推力轴承润滑计算书
液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算
§13-5 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算•、动压油膜和液体摩擦状态的建立过程流体动力润滑的工作过程：起动、不稳定运转、稳定运转三个阶段起始时*0,轴颈与轴承孔在最下方位置接触1、起动时，由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿孔壁向右上方爬开。
2、不稳定运转阶段，随转速上升，进入油楔腔油逐渐增多，形成压力油膜，把轴颈浮起推向左下方。
（由图b—•图c ）3、稳定运转阶段（图d）:油压与外载F平衡时，轴颈部稳定在某一位置上运转。
转速越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。
（但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力）（1）相对运动两表而必须形成一个收敛楔形向心轴承动压油膜形成过程(2) 被油腹分开的两表面必须有一定的相对滑动速度v 沙其运动方向必须使润滑从大口流进, 小口流出。
(3) 润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。
V 越大，n 越大，油膜承载能力越高。
实际轴承的附加约束条件:二、最小油膜厚度h 込1、几何关系压力 PV 值 速度 最小油膜厚度温升"[p]吨]札鈕—]图13-13径向滑动轴承的几何参数和油压分布0—轴颈中心，(X—轴承中心，起始位置F与00：重合，轴颈半径-r,轴承孔半径R・•・半径间隙： (13-6-1)C = =芯=D-丘半径间隙： 2 2 (13-6)A C相对间隙：(13-7)偏心距：它=C，O1(13-8)偏心率：(13-9)以00：为极轴，任意截面处相对于极轴位置为“ 处对应油膜厚度为h,h= C(l+£cu 朝OPj. = C+e = R—r +eW=18D时：h^ = R-r-e=C-e = C(l-^) (13_10)h的推导：在厶占。
】中，根据余弦定律可得R2 =『+ (r + hY - 2叹 +/?)cos @= [(r + A) -ecos 如'+『2 2略去高阶微量 e sm，再引入半径间隙c= R—*，并两端开方得豎®¥ 去h（13-12）三. 流体动力润滑基本方程（雷诺方程）流体动力润滑基本方程（雷诺方程）是根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后 简化而得的。
水润滑卧式橡胶滑动轴承和推力轴承设计计算
水润滑卧式橡胶滑动轴承和推力轴承设计计算
设计计算水润滑卧式橡胶滑动轴承和推力轴承需要考虑以下几个因素：
1. 轴承承载能力: 根据实际应用情况确定轴承的承载能力，包括径向承载和推力承载。
2. 轴承尺寸选择: 根据轴承承载能力和工作条件，选择合适的轴承尺寸。
通过计算轴承上的压应力和摩擦力，来确定轴承的尺寸。
3. 润滑剂选择: 根据工作条件选择合适的润滑剂。
润滑剂的选择会影响轴承的摩擦系数和摩擦功耗。
4. 轴承摩擦力计算: 根据轴承材料和润滑剂的摩擦系数，计算轴承摩擦力。
5. 轴承寿命估算: 根据轴承的使用寿命要求和实际工作条件，估算轴承的寿命。
以上是一般设计计算水润滑卧式橡胶滑动轴承和推力轴承的一些关键要素，具体设计计算方法需要根据实际情况进行详细分析和计算。
建议根据具体的工程要求和技术条件，进行轴承的选型和设计计算。
dyrobes推力轴承计算
dyrobes推力轴承计算
摘要：
1.引言
2.dyrobes推力轴承介绍
3.推力轴承计算公式
4.计算示例
5.总结
正文：
【引言】
在机械工程领域，轴承的计算是非常重要的。
本文将详细介绍dyrobes推力轴承的计算方法。
【dyrobes推力轴承介绍】
dyrobes推力轴承是一种特殊的轴承类型，主要承受轴向力。
它由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。
内圈和外圈之间的空隙允许滚动体自由滚动，从而减小轴向力对轴承的影响。
【推力轴承计算公式】
推力轴承的计算主要包括以下几个方面：
1.计算轴承的额定载荷
2.计算轴承的额定转速
3.计算轴承的寿命
【计算示例】
假设我们有一个dyrobes推力轴承，其型号为T40，内径为40mm，外径为80mm，宽度为20mm。
现在需要计算该轴承的额定载荷、额定转速和寿命。
1.计算额定载荷
根据轴承的尺寸和材料，可以查阅相应的额定载荷表。
假设该轴承的额定载荷为100N。
2.计算额定转速
根据轴承的尺寸和材料，可以查阅相应的额定转速表。
假设该轴承的额定转速为1000rpm。
3.计算寿命
轴承的寿命可以通过以下公式计算：
寿命= C/P
其中，C为额定载荷，P为额定转速。
假设该轴承的寿命为10000小时。
【总结】
本文详细介绍了dyrobes推力轴承的计算方法，包括额定载荷、额定转速和寿命的计算。
通过查阅相应的数据表和公式计算，可以得到轴承的具体参数。
液体动力润滑径向滑动轴承设计计算
液体动力润滑径向滑动轴承设计计算流体动力润滑的楔效应承载机理已在第四章作过简要说明，本章将讨论流体动力润滑理论的基本方程（即雷诺方程）及其在液体动力润滑径向滑动轴承设计计算中的应用。
（一）流体动力润滑的基本方程流体动力润滑理论的基本方程是流体膜压力分布的微分方程。
它是从粘性流体动力学的基本方程出发，作了一些假设条件后得出的。
假设条件：流体为牛顿流体；流体膜中流体的流动是层流；忽略压力对流体粘度的影响；略去惯性力及重力的影响；认为流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向不变。
图12－12中，两平板被润滑油隔开，设板A 沿x 轴方向以速度v 移动；另一板B 为静止。
再假定油在两平板间沿 z 轴方向没有流动(可视此运动副在z 轴方向的尺寸为无限大)。
现从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析。
作用在此微单元体右面和左面的压力分别为p 及p p dx x ∂⎛⎞+⎜∂⎝⎠⎟，作用在单元体上、下两面的切应力分别为τ及dy y ττ⎛⎞∂+⎜⎟∂⎝⎠。
根据x 方向的平衡条件,得：整理后得根据牛顿流体摩擦定律,得，代入上式得 该式表示了压力沿x 轴方向的变化与速度沿y 轴方向的变化关系。
下面进一步介绍流体动力润滑理论的基本方程。
1．油层的速度分布将上式改写成（a）对y 积分后得（c）根据边界条件决定积分常数C1及C2:当y=0时,v= V；y=h(h为相应于所取单元体处的油膜厚度)时,v=0,则得：代入（c）式后,即得 （d）由上可见,v由两部分组成：式中前一项表示速度呈线性分布，这是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这是由油流沿x方向的变化所产生的压力流所引起的。
2、润滑油流量当无侧漏时,润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为：将式(d)代入式(e)并积分后,得（f）设在 p=p max处的油膜厚度为h0(即时当润滑油连续流动时,各截面的流量相等,由此得 ：整理后得该式为一维雷诺方程。
强制润滑轴承用油量计算
强制润滑轴承用油量计算
强制润滑是指在机械设备的运行过程中，通过润滑油泵将润滑油以一定的压力和流量输送到轴承上，以保证轴承得到充分的润滑。
在使用强制润滑系统时，需要根据轴承的尺寸、转速、工作温度等因素，计算出所需的润滑油量。
首先，需要确定轴承的尺寸，包括内径、外径、宽度等参数。
在确定轴承尺寸的基础上，需要了解轴承的转速，通常以每分钟转速（RPM）来表示。
同时，还需要考虑轴承的工作温度范围，以确定所需的润滑油的黏度。
根据轴承的尺寸、转速和工作温度范围，可以通过相关公式计算出所需的润滑油量。
一般情况下，润滑油量的计算公式为：
Q ＝(0.001～0.005)×D×L×n
其中，Q为润滑油量，单位为升/分钟；D为轴承内径，单位为毫米；L为轴承长度，单位为毫米；n为每分钟转速，单位为转/分钟。
根据实际情况，可以将0.001～0.005的系数进行调整。
除了润滑油量的计算，还需要确定润滑油的供油方式、压力和流量等参数。
这些参数需要结合实际情况进行选择和设计，以确保轴承得到充分的润滑，同时避免润滑油过多或过少的情况发生。
总之，强制润滑轴承的油量计算需要考虑轴承的尺寸、转速、工作温度等因素，并通过相关公式进行计算。
在确定润滑油量的同时，还需要结合实际情况，选择合适的润滑油供油方式、压力和流量等参数，以确保轴承得到充分的润滑。
不完全液体润滑滑动轴承设计计算
第五节不完全液体润滑滑动轴承设计计算
一、失效形式和设计准则
采用润滑脂、油绳、滴油润滑的滑动轴承得不到足够的润滑剂，在不完全液体润滑状态下工作。
1、失效形式
磨损：磨损使配合间隙增大，间隙过大使正常运行条件破坏，产生噪音。
胶合：摩擦发热使油温升高，油的粘度下降，润滑条件恶化产生胶合。
2、设计准则：
以条件性限制P、PV、V进行校核。
二、设计步骤：
1、根据工作条件、使用要求确定轴承的结构形式。
2、选择轴瓦的结构和材料。
3、确定轴承的基本尺寸。
由轴径d根据宽径比确定轴承的宽度B，宽径比一般取B/d
＝0.5－1.5。
4、验算工作能力：
径向轴承：
1）验算轴承的平均压力p（单位为MPa）p= ≤[p]
2）验算轴承的速度v:v= ≤[v]
3）验算轴承的pv值：pv= ≤[pv]
B－轴承宽度，mm
d---轴承直径，mm
F――径向载荷，N
[p]――轴瓦材料的许用压力，MP a，见表12－2。
[v]――许用滑动速度，m/s，见表12－2。
[pv]――许用[pv]值，见表12－2。
止推轴承：
止推轴承常用的结构是空心式、单环式和多环式。
对止推轴承校核其许用的[p]和[pv]值。
1）验算轴承的平均压力p：
2）验算轴承的pv值：
F a――轴向载荷，N
Z――环的数目
d2—轴环直径，mm
d1――轴承孔的直径，mm
[p]――许用压力，MP a，见表12－6。
[pv]――许用[pv]值。
见表12－6。
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推力轴承润滑计算书
目录一、基本数据二、润滑计算三、推力盘计算编制：校对：日期：一、基本数据1、额定转速：n= 1000r/min2、轴向推力：P=6000Kg=60000N3、推力瓦块数：Z =8块4、单个推力瓦扇形夹角：θ=45°5、推力瓦块外径：D=40cm6、推力瓦块内径：d=24cm7、推力瓦块宽度：b=（D-d）/2=（40-24）/2=8 cm8、系数：Kσ=b×（1+ b/（2×r））×θ/ r=8×（1+8/（2×12））×45×π/（180×12）=0.79、每个推力瓦块工作面积：F= Kσ×r2= 0.7×122=100.8 cm210、每个推力瓦块承受的轴向推力：P 1=P/ Z=6000/8=750Kg=7500N11、每个推力瓦块承受的单位压力：P pj=P1/ F=750/100.8=7.44（Kg/cm2）=0.744MPa12、推力瓦块平均直径：D pj=（D+d）/2=（40+24）/2=32cm13、单个推力瓦平均周长：l=π×D pj×θ/360=π×32×45/360=12.6 cm14、平均周速：v pj=π×D pj×n/6000=π×32×1000/6000=16.76（m/s）15、根据θ值和b/r比值查曲线得计算系数：K1=1.8K2=0.07K3=0.3K4=1K5=0.008二、润滑计算1、轴承工作时润滑油层中的温升：△t= P pj/（K1×γ×C）式中：γ—润滑油的比重，γ=0.9克/厘米3。
C—润滑油比热：C=0.47千卡/公斤.度。
△t= 7.44/（1.8×0.9×0.47）=9.8℃2、假定油膜平均温度为t pj= 50℃（一般为40℃～55℃）3、润滑油的进油温度：t1= t pj-△t/2=50-9.8/2=45.1℃4、润滑油的出油温度：t2= t1+△t=45.1+9.8=54.9℃5、最小油膜厚度：δmin= K2×（F×n×u/（γ×C×△t））1/2式中：u—润滑油粘性系数，u=0.0027公斤.秒/米2。
轴承寿命及推力计算
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 h6010610=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。
推力滚针轴承的润滑油路设计
推力滚针轴承的润滑油路设计
导言：
推力滚针轴承广泛应用于工业机械设备中，以减小轴向载荷和减少摩擦损耗。
润滑油路设计是保证轴承正常运转和延长使用寿命的重要环节。
本文将介绍推力滚针轴承的润滑油路设计。
一、润滑油的选用
润滑油是轴承润滑的关键因素之一。
推力滚针轴承的工作环境通常处于重负荷和高温的条件下，因此应选用具备良好抗压性和高温稳定性的润滑油。
润滑油的粘度也是一个重要的考虑因素，需根据轴承的运转速度和工作温度进行合理选择。
二、润滑油路布置
润滑油路设计的主要目标是将润滑油均匀地输送到推力滚针轴承的各个部位，以形成稳定的润滑膜。
一般来说，采用两种基本的润滑方式：静压式润滑和油注式润滑。
1. 静压式润滑
静压式润滑是在轴承内部建立一个润滑油压力区域，以保证润滑油能够在各滚针之间形成良好的油膜。
在润滑油路设计中，需设置油孔和槽道，将润滑油从油底流入轴承内部。
静压式润滑要求润滑油压力稳定，油孔和槽道的设计要合理，以确保油膜在高速和大负荷工况下也能稳定运行。
2. 油注式润滑
油注式润滑是将润滑油直接注入轴承外部，通过轴承壳或油管进入轴承内部。
这种润滑方式相对简单，但需要注意油注量和注油位置的合理性。
过多的润滑油可能导致油泡产生，从而减小润滑效果；而过少的润滑油则可能引起摩擦增大，加速轴承的磨损。
三、润滑油温控制
推力滚针轴承在高速和大负荷工况下容易产生摩擦热，进而使润滑油温度升高。
过高的润滑油温度会导致油膜破坏，轴承过热甚至损坏。
润滑油路设计应考虑到合理的冷却措施，如装配散热片、喷水冷却等方法，以保持润滑油温度的合适范围。
轴承干油润滑时耗油量的计算
轴承耗油量的计算根据轴承制造商SKF 公司提供的最低耗油量公式（经验公式）为：Q=C ×D ×B式中 Q —单个轴承所需要的耗油量，ml/hC —系数，对于油气润滑，C=0.00003～0.00005;对于油雾润滑，C=0.0005;对于油脂润滑，C=0.003～0.005;D —轴承外径，mmB —轴承列宽，mm另外，油脂的填充量有这样的条件：g n —轴承脂润滑时的极限转速（r/min ）n — 轴承的实际工作转速（r/min ） 当n n g<1.25时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的1/3;当1.25<n n g<5时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的1/3～2/3; 当n n g>5时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的2/3以上;轴承内部自由空间V 的计算公式为：V=W ×K式中 W —轴承的自重（Kg ）K —轴承内部自由空间系数其中，轴承内部自由空间系数K 的值见下表：举例说明：参数为95/145×24的深沟球轴承，实际工作转速为800～2000 r/min轴承内径为95mm ，则内径代号为19，查手册得到型号为6019系列，油脂润滑时的极限转速为4000 r/min ，重量为1.15Kg,查上表得，K=61，所以，轴承内部自由空间V=WK=1.15×61=70.15mlnn g=4000/（800～2000）=2～5， 故1.25<n n g <5 所以润滑脂填充量Q=V ×（1/3～2/3）=23.4～46.8ml而由轴承制造商SKF 公司提供的最低耗油量得：m i n Q =C ×D ×B=0.005×145×24=17.4ml/h。
滑动轴承的润滑油量
滑动轴承的润滑油量
液体动压和静压轴承的给油量，可参阅有关书籍及文献中的计算公式。
因为不同的轴承结构参数、工作条件其供油量也不同。
在普通滑动轴承的间隙中保持的油量为
γπL d D Q 4
)
(22-=
，g
式中γ——润滑油的密度(γ=0.9g ／cm 3
)；
D ——轴承孔的直径，cm d ——轴颈的直径，cm L ——轴承长度，cm 。
人工加油、滴油和线芯润滑的滑动轴承的耗油量，主要根据轴颈直径、转速、轴承长度
L 和轴颈直径d 的比值而定。
当专
d L =l 时，每班(8h)的耗油量可参见表1。
若d L
≠1时，则耗油量应将表上所查得数值再乘上d
L
的实际数值。
油绳油杯根据油线厚度不同其供油能力可参考表2。
采用油环润滑的滑动轴承，根据轴颈直径及油槽容积来确定其耗油量和加油量，可参考表3。
表3 滑动轴承油环润滑的耗油量
针阀油杯(GB1159—74)最小流量为每分钟不超过5滴。
如果观察到轴承流出来的油量非常少，说明供油量不足。
将会造成轴承温度上升，加剧轴颈和轴瓦的磨损。
因此要适当加大给油量；若流出的油都是新油，则说明给油量太多，这样又会造成浪费。
采用循环给油时的供油量，对于高速机械(例如涡轮鼓风机、高速电动机的轴承等)可由经验公式
Q=（0.06～0.15）DL, L/min
式中Q——给油量，L/min；
D——轴承孔直径，cm；
L——轴承长度，cm。
对于低速机械
Q=（0.003～0.006）DL, L/min。
摩擦学原理-推力轴承润滑
o1
U o2
R1
R2 h
W
P
第4章 径向轴承润滑
§4-1 轴心位置与间隙形状
目的:
求h与各因子的关系, 建立h与θ关系
e: 为偏心距(可测出)
c: 半径间隙 (可测出)c = R1 － R2
φ: 偏位角 ε: 偏心率
e 1
c
ψ θ
o1
U o2
R1
R2 h
W
P
o1
e θ
o2
R2
R1
α
h
第4章 径向轴承润滑
θ θ＝0 θ＝π θ＝2π
o1
e θ
o2
R2
R1
α
h
第4章 径向轴承润滑
§4-2 无限短轴承
无限短近似
(L B
1) 3
p 0 x
d dy
(h3
dp ) dy
6(u0
uh
)
dh dx
h3
dp dy
6(u0
uh
)
dh dx
y
c1
y 2
dh
p 3 h3 (u0 uh ) dx c1 y c2
§4-1 轴心位置与间隙形状
R2 h ecos R1 cos
ψ θ
e R1
sin sin
cos 1
cos
(1 sin
1
2)2
(1
e2 R12
sin
1
2)2
e －12
R1
R2 h
W
P
o1
e θ
o2
R2
R1
α
h
第4章 径向轴承润滑
§4-1 轴心位置与间隙形状
轴承脂润滑计算公式
轴承脂润滑计算公式
SKF计算公式：（适用性广）
SKF轴承补充油脂量：
1、从轴承侧面补充油脂的适量可从公式Gp = 0,005 D B得到，（手动润滑）
2、从轴承外圈或内圈的环形槽和注油孔补充油脂的适量可从Gp = 0,002 D B得到。
（自动润滑）
式中
Gp = 补充时加入的油脂量，单位为克
D = 轴承外径，mm
B = 轴承总宽度（推力轴承使用总高度H），mm
SKF轴承补充时间：
纵向单位：tf 运行小时
横向单位：Abf
其中：A=ndm n=转速r/min dm=轴承平均直径0.5（d+D）mm
bf=轴承系数，取决于轴承种类和载荷条件载荷比C/P，见表2；
再润滑间隔时间t f是一个估计值，对于运行温度为摄氏70度、使用高质量锂增稠剂/矿物油油脂的轴承比较有效。
福伊特计算公式（适用于高速或较高速的轴承润滑）
quantity of grease:
M = (D x B x 0,002)[g] （自动润滑）
D= outside diameter of bearing B= width of bearing 周期为168小时。
dyrobes推力轴承计算
dyrobes推力轴承计算
【原创版】
目录
1.dyrobes 推力轴承的概述
2.推力轴承的计算方法
3.dyrobes 推力轴承的优缺点
4.dyrobes 推力轴承的应用领域
正文
【1.dyrobes 推力轴承的概述】
dyrobes 推力轴承是一种主要用于承受轴向载荷的轴承，其结构简单，承载能力大，广泛应用于各种机械设备的传动系统中。
【2.推力轴承的计算方法】
推力轴承的计算主要包括轴承类型选择、轴承尺寸选择和轴承的额定负荷计算。
其中，轴承类型选择主要根据承受的轴向载荷和转速来确定；轴承尺寸选择则根据计算的轴向载荷和轴承的额定负荷来确定；额定负荷计算则需要考虑轴承的工作条件和使用寿命。
【3.dyrobes 推力轴承的优缺点】
dyrobes 推力轴承的优点主要有：承载能力大，抗冲击性能好，寿命长，安装维护方便；缺点则主要有：摩擦系数大，效率低，对安装精度要求高。
【4.dyrobes 推力轴承的应用领域】
dyrobes 推力轴承广泛应用于各种工业设备中，如齿轮箱、减速器、汽车变速器、船舶推进器等。
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轴承干油润滑时耗油量的计算
轴承耗油量的计算根据轴承制造商SKF 公司提供的最低耗油量公式（经验公式）为：Q=C ×D ×B式中 Q —单个轴承所需要的耗油量，ml/hC —系数，对于油气润滑，C=0.00003～0.00005;对于油雾润滑，C=0.0005;对于油脂润滑，C=0.003～0.005;D —轴承外径，mmB —轴承列宽，mm另外，油脂的填充量有这样的条件：g n —轴承脂润滑时的极限转速（r/min ）n — 轴承的实际工作转速（r/min ） 当n n g<1.25时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的1/3;当1.25<n n g<5时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的1/3～2/3; 当n n g>5时，润滑脂填充量占轴承内部自由空间的2/3以上;轴承内部自由空间V 的计算公式为：V=W ×K式中 W —轴承的自重（Kg ）K —轴承内部自由空间系数其中，轴承内部自由空间系数K 的值见下表：举例说明：参数为95/145×24的深沟球轴承，实际工作转速为800～2000 r/min轴承内径为95mm ，则内径代号为19，查手册得到型号为6019系列，油脂润滑时的极限转速为4000 r/min ，重量为1.15Kg,查上表得，K=61，所以，轴承内部自由空间V=WK=1.15×61=70.15mlnn g=4000/（800～2000）=2～5， 故1.25<n n g <5 所以润滑脂填充量Q=V ×（1/3～2/3）=23.4～46.8ml而由轴承制造商SKF 公司提供的最低耗油量得：m i n Q =C ×D ×B=0.005×145×24=17.4ml/h。
不完全液体润滑滑动轴承的设计计算
不完全液体润滑滑动轴承的设计计
算
采用润滑脂，油绳或滴油润滑的径向滑动轴承，由于轴承中得不到足够的润滑剂，在相对运动表面间难以产生一个完全的承载油膜，轴承只能在混合摩擦润滑状态（边界润滑和液体润滑同时存在）下运转。
这类轴承可靠的工作条件是：边界膜不遭破裂，维持粗糙表面微腔内有液体润滑存在。
在工程上，这类轴承以维持边界油膜不遭破坏作为设计的最低要求。
但是促使边界油膜破裂的因素较复杂，所以目前仍采用简化的条件性计算。
这种计算方法只适于对工作可靠性要求不高的低速、重载或间歇工作的轴承。
对于重要的不完全液体润滑径向轴承，设计计算方法可参考相关手册。
径向滑动轴承的计算
在设计时，通常是已知轴承所受径向载荷F(N)、轴颈转速n (r/min)及轴颈d(mm), 然后进行验算。
1．验算轴承的平均压力p ——防止过度磨损
式中：B——轴承宽度，mm(根据宽经比B/d确定)；
[P]——轴瓦材料的许用压力，MPa,其值见常用金属轴承材料性能表。
2．验算轴承的pV值——限制轴承的温升，防止胶合。
dyrobes推力轴承计算
dyrobes推力轴承计算
摘要：
1. dyrobes 推力轴承概述
2. 推力轴承的计算方法
3. dyrobes 推力轴承的实际应用
正文：
一、dyrobes 推力轴承概述
dyrobes 推力轴承是一种用于承受轴向力的机械元件，广泛应用于各种工业设备、汽车、船舶等机械传动系统中。
其主要作用是固定轴，使轴能够顺畅地转动，同时承受轴向力，保证机械传动的稳定性和可靠性。
二、推力轴承的计算方法
推力轴承的计算主要包括轴承的类型选择、尺寸参数的确定以及承载能力的计算等。
首先，根据工况条件和轴承的使用要求，选择合适的轴承类型。
常见的轴承类型有推力球轴承、推力圆锥轴承、推力滚针轴承等。
其次，确定轴承的尺寸参数。
这包括轴承的内径、外径、宽度、轴承间隙等。
尺寸参数的确定需要考虑轴承的承载能力、转速、温升等因素。
最后，计算轴承的承载能力。
这需要根据轴承的材料、结构、尺寸等因素，以及工作条件，如负荷、转速、工作温度等，来确定轴承的承载能力。
三、dyrobes 推力轴承的实际应用
dyrobes 推力轴承在实际应用中，需要根据具体的工况条件进行选择和计算，以保证其使用的稳定性和可靠性。
例如，在汽车传动系统中，dyrobes 推
力轴承需要能够承受高速转动和高负荷的压力，因此需要选择承载能力大、转速高、耐磨性好的轴承。
总的来说，dyrobes 推力轴承的计算是一个复杂的过程，需要考虑多种因素。
轴承润滑剂加入量计算公式
轴承润滑剂加入量计算公式在工业生产中，轴承是一种常见的机械零件，用于支撑和旋转机械装置。
为了确保轴承的正常运转和延长使用寿命，润滑剂的使用至关重要。
正确的润滑剂加入量可以有效减少摩擦和磨损，提高轴承的工作效率和使用寿命。
因此，轴承润滑剂加入量的计算是非常重要的。
润滑剂的加入量计算公式可以帮助工程师和技术人员准确地确定轴承所需的润滑剂量，从而确保轴承的正常运转和延长使用寿命。
下面将介绍轴承润滑剂加入量计算公式及其应用。
轴承润滑剂加入量计算公式。
轴承润滑剂加入量的计算公式通常基于轴承的尺寸、转速、负荷和工作环境等因素。
常用的轴承润滑剂加入量计算公式如下：1. 根据轴承尺寸计算润滑剂加入量：润滑剂加入量 = 轴承容纳空间的百分比×轴承容纳空间的体积。
其中，轴承容纳空间的百分比是指轴承容纳空间中填充润滑剂的百分比，一般取值为30%~60%。
2. 根据转速和负荷计算润滑剂加入量：润滑剂加入量 = (0.113 ×载荷×转速) / (油脂的粘度×轴承容纳空间的体积)。
其中，载荷为轴承所承受的负荷，转速为轴承的工作转速，油脂的粘度是指润滑剂的粘度，通常以厘米/秒为单位。
3. 根据工作环境计算润滑剂加入量：润滑剂加入量 = K × (轴承容纳空间的体积)。
其中，K为工作环境系数，根据工作环境的不同取值也不同。
以上是常见的轴承润滑剂加入量计算公式，通过这些公式可以根据轴承的实际工作情况和工作环境来计算出合理的润滑剂加入量，从而确保轴承的正常运转和延长使用寿命。
应用实例。
下面通过一个应用实例来说明轴承润滑剂加入量计算公式的具体应用。
假设有一个直径为50mm的轴承，工作转速为3000rpm，承受的负荷为500N，润滑剂的粘度为100厘米/秒，轴承容纳空间的体积为1000立方厘米，工作环境系数K为0.5。
我们可以通过上述的计算公式来计算润滑剂的加入量。
首先，根据轴承尺寸计算润滑剂加入量：润滑剂加入量 = 0.5 × 1000 = 500立方厘米。
轴承润滑油量计算及供油方式设计
轴承润滑油量计算滚动轴承润滑所需的油量在很大程度上取决于轴承类型、供油系统设计、润滑油类型等因素。
很难给出一个适合任何情况，具有广泛适用性的简单明了的公式。
具有油液自动传输功能的轴承(如角接触球轴承)所需油量大于不具有油液自动传输功能的轴承(如双列圆柱滚子轴承)所需油量。
尤其当速度性系数(n.dm)值较大时，其差异更明显。
通过大量实验，供油量Q的粗略计算公式如下:Q=WdB 式中Q——供油量，mm3/h W——系数，0.01mm/h d——轴承内径，mm B——轴承宽度，mm 然而，实际供油量还要在此数值基础上扩大4～20倍。
为了获得最佳润滑效果，还需通过实验来修正供油量多少。
4.2 供油方式设计对于高速旋转的轴承，为了可靠地将润滑油送入轴承内部，应十分重视供油方式(如喷嘴形式、安装位置等)的设计。
轴承润滑方式完全取决于轴承类型和配置方式(图4a)。
对单列轴承而言，最佳润滑方式为从一边进入轴承内部。
喷嘴孔应与内环齐平，不能指向保持架。
尤其当轴承自身吸排油方向不易确定时(如角接触球轴承)，润滑油必须按上述方向进入轴承内部。
若条件许可，润滑油最好经过一个特制喷管后再进入轴承内部。
喷管长度取决于轴承大小，直径为0.5～1.0mm。
也允许把润滑油送到轴承外圈处(图4b)。
在这种情况下，要注意察看润滑油是否进入了钢球与外圈之间形成的压力区域。
对双列轴承而言，润滑油必须从与外圈滚道边齐平的地方喷入轴承内部，以对轴承充分润滑。
当轴承外径介于150～280mm时，需要再增加一个喷嘴。
此外，为了防止在轴承底部形成油渣沉淀，需要安装一个泄油管，其长度大于5mm。
为了满足现代机床高速主轴对润滑系统的要求，对油-气集中润滑系统的各个参数还要作进一步详细而精确的研究。
这是因为：润滑油类型、润滑方法、润滑量以及轴承类型、轴承配置等因素均对轴承转速提高有着决定作用。
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目录
一、基本数据
二、润滑计算
三、推力盘计算
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校对：
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一、基本数据
1、额定转速：
n= 1000r/min
2、轴向推力：
P=6000Kg=60000N
3、推力瓦块数：
Z =8块
4、单个推力瓦扇形夹角：
θ=45°
5、推力瓦块外径：
D=40cm
6、推力瓦块内径：
d=24cm
7、推力瓦块宽度：
b=（D-d）/2
=（40-24）/2
=8 cm
8、系数：
Kσ=b×（1+ b/（2×r））×θ/ r
=8×（1+8/（2×12））×45×π/（180×12）
=0.7
9、每个推力瓦块工作面积：
F= Kσ×r2
= 0.7×122
=100.8 cm2
10、每个推力瓦块承受的轴向推力：
P 1=P/ Z
=6000/8
=750Kg
=7500N
11、每个推力瓦块承受的单位压力：
P pj=P1/ F
=750/100.8
=7.44（Kg/cm2）
=0.744MPa
12、推力瓦块平均直径：
D pj=（D+d）/2
=（40+24）/2
=32cm
13、单个推力瓦平均周长：
l=π×D pj×θ/360
=π×32×45/360
=12.6 cm
14、平均周速：
v pj=π×D pj×n/6000
=π×32×1000/6000
=16.76（m/s）
15、根据θ值和b/r比值查曲线得计算系数：
K1=1.8
K2=0.07
K3=0.3
K4=1
K5=0.008
二、润滑计算
1、轴承工作时润滑油层中的温升：
△t= P pj/（K1×γ×C）
式中：
γ—润滑油的比重，γ=0.9克/厘米3。
C—润滑油比热：C=0.47千卡/公斤.度。
△t= 7.44/（1.8×0.9×0.47）
=9.8℃
2、假定油膜平均温度为
t pj= 50℃（一般为40℃～55℃）
3、润滑油的进油温度：
t1= t pj-△t/2
=50-9.8/2
=45.1℃
4、润滑油的出油温度：
t2= t1+△t
=45.1+9.8
=54.9℃
5、最小油膜厚度：
δmin= K2×（F×n×u/（γ×C×△t））1/2
式中：
u—润滑油粘性系数，u=0.0027公斤.秒/米2。
δmin =0.07×（100.8×1000×0.0027×10-4/（0.9×0.47×9.8））1/2 =0.0057（cm）
=0.057（mm）＞0.01（mm）
6、轴颈变形量：
ε=0.3183×（L/d）2×（0.343×（L/d）2/E+0.222/G）×P×d
式中：
E—材料弹性系数，E=2.1×1010（公斤/米2）=2.1×105（MPa）。
G—材料刚度系数，G=8.1×109（公斤/米2）=8.1×104（MPa）。
于是可求得：
ε=0.3183×（0.2/0.2）2×（0.343×（0.2/0.2）2/2.1×1010+0.222/8.1×109）×112500×0.2
=0.000000313（m）
ε+2×5×10-6=0.000000313+0.00001
=0.000010313（m）
=0.01（mm）
三、推力盘计算
1、推力盘平均压力：
P pj’ =P/（π×（R2-r2））
= 6000/（π×（202-122））
=7.5（Kg/cm2）
=0.75（MPa）
当r/R=0.6，查曲线得系数：
α=0.625
β=0.044
2、推力盘应力：
σmax=α×P pj’×R2/ h2
式中：
h—推力盘厚度，h=7.6厘米。
σmax=0.625×7.5×202/ 7.62
=32.5（Kg/cm2）
=3.25（MPa）
3、推力盘扰度：
y max=β×P pj’×R4/（E×h3）
式中：
E—材料弹性系数，E=2.1×106（公斤/厘米2）=2.1×105（MPa）。
y max=0.044×7.5×204/（2.1×106×7.63）
=5.7×10-5（cm）
δmin＞y max+0.01
=0.0006+0.01
=0.0106（mm）
4、摩擦系数：
f= K4×（n×u/（γ×C×△t））1/2
= 1×（1000×0.0027×10-4/（0.9×0.47×9.8））1/2
=0.0081
5、一个推力瓦块的摩擦功：
△W1= 0.01×K3×F×n×（F×n×u×γ×C×△t）1/2
=0.01×0.3×100.8×1000×（100.8×1000×0.0027×0.9×0.47×9.8×10-4）1/2
=101.6（Kg.m/s）
=1016（J/s）
6、总的摩擦功：
△W=△W1×Z
=101.6×8
=812.6（Kg.m/s）
=8126（J/s）
7、总的润滑油消耗量：
按米气尔线图，当P pj=7.44（Kg/cm2），v pj=16.76（m/s）时，单位润滑油消耗量：
q2=0.05（公斤/分.厘米2）
于是可求得：
Q2= q2×Z×F/（60×γ）
=0.05×8×100.8/（60×0.9）
=0.75（Kg/s）
8、按以上计算的摩擦功计算总的润滑油消耗量：
Q1= Z ×q1
=Z×K5×F×n×δmin/（1000×K2）
=8×0.008×100.8×1000×0.0057/（1000×0.07）
=0.525（Kg/s）
9、推力盘摩擦功：
N r=0.14×10-3×ω3×γ×D4×（D+5×h）
式中：
ω—旋转角速度，ω=105（1/秒）。
γ—润滑油比重，γ=0.9（克/厘米3）。
D—推力盘外径，D=44（厘米）。
h—推力盘厚度，h=7.6（厘米）。
于是可求得：
N r =0.14×10-3×1053×0.9×0.444×（0.44+5×0.076）
=4.5（马力）
=3.4（Kw）
10、由摩擦产生的温升：
△t=（△W+75×N r）/（427×C×γ×Q2）
=（812.6+75×3.1）/（427×0.47×0.9×0.75）
=7.72℃。