轴承载荷分布及应力计算小程序
轴承负荷的计算
7.1 作用於軸系的負荷欲計算軸承負荷，須先決定作用於受軸承支持的軸系負荷。
作用於軸系的負荷有迴轉體本身重量，機械在工作中所產生的負荷及動力傳送時產生的負荷等，它們有的可以理論上作數值計算，有的則很難。
下面介紹軸承主要用途的動力傳動軸的負荷計算方法。
7.1.1 用於齒輪的負荷作用於齒輪的負荷可分為切線方向(K t )、徑向方向 (K ｓ)以及軸向方向(K ａ)。
它們的大小及方向會因齒輪種類的不同而有差異。
在此，就一般所使用的平行軸齒輪及交叉軸齒輪，介紹其計算方法。
有關其它齒輪的負荷計算方法請洽TPI 。
(1) 作用於平行軸齒輪的負荷圖7-1～7-3所示為使用於平行軸的平齒輪及螺旋齒輪的負荷情況，其大小可根據式(7-1)～(7-4)求出。
n D H K P t ⋅⋅⨯=6101.19 N nD HP ⋅⋅⨯=61095.1 kgf ….…...(7-1)αtan ⋅=t s K K (平齒輪)………..………..…………..….(7-2a)βαcos tan ⋅=t K (螺旋齒輪)………….…………….….(7-2b) 22s t r K K K +=……………………..………..…………(7-3)βtan ⋅=t a K K (螺旋齒輪)…………………….….…….(7-4)在此，t K ：齒輪切線方向負荷(切線力) N 或kgfs K ：齒輪半徑方向負荷(分離力) N 或kgfr K ：齒輪軸直角負荷(切線力和分離力的合力) N 或kgfa K ：齒輪平行方向負荷 N 或kgfH ：傳達動力 kw n ：迴轉速度 rpm D ｐ：齒輪節距直徑 mmα：齒輪壓力角 β：齒輪螺旋角實際的齒輪負荷，除了上述所求得的理論負荷外還要加上振動及衝擊，所以還要乘上表7-1所示的齒輪係數f z 來求之。
圖7-1 作用於平齒輪的負荷圖7-2 作用於螺旋齒輪的負荷圖7-3 齒輪的徑向合成力表7-1齒輪系數f負荷如圖7-4及圖7-5所示，其計算方法如表7-2所示。
四列圆锥轴承三维载荷分布与寿命计算
图)
板单元描述的接触状态
梯形板单元本构方程为 & #" ［ （ ’( （# )& )) * + )） 4 ! ! /&# !’ ! ! ./! ,’ # 3 & " ! ’ ! #$ ! ! ’ ’ ! （& + ’(+ ） & ! /) #% ! ’ ,’ !’
& ,!!-- 热连轧四辊精轧机或 ’ .!! -- 中 厚板四辊轧机， 普遍采用大型四列圆锥轴承， 同 时承受轧制力 （或弯辊力） 和轴向力。尽管按现 有轧机设计理论严格选用圆锥轴承， 但寿命短、 烧伤长期困扰着轧机安全运行。目前， 在日本大 型轧机设备事故中， 轴承寿命短、 烧伤事故率仅 ［&］ 次于轧辊 。自 )! 世纪 /! 年代中期以来， 大型 四列圆锥轴承载荷特性的试验和解析研究， 一直 是行业技术和学术界所重视的热点。 轧机四列滚动轴承寿命计算是以整体轴承 （每列滚子均载） 进行的， 仅用系数考虑偏载， 如 乘 & ! ’’ 等。然而， 轧机的轧辊弹性弯曲变形和 机架窗口中的有隙轴承座的静不定微尺度失控 行为， 直接破坏滚动轴承的均载特性。但轧机微 尺度行为和轴承偏载程度关系有其规律性， 而且 是可控的。 关于四列圆锥轴承的载荷特性的三维解析难 ［)］ 度大， 至今只有蒙特卡洛随机仿真法 和三维有限 ［’］ 元法 。然而， 这两种解法都不计轴向力和轴承座 的不同约束条件， 因而失去了圆锥轴承结构特性而 实质上变成为短圆柱滚子轴承的载荷解析。 课题组曾给出的板单元模拟滚子三维弹性 ［#］ 接触边界元法 ， 在轧制力、 水平力和轴向力及 其联合作用下， 适用于四列短圆柱滚子轴承和双 列角接触球轴承的三维载荷解析。在此基础上， 用梯形弹性板单元模拟了圆锥滚子， 计算 ) /!! 中厚板二辊轧机四列圆锥轴承的三维载荷分 -收稿日期： )!!# + !& + &0 基金项目： 国家自然科学基金资助项目 （.!!,.!,.） 、 国家重 大技术装备研制项目 （11!& + &’2 + !) + !& + !’） 资助项目 作者简介： 李 明 （&0,, + ） ， 湖北孝感， 博士生， 主要研究 方向为轧机微尺度行为及轴承载荷状态分析。 万方数据
轴承载荷下的零件应力分析
轴承载荷下的有限元分析思路分析本实例分析转轮在轴承载荷作用下的受力及变形情况。
转轮半径为200mm，厚度为40mm,受5000N的轴承载荷，材料为铝合金，如图所示：知识要点旋转形成实体分割圆柱面圆周阵列施加轴承载荷选择网格参数显示反作用力绘制步骤1．建模（1）绘制转轮的旋转轮廓，如下图所示，然后旋转形成实体，如下图所示：（2）绘制减重切除孔的草图，如下图所示：（3）圆角，圆角设置半径为5mm(4)最终建立模型如下图：2．绘制分割线新建草图，绘制一条通过坐标远点的水平直线。
选择命令“插入—曲线—分割线”，选择转轮的轴孔圆柱面作为“要分割的面”，形成轴孔圆柱面的分割线。
将转轮的轴孔圆柱面分割为两个面，从而为轴承载荷的施加创造条件。
同理，给转轮的外圆面绘制分割线，外圆分割线为竖直直线分割而成，与轴孔分割线成垂直。
3.分析（1）建立研究a）选择分析类型。
单击“simulation”,选择“算例”，定义名称为“轴承载荷分析”，分析类型为“静态”。
b）单击“属性”按钮，打开“静态”对话框，确保“使用软弹簧使模型稳定”复选框被选中。
c)选择材料。
选择材料为“1060 铝合金”。
（2）建立约束并施加载荷a)添加约束。
单击“制约”按钮，打开“制约”对话框。
在下拉菜单中选择制约类型为“使用参考几何体”，在图形区域中选择“基准轴1”作为参考几何体，在“转换”栏中单击径向按钮，激活右侧的微调框，设置径向位移为0，单击圆周按钮，设置圆周旋转的约束为0.b)选择坐标系。
选择命令“插入—参考几何体—坐标系”，打开“坐标系”对话框，单击Y轴栏目中的反向按钮，将默认坐标系的Y轴反向，单击Z轴显示栏，在图形区域中选择“基准轴1”作为Z轴方向。
c)添加载荷。
单击轴承载荷按钮，选择轴孔圆柱面的下半面作为轴承载荷的圆柱面，单击选择坐标系图标，选择新生成的“坐标系1”作为参考坐标系，在“轴承载荷”栏目中单击Y方向按钮，设置Y方向的力为650N。
基于 ABAQUS的轴承过盈配合接触应力分析
基于ABAQUS的轴承过盈配合接触应力分析*高晓果，孔德龙，赵聪，刘文龙【摘要】摘要:航空发动机主轴轴承内圈一般采用过盈配合的安装形式，通过一定的过盈量防止轴承内圈与轴发生相对转动，并对轴承内圈定位。
建立了基于ABAQUS软件的轴承内圈过盈接触问题的仿真分析方法，使用该方法分析了某型航空发动机低压转子推力球轴承的内圈过盈配合接触应力，分析了该轴承内圈在装配压紧时发生转动的根本原因。
建立的过盈配合接触应力分析方法可为航空发动机主轴轴承过盈配合的设计和校核计算提供理论依据。
【期刊名称】机械研究与应用【年(卷),期】2015(000)002【总页数】3【关键词】关键词:轴承;航空发动机;过盈;接触应力0 引言航空发动机转子系统通过滚动轴承支承到承力机匣上，轴承内圈与转子轴采用过盈配合的安装形式，通过一定的过盈量防止轴承内圈与轴的相对转动，并对轴承内圈进行定位。
从力学角度看，过盈配合是接触问题的一种［1］，属于边界条件高度非线性的复杂问题，配合面呈现出很复杂的接触状态和应力状态。
常用的过盈配合设计是以拉美(Lame)方程为基础，并在俄罗斯学者加道林院士提出的组合圆筒理论基础上进行的。
基于拉美方程和厚壁圆筒原理的传统方法存在着一定的局限性，不能很好的适用于复杂结构的过盈配合设计。
在航空发动机中，主轴轴承过盈量的设计和选取主要是参考成熟型号设计经验，很少对过盈配合的接触问题进行研究，如在某型发动的研制过程中，轴承内圈过盈装配到轴上后，采用压紧螺母进行压紧时，发生了内圈转动的现象，笔者以该工程实例为对象，使用ABAQUS有限元软件，对其过盈配合接触问题进行相应分析，分析了故障原因。
1 轴承内圈与轴的模型笔者选取了在装配时发生转动的轴承内圈与轴的模型，其结构如图1所示，图2为三维模型图。
该轴承为双半内圈角接触球轴承，是某型航空发动机的低压压气机后支点，在工作时承受低压转子轴向力。
该轴承内圈与轴承采用过盈配合的安装形式。
转盘轴承载荷能力计算小程序
30 输入 1000 输入 sin45 89.504046
轴向载荷 径向载荷 倾覆力矩
2847.5712 2847.5712
355.9464
三排滚子组合 转盘轴承的载 荷 主推力滚珠直 径 滚珠长度 回转中心 滚珠个数
50 输入
49.5 输入 3150 输入 164.93358
副推力滚珠直 径 滚珠长度 回转中心 滚珠个数
40 输入
40 输入 3125 输入 204.5307292
主推力轴向载 荷
主径向载荷
400454.61 KN 88173.492 KN
副推力轴 向载荷 副径向载 荷
321031.4325 KN 70685.82 KN
主倾覆力矩
157679 KN.m
总轴向载荷 总径向载荷 总倾覆力矩
721486.04 KN 158859.31 KN 283081.91 KN.m
18 输入 3000 输入 436.3322
球珠组合转盘 轴承的载荷
滚珠直径 滚珠长度 回转中心 滚珠个数
50 49.5 4500 241.66092
轴向载荷 径向载荷 倾覆力矩
483926 KN 21356.784 KN 53231825402.9033 KN.m
径向滚子 直径 滚珠长度 回转中心 滚珠个数
18 输入
转盘 轴承 承载 能力 载荷 计算
承载能力的载 荷计算 四点接触球转 盘轴承载荷 钢球直径 回转中心 接触角 钢球数量
25 输入 1000 输入 sin45 107.40485
轴向载荷 径向载荷 倾覆力矩
2372.976 KN 2372.976 KN
296.622 KN.m
**黄色为必须 输入数值
【精选】滚动轴承的受力分析、载荷计算、失效和计算准则
1.滚动轴承的受力分析滚动轴承在工作中，在通过轴心线的轴向载荷（中心轴向载荷）Fa作用下，可认为各滚动体平均分担载荷，即各滚动体受力相等。
当轴承在纯径向载荷Fr作用下（图6），内圈沿Fr方向移动一距离δ0，上半圈滚动体不承载，下半圈各滚动体由于个接触点上的弹性变形量不同承受不同的载荷，处于Fr作用线最下位置的滚动体承载最大，其值近似为5Fr/Z（点接触轴承）或4.6Fr/Z（线接触轴承），Z为轴承滚动体总数，远离作用线的各滚动体承载逐渐减小。
对于内外圈相对转动的滚动轴承，滚动体的位置是不断变化的，因此，每个滚动体所受的径向载荷是变载荷。
2.滚动轴承的载荷计算（1）滚动轴承的径向载荷计算一般轴承径向载荷Fr作用中心O的位置为轴承宽度中点。
角接触轴承径向载荷作用中心O的位置应为各滚动体的载荷矢量与轴中心线的交点，如图7所示。
角接触球轴承、圆锥滚子轴承载荷中心与轴承外侧端面的距离a可由直接从手册查得。
接触角α及直径D，越大，载荷作用中心距轴承宽度中点越远。
为了简化计算，常假设载荷中心就在轴承宽度中点，但这对于跨距较小的轴，误差较大，不宜随便简化。
图8角接触轴承受径向载荷产生附加轴向力1)滚动轴承的轴向载荷计算当作用于轴系上的轴向工作合力为FA，则轴系中受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=FA，不受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=0。
但角接触轴承的轴向载荷不能这样计算。
角接触轴承受径向载荷Fr时，会产生附加轴向力FS。
图8所示轴承下半圈第i个球受径向力Fri。
由于轴承外圈接触点法线与轴承中心平面有接触角α，通过接触点法线对轴承内圈和轴的法向反力Fi将产生径向分力Fri；和轴向分力FSi。
各球的轴向分力之和即为轴承的附加轴向力FS。
按一半滚动体受力进行分析，有FS ≈ 1.25 Frtan α(1)计算各种角接触轴承附加轴向力的公式可查表5。
表中Fr为轴承的径向载荷；e为判断系数，查表6；Y 为圆锥滚子轴承的轴向动载荷系数，查表7。
主轴轴承预载荷的计算
根据轴向外载荷与预载荷的关系，合理选择并施加 预载荷，就显得尤为重要。 下文就轴承受力与变形关系进行分析，以指导合理 加载预载荷，使轴承在空载和施加轴向外载荷情况下都 能处于正常工作状态。
!" 刚性预载荷概述
图 # 所示的是 $ 套承载轴承和 # 套预载轴承刚性预
冷加工
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将表 ’ 中数据带入式（ ’ ） ，计算承载轴承和预载轴 承变形量
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计算时，设定 4 , 值， 4 9 是设计任务给的数据。分 别计算出 !’ 和 !+ 值，两值之和即为承载轴承和预载轴 承的总变形量，即存在如下关系 ! ! # !’ 4 !+ # !’) 4 !+) （0）
（’） 式中! 3— — —串联轴承数量； — —轴向变形量（ 11） ； !— 4 ,) — — —预载荷（ 2） ； 5— — —球数； — —球径（ 11） ； "— — —接触角（ 3 ） 。 #— 串联轴承数量是指承载轴承数量或预载轴承数量。 如图 ’ 中承载轴承数量为 + ，预载轴承数量为 ’ 。 由于参与计算的轴承数量变化，由式（ ’ ） 可知多 个轴承串联的总变形要小于单个轴承的变形。计算时， 根据轴承的组配，分别计算承载轴承组和预载轴承的变 形量，总的变形量为承载轴承与预载轴承变形之和，即 ! ! # !’) 4 !+) 式中! !’) — — —预载荷状态下承载轴承变形量； — —预载荷状态下预载轴承变形量。 !+) — 例如：采用图 ’ 的组配，其中 + 套承载轴承是成对 顺装轴承，一般可以从厂家直接购买，轴承型号相同， 预载荷值用轴承间的隔圈高度差得到。轴承及按照工作 需要选择的预载参数如表 ’ 所示，表中参数 4 ,) 是配制 隔圈后预期得到的预载值。
SKF轴承寿命载荷定义与计算
word 格式文档如需估计轴承的预期寿命，您可以使用基本额定寿命，L10，或 SKF 额定寿命，L10m。
如果您对与润滑和污染相关的工况有经验并且知道您所处的工作条件不会对轴承的 寿命产生剧烈的影响，请使用基本额定寿命计算法；不然，SKF 推荐使用 SKF 额定 寿命。
轴承寿命定义 轴承寿命的定义是，在内圈或外圈滚动体或滚道首次出现金属疲劳（剥落）迹象之 前，轴承以一定速度运行所能够达到的旋转次数或（工作小时数）。
在相同的工况下，对外表看起来相同的轴承进行试验，结果在周期数以及导致金属 疲劳所需时间上产生了巨大差异。
因此，基于滚动接触疲劳（RCF）估计的轴承寿 命不够精确，因此需要使用统计方法来确定轴承尺寸。
基本额定寿命，L10 是基于某一足够大数量表面上完全相同的轴承在相同的工况下运 行，其中 90% 能够达到或超过的疲劳寿命。
如需用此处给出的定义确定相关的轴承尺寸，请根据之前可用的尺寸标注经验，将 计算出的额定寿命与轴承应用的预期服务寿命进行对比。
否则，请使用表 1 和 表 2 中列出的有关不同轴承应用约定寿命的指南。
鉴于轴承疲劳寿命的统计分布，只要特定轴承失效概率的确定与相似条件下运行的 一组轴承相关，单个轴承可观察到的失效时间就可根据其额定寿命进行评估。
在各种应用中，对轴承失效进行的众多调查已确认，基于 90% 可靠性的设计准则和 采用动态安全系数，可以设计出可避免典型疲劳失效的、坚固耐用的轴承解决方案。
基本额定寿命 如果您只考虑载荷和速度，您可以使用基本额定寿命，L10。
轴承的基本额定寿命按 ISO 281 标准表示为进行计算如果速度保持不变，最好用工作小时计算寿命值，可通过以下公式获得专业整理word 格式文档当L10 基本额定寿命（90%的可靠性）[百万转] L10h 基本额定寿命（90%的可靠性）[百万小时] C 基本额定动载荷[kN] P 轴承等效动载荷[kN] n 转速 [r/min] p 寿命公式的指数3 表示球轴承 10/3 表示滚子轴承SKF 额定寿命 由于现代轴承的质量提高不少，在某些应用中，轴承的实际工作寿命可能明显偏离 其计算得出的基本额定寿命。
回转轴承中关于载荷分布与接触角变化的三维简化有限元分析
回转球轴承中关于载荷分布与接触角变化的三维简化有限元分析在一些工业结构中，螺栓轴承连接是一种重要的连接，并且，制造商总是在寻求一种快速的计算模型来进行安全设计。
在这篇文章中，所有的有限元和数值模型都减少了对整体的研究而加强了对主要的关键部分的研究。
所以，对这些模型来说，主要关注的是最低等效接触载荷和相关的接触角。
所以，一个载荷分布的计算模型考虑了（诸如支撑架的刚度，接触角的变化等）因素。
这篇文章中，展示了一个回转球轴承中关于载荷分布与接触角变化的三维简化有限元模型。
基于赫兹理论，本方法的关键因素是在滚道中心之间用非线性缓冲弹簧来代替滚子单元。
接触区域用刚性壳单元，以此来减少数值的奇异性。
与每一个滚道曲率中心相关的刚性壳耦合到曲率中心。
这种方法主要关注的不仅是在比较少的时间里计算出接触载荷的分布，而且关注由于滚道曲率中心变化所带来的接触角的变化。
呈现了在单独承受轴向力、单独承受倾覆力矩和同时承受轴向力和倾覆力矩条件下的结果。
对影响最大的（比如接触角、轴承的刚度和支撑架等）进行了讨论。
最后，对一个标准的球轴承进行了初步试验。
结果是激动人心的。
有限元研究展现了对一些要素的影响并且和试验结果又很好的吻合。
所以这个模型可以应用到其他回转轴承，比如滚珠轴承。
还有，这可以证明，在一些复杂的工业设备，比如起重设备和升降设备中，对载荷分布与接触角变化的影响。
介绍：回转轴承，作为大型工业设备（起重机、重要工程机械）的连接装置，必修达到安全标准，并且能够抵抗过载和恶劣条件下对其寿命的影响。
区别于传统的轴承，他们呈现出特殊的特质。
除了他们的直径（直径分布一般从0.5米到15米），这些轴承经常在低速重载下工作。
所以，伴随着支撑架的螺栓连接经常受到极限载荷所以必须要进行精确设计。
在这个框架中，最合适的方法就是局部分析方法，这样减少了对整体的研究而加强了对关键重要部分的研究。
所以，分析模型和有限元分析模型研究可以被用来研究基础螺栓连接，进而，进行精确尺寸设计。
基于Matlab的球轴承接触应力与变形和负荷分布的计算
基于Matlab 的球轴承接触应力与变形和负荷分布的计算Ξ陈锦江,任成祖,徐燕申(天津大学机械学院,天津 300072)摘 要:提出了在MATLAB 环境下计算滚动轴承中接触应力与变形和负荷分布的方法,具有编程简洁高效,计算精度高,通用性好等特点:给出了金属球轴承无量纲接触参数的计算曲线和两个计算实例。
关键词:球轴承;接触应力与变形;负荷分布;超越方程;MATLAB中图分类号:TH133.33 文献标识码:A 文章编号:1007-4414(2004)01-0059-02 众所周知,对于滚动轴承的分析和计算是相当复杂的,往往需要借助于相应的专用程序[1]。
如接触应力与变形和负荷分布的计算是滚动轴承分析的基础,需要求解一个含有第一类和第二类完全椭圆积分等特殊积分的超越方程[2]。
问题是此类方程无法采用解析方法,因而有的用C 或FORTRAN 等语言进行编程计算[3,4]、或采用筒化方程[5]、或寻找其它各种替代算法[6～8]、甚至直接查表进行插值等等,但都有不理想的地方。
由于MA TLAB 语言具有强大的计算和绘图等功能,笔者尝试基于MA TLAB 计算出了金属球轴承无量纲接触参数和径向负荷分布积分,并通过实例以图形曲线的方式给出了接触应力与变形以及负荷分布之间的函数关系。
1 球轴承的超越方程1.1 接触应力和接触变形的超越方程根据分析滚动轴承的赫兹空间弹性点接触问题时的赫兹理论[1],为计算轴承球与套圈沟道相互接触时的接触应力与变形,需要求解一个超越方程:F (p )=(1+k 2)L (e )-2k 2K (e )(1-K 2)L (e )(1)也可化成:21-e 2K (e )-[2-e 2-F (p )e 2]L (e )=0(2)式中:e 为待求的接触椭圆的偏心率,0≤e ≤1;k 为系数,k =(1-e 2)1/2,0≤k ≤1;K (e )、L (e )为第一和第二类完全椭圆积分。
K (e )=∫π2(1-e 2sin 2φ)-(1/2)d φ(3)L (e )=∫π2(1-e 2sin 2φ)1/2d φ(4) F (ρ)为主曲率函数,当接触副形状确定后为已知量;1.2 负荷分布的超越方程对于径向游隙不为零的深沟球轴承,受载最大的滚动体负荷Q 0是:Q 0=F r /ZJ r (ε)(5.a )此时的最大接触变形是:δmax =K n Q 02/3(5.b )负荷分布参数是:ε=[1-u r /(2δmax +u r )]/2(5.c )将上述3个式子联立后可得1个方程:2K n (F r /ZJ r (ε))2/3-u r /(1-2ε)+u r =0(5)式中:K n 为系数,与轴承材料、结构参数和第一类完全椭圆积分等有关,为已知量;F r 、Z 、u r 为分别是轴承承受的径向负荷、滚动体的数量、径向游隙,均已知;J r (ε)为径向负荷分布积分。
基于Hyperworks前处理轴承速度及应力分析
基于Hyperworks 前处理Ansysls-dyna 分析轴承速度及应力分析 1.轴承3D 模型的建立轴承组成：外圈，保持架，滚动体，内圈2.为了方便画网格用CATIA 把轴承切成小块得到下图结果3.把文件保存为STP 格式，导入Hyperworks 中进行网格处理，得到如下图结果：外圈（绿色） 保持架（蓝色）滚动体（黄色）内圈（浅蓝色）3.1本例中网格要求为8节点六面体，所以为了方便画网格，先用3维软件对模型进行简单的处理，处理结果如下图所示：3.1.1对滚动体网格的画分：1).1/8滚动体模型如下图所示：2).对粉红色部分画网格：切换到one volume模块，选中粉红色实体，density设置为3，点mesh.3).对绿色部分进行网格划分：切换到one volume模块，选中绿色实体，elem size设置为0.2，点mesh操作步骤：1,TOOL------orgnize---我们要把body11和333合成一体，element选中body11（点击by collector-选中body11），dest component选中333，点击MOVE即可。
4).将绿色网格移到粉色网格部件里，合并网格，如下图：5).对1/8网格镜像：Based点击duplicate---current comp---reflect,完成镜像，如下图：按上述方法重复操作可得到整个滚动体的网格模型，如下图所示：在tool---edges面板检查间隙，合并节点。
选择ELEMEN，先选绿色任务栏中第三个后选倒数第二个。
消除缝隙3.1.2对外圈进行网格模型建立：1).建立截面网格：步骤：选择2D—AUTOMESH，如果出现三角形网格，则在网格边上改变网格的份数，然后按mesh刷新，记住得定义工作对象2).对上述网格进行旋转，得到实体网格：选中3D--spin elems面板，在elems中选择画的面网格，选Z轴，Based点选择外圈的中心点，angle设置180，on spin 设置为100，点击spin+,得到下图结果：3).由于上步存在面网格，我们需要将其删除(不能重复网格)：按F2进入删除界面,如下图：已被选择上4).对上一步得到的实体网格进行镜像（操作方法同上述滚动体的镜像相同），得到整个轴承外圈，结果如下图：5).用edges面板检查间隙，合并节点。
深沟球轴承计算程序
深沟球轴承计算程序
1.输入参数
用户需要输入以下参数来进行计算：
-轴承类型：单列深沟球轴承、双列深沟球轴承、配对安装深沟球轴承等。
-运行条件：轴承的额定负荷、旋转速度、温度等。
-布局要求：轴向或径向间隙、预紧力等。
2.静载荷计算
3.动载荷计算
4.寿命计算
5.温度计算
6.快速计算
7.材料选择
8.接触角计算
以上是深沟球轴承计算程序的基本框架，根据实际需求，可以添加更多的功能和计算方法。
这个计算程序可以帮助工程师快速准确地设计和选择深沟球轴承，以确保机械设备的正常运行。
轴承载荷计算表格
轴承载荷计算表格DwZ i Dpw X small X big fc small fc big 12719115000.080.0952.854.3αCr （未乘bm ）Cor （未乘bm）α⾓度X 计算fo small fo big 15.00.0011859074835494150.08178216.316.5 DwZ i Dpw X small X big fc small fc big 12719115000.080.095051.4αCr （未乘bm ）Cor （未乘bm）α⾓度X 计算fo small fo big 00.00.001159768.85023753.400.084666716.3 16.5DwZ i Dpw X small X big fc small fc big 12719115000.080.0921.122.3αCr （未乘bm ）Cor （未乘bm）α⾓度X 计算fo small fo big 00.00.00495931.655023753.400.084666716.3 16.5DwZ i Dpw X small X big fc small fc big 12719115000.080.0919.520.6αCr （未乘bm ）Cor （未乘bm）α⾓度X 计算fo small fo big 15.00.00440151.124835493.7150.081781716.3 16.5单列深沟球、单列和双列⾓接触双列深沟球轴单列和双列调⼼分离型单列深沟球轴承（轴承载8719962332963040.060.07Dw滚⼦长度Z i Dpw Cr X ⼩2128.4431362455398.20.05Corfc ⼩106293074.1DwZ αdpw 283690.00.00500α′DwCOS α/Dpw f0⼩Ca(KN)Coa(KN)90 3.43E-1857.5233.251421487.4048378.918041487.4048fc ⼩(45°)fc ⼤(45°)fc(45°)Nbm 062.9-314.55719.620111487.4048 1.3Dw滚⼦长度Z αdpw 20202085.00.00200Dw/Dpw α′DwCOS α/Dpw f0⼩Ca(KN)Coa(KN)0.1850.00871661.6382.720071738.0216656.168953476.0433圆柱滚⼦轴承载双列单列单向或单列双向推⼒圆柱滚⼦轴承和推推⼒球轴承载荷计算双列N 列0fc ⼩(50°)fc ⼤(50°)fc(50°)Nbm 0109.795.6098551338.21098690.10811Dw滚⼦长度Z αdpw φφ＇86.21141875.00.0052001.45.00 1.75Dw/Dpw α′DwCOS α/Dpw f0⼩Ca(KN)Coa(KN)0.1657692750.04290458.3 8543.916235975.4714648.44271950.94FALSE fc ⼩(50°)fc ⼤(50°)fc(50°)Nbm 148.3155.2150.30392529874.478179877.35 1.1Dw滚⼦长度Z αdpw 51.269.0653946.00.00738.389Dw/Dpw α′DwCOS α/Dpw f0⼩Ca(KN)Coa(KN)0.0693401460.04816858.3 3979.681320773.5056823.115841547.011FALSE fc ⼩(50°)fc ⼤(50°)fc(50°)Nbm 148.3155.2153.93572513915.27103867.53 1.15N 列单列单向或单列双向推⼒圆锥滚⼦双套N 套单列单向或单列双向推⼒调⼼滚⼦双套N 套fc 53.06726fo Cr CorCr Cor Cr Cor 16.341541.6794835.4941304.4984835.4941541.6794835.494fc50.653333fo CrCor Cr Cor Cr Cor 16.391507.6995023.7531275.74565023.75341507.69945023.7534fc21.66fo CrCor Cr Cor Cr Cor 16.39644.71115023.753545.524825023.7534644.711155023.7534fc19.695989fo CrCor Cr Cor Cr Cor 16.34572.19654835.494484.166244835.4937572.196464835.4937DwCOS α/Dpw Dw1α＇φ＇0.06331547.38512.40.75fc ⼩fc ⼤fc Cr Cor Cr Cor⾓接触球、四点⾓接触轴承载荷计算正常bm=1.3(KN)有装填槽的轴承bm=1.1(KN)外球⾯轴承bm=1.3（KN)沟球轴承载荷计算正常bm=1.3(KN)有装填槽的轴承bm=1.1(KN)外球⾯轴承bm=1.3（KN)列调⼼球轴承载荷计算正常bm=1.3(KN)有装填槽的轴承bm=1.1(KN)外球⾯轴承bm=1.3（KN)轴承（磁电动机轴承）载荷计算正常bm=1.3(KN)有装填槽的轴承bm=1.1(KN)外球⾯轴承bm=1.3（KN)滚⼦轴承载荷计算圆锥滚⼦bm=1.1（KN）圆锥渗碳钢bm=1.3（KN）76.979.277.662429591.95833296.311335.9533296.3CaCa 5421.4116407.122X ⼤DwCOS α/Dpw0.060.058011fc ⼤fcCr Cor Cr Cor 76.976.34309500.9381062.93592.01761062.93fc ⼩fc ⼤fc 8.33333387.788.287.74731X ⼩Cr Cor 0.149946.77919612.18f0⼩f0X ⼩X ⼤fc ⼩(90°)fc ⼤(90°)fc(90°)56.752.70.050.0659.562.942.5fc ⼩(60°)fc ⼤(60°)fc(60°)fc ⼩(75°)fc ⼤(75°)fc(75°)fc 065.8-54.83333062.7-52.2542.5f0⼩f0X ⼩X ⼤fc ⼩(90°)fc ⼤(90°)fc(90°)60.861.49724600.010105.41054滚⼦轴承载荷计算正常bm=1.1(KN)圆锥渗碳钢bm=1.3（KN）DwCOS α/Dpw 0.140946102轴承载荷计算正常bm=1.15(KN)柱滚⼦轴承和推⼒滚针轴承载荷计算轴承载荷计算fc ⼩(65°)fc ⼤(65°)fc(65°)fc ⼩(80°)fc ⼤(80°)fc(80°)fc 0107.193.34380105.692.03646492.036464Dw 均82.716985f0⼩f0X ⼩X ⼤fc ⼩(90°)fc ⼤(90°)fc(90°)57.557.7323390.040.05143.4150.7235.21154fc ⼩(65°)fc ⼤(65°)fc(65°)fc ⼩(80°)fc ⼤(80°)fc(80°)fc 144.7151.5144.69986142.8149.4142.79987142.79987 f0X ⼩X ⼤fc ⼩(90°)fc ⼤(90°)fc(90°)57.558.1534170.040.05143.4150.7164.81831fc ⼩(65°)fc ⼤(65°)fc(65°)fc ⼩(80°)fc ⼤(80°)fc(80°)fc 144.7151.5144.69962142.8149.4142.79962153.93572⼒圆锥滚⼦轴承载荷计算⼒调⼼滚⼦轴承载荷计算两列相同的单列圆锥组合后，其载荷为单列轴承的1.71倍<=25.4α≠90°载荷计算公式bm 向⼼球静载正常=1.3带装填槽=1.1外球⾯=1.3向⼼球动载荷<=25.4向⼼滚⼦载荷>25.4推⼒球载荷<=25.4α=90°推⼒圆柱和推⼒滚针=1推⼒圆锥=1.1推⼒调⼼=1.15动载荷α=90°>25.4α=90°>25.4α≠90°圆柱、圆锥和机制滚针=1.1冲压外圈滚针=1调⼼滚⼦=1.15推⼒滚⼦载荷静载荷动载荷α≠90°20r 0f i cos W C ZD α=ααcos i cos 144w we r 0D ZL Dpw Dwe C ）（?-=ααsin cos 1220w we r 0D ZL Dpw Dwe C ）（?-=0.72/3 1.8r f (cos )m c W C b i Z D α=0.72/3 1.4r 3.647f (cos )m c W C b i Z D α=7/93/429/27r f (cos )m c WeC b iLw ZD α=7/93/429/27a f m c We C b Lw Z D =7/93/429/27a f (cos )tan m c We C b Lw Z D αα= 1.8w we 3/2c m f b a D L Z C =1.8w we 3/27.0c m tan cos f b a D L Z C αα）（= 1.4w we 3/2c m f b 647.3a D L Z C = 1.4w we 3/27.0c m tan cos f b 647.3a D L Z C αα）（=Co Dpw 球轴承滚⼦轴承120012049.79296138.5521疲劳极限载荷Pu/Cu（KN）7/93/429/27a f (cos )tan m c We C b Lw Z D αα=。
轴承计算流程
(5)
檢查扭力是否符合 148kN × 114 mm ≅ 52 kN × 325mm ≅ 17 [kN − m ]
3. 分析並計算單一軸承等效軸向受力： Fr1 110.25 = = 31.68 2Y 2 × 1.74 31.7 Fr 2 = = 9.11 2Y 2 × 1.74 F F Q r1 > r 2 2Y 2Y F ∴ Fa1 = r1 = 31.68 [kN ] 2Y F Fa1 = r1 + Ka = 51.28 [kN ] 可參考講義 Page 11-10f 2Y
10 / 3
= 16023.57 [hr ]
10 / 3
= 12327.83 [hr ]
(2) Bearing1：
Fa 2 51.28 = = 1.62 > e = 0.35 Fr 2 31.7 ∴ X = 0.4 , Y = 1.74 P = X ⋅ Fr 2 + Y ⋅ Fa 2 = 101.91 [kN ] ∴ L10 h 2 = 0.4 ⋅ 31.7 + 1.74 ⋅ 51.28 106 800 = 60 ⋅ 1000 101.91
2
1
F2 = −5.6 [kN ] =x + Fr1 y =
(42.8)2 + (101.6)2 (31.2)2 + (− 5.6)2
= 110.25 [kN ] = 31.7 [kN ]
Fr 2 = Fr22 x + Fr22 y =
(4)
軸向受力 Ka Z 方向為正 = 26 − 6.4 = 19.6 [kN ] ∴Ka 為由左至右作用在軸上 19 .6[kN ] 的力
x 1 2
∴ F1 = 42.8 [kN ] = Fr1x
圆柱滚子轴承载荷分布的三种计算方法比较
圆柱滚子轴承载荷分布的三种计算方法比较魏延刚;王赫男;邵阳【摘要】根据滚动轴承载荷分布理论,采用传统的连续函数模型估算法、离散方法模型计算法和有限元分析法对圆柱滚子轴承的载荷分布进行了计算,计算结果表明,3种方法所求出的裁荷分布规律相同,但计算精度不同,改进后离散模型方法和有限元分析方法计算的精度相当,连续函数模型估算法计算精度最低.【期刊名称】《机械制造》【年(卷),期】2016(054)007【总页数】4页(P78-80,104)【关键词】圆柱滚子轴承;载荷分布;离散方法;有限元方法【作者】魏延刚;王赫男;邵阳【作者单位】大连交通大学机械工程学院辽宁大连116028;大连交通大学机械工程学院辽宁大连116028;瓦房店轴承股份有限公司辽宁大连116300【正文语种】中文【中图分类】TH133.33+2滚动轴承的载荷分布是指轴承在外载荷作用下，参与承载的滚动体数目和各受载滚动体所受载荷的大小，即载荷在滚动体之间的分配关系。
实际上，滚动轴承的载荷分布不但与所受载荷的大小和方向、滚动轴承的类型和几何参数（滚动体的数目等）有关，还与滚动轴承的内部间隙、滚动体与内外圈变形有关。
滚动轴承载荷分布的理论研究可分为3大类，分别为基于Hertz接触理论的经典分析法、古典数值法和有限元、边界元等现代数值法。
在静载荷作用下，传统的滚动轴承载荷分布的计算模型是在理想条件下得出的，只考虑轴承内部间隙和滚动体与内、外圈之间的接触变形所产生移位的影响（没有考虑内、外圈整体变形的影响）；并且将滚动体与内、外圈接触的离散模型变换为连续模型，用载荷积分这个连续函数来表示滚动体与内、外圈接触的位置间隙与变形的离散分布函数，为了方便应用，将载荷积分制成表或图供设计计算时使用。
这种方法是经典的滚动轴承专著采用的方法，也是国际标准所使用的方法，即被公认的方法［1-2］。
然而，在静载荷作用下该种方法存在不足之处，实际上滚动体与内、外圈之间的接触是离散的，不是连续的，因此，用载荷积分这种连续函数表达离散模型必然存在一定的误差；另外，真实情况是轴承的载荷来自轴或轴承座，轴或轴承座与轴承之间的载荷不是集中力，而是分布力，这种分布力必然导致轴承内、外圈产生总体变形，内、外圈总体变形对轴承的载荷分布必然会产生一定的影响［3］。
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。