机制造商可以根据产品样本提供的信息，利用静承载力图，根据回转支承选型的计算方法，初步选择回转支承，然后与我公司技术部门确认。
我们也可以向我公司提供会议和转让支持的相关信息，我公司将设计和选择类型。
每种类型的回转支承对应一条承载能力曲线，可以帮助用户初步选择回转支承。
图表中有两种类型的曲线，一种是静态承载曲线(第1行)，表示回转支承在静态时可以承受的最大载荷。
另一个是回转支承螺栓的极限载荷曲线(8.8，10.9)，当螺栓的夹紧长度为螺栓公称直径的5倍且预紧力为螺栓材料屈服极限的70%时，该曲线被确定。
回转支承选择的计算方法静态选择1)选择计算流程图2)静态参考载荷Fa’和m’的计算方法:单行四点接触球型:单列四点接触球面回转支承的选择和计算分别在45°和60°两种支承角条件下进行。
I，a=45 ii，a=60 fa '=(1.225 * fa 2.676 * fr)* fsfa '=(fa 5.046 * fr)* FSM '=1.225 * m * FSM '=m * fs，然后在图上找到以上两点，其中一点在曲线下方。
单列十字滚子fa'=(fa2.05Fr) * fsm'=m * fs双列变径球型用于双列变径球型回转支承选型计算，但Fr≤10，fr被忽略。
圆柱滚子轴承计算案例
圆柱滚子轴承计算案例假设有一个圆柱滚子轴承，其内直径为50mm，外直径为80mm，长度为20mm。
材料为钢，动载荷为1000N，转速为3000转/分钟。
1. 计算负荷系数：首先，计算负荷系数P和fa，fa＝1000N，P＝fa/d，其中d为内径。
代入数值可得：P＝1000N/50mm＝20N/mm。
2. 计算动载荷系数：设基本额定动载荷为C0，根据滚子轴承的额定载荷，可以计算动载荷系数X和Y，用于轴承的寿命计算。
根据轴承的类型和尺寸，查找相应的轴承基本额定动载荷C0的数值。
假设C0＝62000N。
通过公式可得：X＝0.56，Y＝1.57。
3. 计算额定动载荷：设额定动载荷为C，通过公式可得：C＝X*fa＋Y*P*d＝0.56*1000N＋1.57*20N/mm*50mm＝7280N。
4. 计算极限旋转速度：设极限旋转速度为N限，通过公式可得：N限＝0.66*（C0/P）^0.33＝0.66*（62000N/20N/mm）^0.33＝5135rpm。
根据转速3000转/分钟可知，滚子轴承的极限旋转速度为5135rpm，该轴承的使用速度在安全范围内。
5. 计算额定寿命：设额定寿命为Lh10，通过公式可得：Lh10＝（106/60）*（C/P）^p＝（106/60）*（7280N/20N/mm）^3＝664714小时。
总结：根据以上计算，该圆柱滚子轴承的负荷系数为20N/mm，动载荷系数为X＝0.56，Y＝1.57，额定动载荷为C＝7280N，极限旋转速度为5135rpm，额定寿命为664714小时。
根据计算结果可得，滚子轴承的使用速度在安全范围内，并且寿命较长。
滚动轴承的选择及校核计算
滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承的预计寿命 h L h45568283568=⨯⨯⨯=' 一.蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择采用角接触球轴承，其型号为7212AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2211060⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 2.46=基本额定动载荷kN C r 2.58=极限转速m in /5300max r V =2.寿命计算因为蜗杆所受的轴向力向左N d T F F a t 49021121===N d T F F t a 323222221===N F F F t r r 1507tan 221===α该轴承所受的径向力N F F r r 5.753211== 对于7000AC 型轴承，查P322表13-7轴承派生轴向力r d F F 68.0=12d ae d F F F =+kN F F d a 4.51222=='kN F F F ae d a 4.374421=+=' 又e F F r a =>=68.03.4所以可得出87.0,41.0==Y X当量动载荷N YF XF P a r 6.3566=+=因为是球轴承，所以取指数3ε=轴承寿命计算h P C n L h 50498)57.32.58(14306010)(6010366=⨯⨯=='ε 所以该轴承满足寿命要求。
二.涡轮轴上轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择选择角接触轴承，其型号为7213AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2312065⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 5.52=基本额定动载荷kN C r 5.66=2.计算涡轮轴的径向力N F F F a r V r 75.373160224880221=⨯-⨯= N F F F V r r V r 25.1133122=-=N F F t H r 16161608021== N F F F H r r H r 1616122=-=所以可以得出N F F F H r V r r 7.165821211=+=N F F F H r V r r 8.197322222=+=对于7000AC 型号的轴承r d F F 68.0=N F F r d 9.112768.011==N F F r d 2.134268.022==所以可得N F F F d ae a 2.1832221=+=N F F d a 2.134222== 又68.08.19732.134222==r a F F 所以可以得出0,1==Y X 轴承的当量动载荷N F P r 8.197322==h P C n L h 445726)97.15.66(14306010)(6010363262=⨯⨯== 68.093.08.19732.183211>==r a F F 所以有87.0,41.0==Y X 当量动载荷N YF XF P a r 2274111=+=h P C n L h 291478)(60103161==。
圆柱滚子轴承计算案例
圆柱滚子轴承计算案例摘要：一、圆柱滚子轴承简介二、圆柱滚子轴承计算案例1.案例一：单列圆柱滚子轴承计算2.案例二：双列圆柱滚子轴承计算三、圆柱滚子轴承的应用领域正文：圆柱滚子轴承是一种常见的轴承类型，广泛应用于各种机械设备中。
它主要由内圈、外圈、圆柱滚子和保持架组成，具有承载能力强、调心能力差等特点。
在实际应用中，圆柱滚子轴承的计算是非常重要的，下面我们将通过两个计算案例来介绍如何进行计算。
案例一：单列圆柱滚子轴承计算假设一个单列圆柱滚子轴承的内径为d=20mm，外径为D=40mm，滚子直径为d=10mm，轴承宽度为B=15mm。
根据公式：径向载荷P=F/（2*π*d）其中，F为径向载荷，d为轴承内径。
假设径向载荷为F=100N，则：P=100N/（2*π*20mm）=166.67N/mm案例二：双列圆柱滚子轴承计算假设一个双列圆柱滚子轴承的内径为d=40mm，外径为D=80mm，滚子直径为d=20mm，轴承宽度为B=25mm。
根据公式：径向载荷P=F/（2*π*d）其中，F为径向载荷，d为轴承内径。
假设径向载荷为F=200N，则：P=200N/（2*π*40mm）=50N/mm圆柱滚子轴承广泛应用于汽车、机床、风力发电等领域。
例如，在汽车发动机中，圆柱滚子轴承被用于支撑曲轴，使得曲轴能够顺畅地旋转。
在机床中，圆柱滚子轴承被用于支撑刀架，确保刀架在加工过程中能够稳定地移动。
在风力发电中，圆柱滚子轴承被用于支撑风力发电机的转子，从而将风能转化为电能。
总之，圆柱滚子轴承在各种机械设备中发挥着重要作用，对其进行计算和选型至关重要。
4P轴承选型的分析计算
已知条件：1、轴承的性能 轴承外形尺寸（mm ） 20×42×12额定动载荷Cr 15.8kN额定静载荷Cor 8.5kN2、 轴承的使用工况使用温度 -40℃ ～ 125℃轴承的承载情况Max Avg轴向载荷Fa 12439N2114N 径向载荷Fr 4506N766N轴承的配合情况轴承室尺寸及材料 42(+0.009 +0.034) ADC12轴的尺寸及材料 20(+0.002 +0.015) 20CrMo 分析及计算：1、 轴承的寿命计算轴承的径向当量动载荷2153.2N a r r =+=YF XF P其中X=0.41，Y=0.87由查表得出；因此轴承的寿命为：（百万转））（395rr 310h ≈=P C L 2、 轴承的当量静负荷的计算1186.3N a o r o or =+=F Y F X P ，其中Xo=0.5，Yo=0.38由查表得出；3、 轴承的轴向极限承载能力计算若轴承安装配合后，轴承的工作游隙为0，即该轴承安装后的原始接触角为25°时：（1）计算得，此轴承外圈的极限载荷N F 5796aL ≤aL因此，该轴承的极限轴向载荷Fa=5796N；4、轴承的配合与游隙计算结论：（1） 轴承的寿命为395百万转，大于要求寿命165万转，满足寿命要求；（2） Cor（8500N）＞Por（1186.3N）,因此轴承在使用时不会产生过大的接触应力；（3） 轴承的极限轴向载荷Fa（5796N）＞工作时的平均轴向载荷Faavg（2114N）；当轴承正常工作时(即轴向力为2114N)极限轴承载荷满足使用要求，当轴承承受瞬间冲击力时（即轴向力为12439N），由静载荷试验证明轴承无损坏；（4） 若按照客户给出的轴承室与轴颈配合尺寸计算，则轴承的出厂游隙应选择为0.005~0.015mm较为合适。
已知条件：1、 轴承的性能轴承外形尺寸（mm ） 17×40×12额定动载荷Cr 14.1kN额定静载荷Cor 8.29kN2、 轴承的使用工况使用温度 -40℃ ～ 125℃轴承的承载情况Max Avg轴向载荷Fa 20613N2360N 径向载荷Fr 5522N632N轴承的配合情况轴承室尺寸及材料 40(+0.009 +0.034) ADC12轴的尺寸及材料 17(+0.002 +0.015) 20CrMo 分析及计算：1、 轴承的寿命计算轴承的径向当量动载荷2040N a r r =+=YF XF P其中X=0.39，Y=0.76由查表得出；因此轴承的寿命为：（百万转））（330rr 310h ≈=P C L 2、 轴承的当量静负荷的计算1094.8N a o r o or =+=F Y F X P ，其中Xo=0.5，Yo=0.33由查表得出；3、 轴承的轴向极限承载能力计算若轴承安装配合后，轴承的工作游隙为0，即该轴承安装后的原始接触角为30°时：（1）计算得，此轴承外圈的极限载荷N F 3564aL ≤aL因此，该轴承的极限轴向载荷Fa=3091N；4、轴承的配合与游隙计算结论：（5） 轴承的寿命为330百万转，大于要求寿命275万转，满足寿命要求；（6） Cor（8290N）＞Por（1094.8N）,因此轴承在使用时不会产生过大的接触应力；（7） 轴承的极限轴向载荷Fa（3091N）＞工作时的平均轴向载荷Faavg（2114N）；当轴承正常工作时(即轴向力为2360N)极限轴承载荷满足使用要求，当轴承承受瞬间冲击力时（即轴向力为20613N），由静载荷试验证明轴承无损坏；（8） 若按照客户给出的轴承室与轴颈配合尺寸计算，则轴承的出厂游隙应选择为0.005~0.015mm较为合适。
轴承的选型
轴承的选型轴承作为传动领域很重要的标准件，各个厂家都已经针对其作出了很详尽的选型手册，大家在网上都可以查到。
下面我以深沟球轴承在某个工况为例，进行一个简单的介绍。
其他轴承类型及对应的工况可以参考此大纲查阅轴承手册进行选型。
1、轴承受力分析：轴承在大多数情况下主要承受三种力：轴向力，径向力，翻转力矩（部分轴承可以）。
我们在开始选用轴承的时候，需要对受力情况有个具体的分析。
举个栗子：受力情况如下图，我们知道F输入，L1,L2的值，请算出轴承1、2各自承受的力是多少？下面我们轴承的布局改一下，按照以下图示，假如3个轴承都是深沟球轴承，请问这种设计是否有问题以及为什么？完成了受力分析，我们就知道了每个轴承的受力状况，接下来就到了校核的环节2、轴承校核中很重要的两个参数：当量动载荷和当量静载荷。
其他还有很多的计算其实都是基于各自工况进行安全系数上的调整。
额定动载荷C：内圈旋转100万次，90%的轴承不出现疲劳破坏的条件下所承受的最大载荷。
当量动载荷P：由于轴承受力往往是复合应力，很难直接等效到疲劳寿命，因此需要用一个假设动载荷用于描述这种复合应力下的动载荷基本额定寿命L：L=(C/P)³，这个是90%的可靠性下的寿命计算，需要增加可靠性可以乘以相关系数，具体请查阅手册。
额定静载荷：定义比较绕，简单说来就是滚道形变不超过一定值下能承受最大的载荷当量静载荷：与当量动载荷类似，只是用于描述静载荷。
最后查阅轴承产品表，保证寿命满足或载荷安全余量满足的情况下选择对应的产品即可。
3、轴承精度等级轴承是有等级的，这个不多说了，根据自己的工况酌情选择即可。
内径、外径、跳动等都有各自的标准。
4、轴承配合机械设计中存在间隙、过渡、过盈三个配合方式。
---装配工艺因此这里需要引入一个很重要的概念：旋转载荷与静止载荷。
不同的载荷形式会有不同的要求。
在选定完配合方式后，我们也需要确定轴以及轴承座的公差值，偷懒的话可以按照手册的推荐值，超出了手册中的工况时，需要对过盈量、安装力等实际需求进行定义进而换算出需要的过盈量。
滚动轴承的选择及校核计算
滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=458.2r/min两轴承径向反力：F R1=F R2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力F S=0.63F R则F S1=F S2=0.63F R1=315.1N(2) ∵F S1+Fa=F S2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端F A1=F S1=315.1N F A2=F S2=315.1N(3)求系数x、yF A1/F R1=315.1N/500.2N=0.63F A2/F R2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68F A1/F R1<e x1=1 F A2/F R2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P263表（11-9）取f P=1.5根据课本P262（11-6）式得P1=f P(x1F R1+y1F A1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=f p(x2F R1+y2F A2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算∵P1=P2故取P=750.3N∵角接触球轴承ε=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264（11-10c）式得L H=16670/n(f t Cr/P)ε=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知nⅢ=76.4r/minFa=0 F R=F AZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得F S=0.063F R,则F S1=F S2=0.63F R=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷F A1、F A2∵F S1+Fa=F S2 Fa=0∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：F A1=F A2=F S1=569.1N(3)求系数x、yF A1/F R1=569.1/903.35=0.63F A2/F R2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68∵F A1/F R1<e ∴x1=1y1=0∵F A2/F R2<e ∴x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据表（11-9）取f P=1.5根据式（11-6）得P1=f P(x1F R1+y1F A1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2F R2+y2F A2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)计算轴承寿命L H∵P1=P2故P=1355 ε=3根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N 根据课本P264 表（11-10）得：ft=1根据课本P264 （11-10c）式得L h=16670/n(ftCr/P) ε=16670/76.4×(1×30500/1355)3=2488378.6h>48720h∴此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N·m h=7mm根据课本P243（10-5）式得σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42=29.68Mpa<[σR](110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271N·m查手册P51 选A型平键键10×8 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmσp=4T/dhl=4×271000/35×8×38=101.87Mpa<[σp](110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键16×10 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本P243式（10-5）得σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]。
电机轴承的选型方法及举例(二)
该吸尘器电机是内圈旋转，因此，内圈采用过盈配合，外圈和端盖采用间 隙配合。
由于吸尘器电机轴承受到的力不大，因此，根据前表可知，可采用k5的公 差，查表可知，其公差范围是：∮8（+0.007,+0.001)。
在转动机械或装置上，轴承因为异常所产生噪音有时候会被周围的背景噪音所 掩盖。幸好这些异音在振动信号上有其特性，可以利用信号分析技术来加以处理。 轴承振动可利用包括安德鲁测定器等振动检测仪器和SO910噪音检测设备来确保轴承 之噪音质量。轴承一 旦在转动机械或装置上，其维护和保养，可利用振动传感器和 频谱分析设备来监控机台振动状态。以轴承外圈缺陷所产生振动为例，滚动体接触 缺陷时会产生连续性短暂的脉冲，这微弱信号会激发在不同的频带上，可以从几百 Hz到几百kHz。这信号经过低通滤波器，利用包络分析法和FFT频率分析，可以检视 出外环缺陷之噪音频率，如图 a，图 b，图 c。
C
fh .P fn
3*100 0.1
3000(N)
根据使用轴承比计算额定动载荷大的原理，确认608、628轴承都符 合其额定动载荷要求，再根据经济性，选用608轴承。
三、 电机轴承选型举例
3.3、吸尘器电机轴承精度选择：
该电机轴承转速高，因此，必须选用P5级精度要求。
3.4、吸尘器电机轴系配合的选择：
一外圈有缺陷之 608 轴承照片
一外圈有缺陷之 608 轴承 (内环转动，转速1800 rpm)
经包络法分析、FFT后之频谱 高频振动时的域信号显示缺陷频率
f o (=132Hz)和其倍频
2.10、 电机轴承的振动和噪音等级选择
电机轴承的选型方法及举例
2.3.4、轴承游隙
采用过盈配合会导致轴承游隙的减小，
应检验安装后轴承的游隙是否满足使用要求，以
便正确选择配合及轴承游隙。
2.3.5、其它因素的影响 轴和轴承座的材料、强度和导热 性能；外部及在轴承中产生的热的导热途径和热量， 支承安装和调整性能等都影响配合的选择。
C fh.P fn
…………(1.3)
速度系数和疲劳寿命系数可以算出和查出，计算后可从轴承尺寸 表中,选择可符合C的轴承.
2.2．电机轴承的精度选择
性能要求
用
例
适用精度等级
要求轴具有高旋转
音响、影 录音机）
像机
器主
轴（
录像
机
、P5、P4
精度
机床主轴
P5、P4、P2、ABEC9
电子计算机、磁盘主轴
P5、P4、P2、ABEC9
喷气式发动机主轴、辅机
P5、P4
高速旋转
机床主轴
P5、P4、P2、ABEC9
张紧轮
P5、P4
要求摩擦及摩擦变
控制机器（同步马 达、陀螺万向架）
达、
伺
服马
P4、ABMA
7P
化小
计量仪表
P5
机床主轴
P5、P4、P2、ABEC9
注：在一般的工业电机，采用P6、甚至P0级精度也可以满足其使用要求。
2.2．电机轴承的精度选择
2.4、 电机轴承游隙的选择
（2）、内、外圈温度差造成的游隙减少量
轴承运转时，一般外圈温度比内圈或滚动体温度低5~10℃。若轴承 箱放热量大或轴连着热源，或空心轴内部有热流体流动，则内外圈 温度差更大。该温度差造成的内外圈热膨胀量之差便成为游隙减少 量。
直线轴承选型计算案例
直线轴承选型计算案例
假设我们要选择一种直线轴承，这个轴承需要承受1000N的
负荷，并且在运动过程中最大速度为10 m/s。
根据这些要求，我们可以进行以下计算和选择。
1. 计算动载荷：
动载荷是指轴承在运动过程中所承受的负荷。
根据题目要求，动载荷为1000N。
2. 计算静载荷：
静载荷是指轴承在停止运动时所承受的负荷。
一般来说，静
载荷应该大于动载荷。
根据经验，我们可以选择静载荷为动载荷的2至3倍。
因此，静载荷可以选择为2000N至3000N。
3. 计算额定速度：
额定速度是指轴承在正常运转条件下，可以达到的最高速度。
根据题目要求，额定速度为10 m/s。
4. 根据静载荷和额定速度选择合适的轴承型号：
可以通过轴承供应商提供的产品目录或在线选择工具来选择
合适的轴承型号。
根据题目要求，我们可以通过选择参数为静载荷大于2000N，额定速度大于10 m/s的直线轴承来进行筛选。
5. 进一步考虑其他因素：
在选择轴承时，还需要考虑其他因素，如安装方式、耐磨性、密封性等。
根据具体应用需求，我们可以进一步筛选符合要求
的轴承型号。
在实际应用中，以上的计算和选择过程可能会更加复杂，并且还需要考虑更多的因素。
因此，建议在选择轴承时，尽量咨询专业的轴承供应商或工程师，以确保选择到合适的轴承型号。
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轴承的选型计算实例
轴承的选型计算实例
一、计算实例
假设一轴承的使用条件是：
1、轴承的负载：动载荷P＝10kN，静载荷P＝8kN；
2、轴承的精度要求：等级为P3级；
3、轴承有效的节温及润滑油：ΔT＝45℃，油温及摩擦系数：μ＝0.12;
4、轴承的使用寿命：LH＝1.2×106次；
5、轴承外形尺寸：轴径d=100mm，衬套宽度B=20mm；
根据以上条件，进行轴承选型的计算.
二、计算过程
1、计算轴承的能量品质值（F）
根据轴承能量品质值计算公式：
F＝（0.008×P+0.08×C）/d2＝（0.008×18+0.08×45）/1002＝0.006
2、根据轴承的使用条件，查询选型数据，找出符号条件的轴承型号
根据上述条件，从选型数据中找出符合条件的轴承型号：
（1）轴承型号现有：QJ100；
（2）型号内轴承外形尺寸：d=100mm，B= 22mm；
（3）轴承能量品质值：F=0.006；
（4）轴承等级要求：等级为P3级；
（5）轴承的使用寿命：LH=1.2×106次。
综上所述，可选择符合条件的轴承型号为：QJ100-P3-LH。
三、结论
根据上述计算分析，可以这个轴承的选型为：QJ100-P3-LH。