角接触球轴承计算方法
角接触球轴承计算预紧量
角接触球轴承计算预紧量角接触球轴承是一种常用的轴承类型，在机械设备中起到支撑和传递载荷的作用。
为了确保轴承的正常运行和寿命的延长，正确的预紧量是非常重要的。
本文将介绍角接触球轴承的预紧量计算方法，帮助读者了解如何在实际应用中正确设置预紧量。
一、角接触球轴承的结构和工作原理角接触球轴承由内外圈、滚动体（球）和保持架组成。
内外圈之间的接触角度通常为15°或25°，这决定了轴承的承载能力和刚度。
在工作时，滚动体在内外圈之间滚动，承受来自轴向和径向方向的载荷。
预紧量的设置可以调节轴承的刚度和摩擦，进而影响轴承的运行性能。
二、预紧量的定义和作用预紧量是指在安装轴承时，通过调整轴承内圈和外圈之间的间隙，使其产生一定的压力，从而保证轴承在工作时不会出现过大的游隙或过紧的情况。
适当的预紧量可以提高轴承的刚度和传递载荷的能力，减少滚动体的滑动和滚动接触应力，从而延长轴承的使用寿命。
三、计算预紧量的方法计算预紧量的方法有多种，下面分别介绍两种常用的方法。
1. 涉及轴向力和径向力的预紧量计算方法当轴承同时承受轴向力和径向力时，可以根据以下公式计算预紧量：Ax = kx * FxAr = kr * Fr其中，Ax和Ar分别为轴向力和径向力的预紧量，kx和kr为轴向力和径向力的预紧系数，Fx和Fr为轴向力和径向力。
2. 涉及转矩的预紧量计算方法当轴承承受转矩时，可以根据以下公式计算预紧量：M = kM * F其中，M为转矩，kM为转矩的预紧系数，F为轴向力。
在实际应用中，根据具体情况选择合适的计算方法，并根据设计要求和轴承的额定参数确定预紧系数的取值。
需要注意的是，预紧量的设置应该考虑到轴承的使用条件、工作环境和预期寿命等因素，综合考虑才能得出合理的预紧量数值。
四、预紧量的调整和检验在安装角接触球轴承时，预紧量的调整是非常重要的。
一般情况下，首先根据设计要求计算出初步的预紧量数值，然后在安装过程中逐步调整，直到达到合适的预紧量。
角接触球轴承工作游隙计算
角接触球轴承工作游隙计算角接触球轴承是一种常用的轴承类型，其特点是能够承受较大的径向和轴向载荷。
在角接触球轴承的工作过程中，游隙是一个重要的参数，它对轴承的运行性能和寿命有着直接的影响。
游隙是指轴承内圈和外圈之间的间隙，也可以理解为内圈和外圈的相对运动量。
角接触球轴承的游隙是通过调整内圈和外圈之间的间隙来实现的。
正确的游隙设置能够保证轴承在工作时具有适当的刚度和灵活性。
角接触球轴承的游隙计算是一个复杂的过程，需要考虑多个因素。
首先，我们需要确定轴承的类型和尺寸。
不同类型和尺寸的角接触球轴承具有不同的游隙范围。
其次，我们需要考虑轴承在运行时的工作温度和负载情况。
轴承在运行时会因为热胀冷缩而产生变形，这也会影响游隙的大小。
此外，轴承在承受负载时会有一定的弹性变形，这也需要考虑在游隙的计算中。
通常情况下，角接触球轴承的游隙可以通过下列步骤来计算。
首先，在确定轴承类型和尺寸后，可以参考轴承制造商提供的游隙范围表来初步选择游隙。
然后，根据轴承所在的工作温度和负载情况，通过查找相关的修正因子表，计算修正系数。
最后，将初步选择的游隙值与修正系数相乘，得到最终的游隙值。
在进行游隙计算时，需要注意以下几点。
首先，游隙的计算应该满足轴承的使用要求。
一般来说，游隙值越小，轴承的刚度越大，适合承受较大的负载。
但是，如果游隙值过小，可能会影响轴承的灵活性和运转平稳性。
因此，在选择游隙值时，需要综合考虑轴承的使用条件和性能要求。
其次，游隙的计算应尽量准确。
如果游隙值过大或者过小，都会对轴承的工作性能产生不利影响。
角接触球轴承的游隙计算对于轴承的工作性能和寿命具有重要的影响。
正确的游隙设置可以保证轴承在工作时具有适当的刚度和灵活性。
在进行游隙计算时，需要考虑轴承的类型和尺寸、工作温度和负载情况等因素，并参考相关的修正因子表进行计算。
游隙的选择要综合考虑轴承的使用条件和性能要求。
只有合理设置游隙，才能确保角接触球轴承的正常运行和长寿命。
02.10 《机械设计基础》轴承
（2）计算当量动载荷
故查表得 X=0.44, Y=1.326。则
N 查系数表，X=1，Y=0。故 N因 ，故按 P1 计算轴承寿命。
（3）验算轴承寿命。 （4）静载荷计算由系数表查得，7207C 轴承，X0=0.5，Y0=0.46。故当量静载荷为 NP01=Fr2=1520 N
两者取大值，故 P0=902
A1 / Fr1 =
2100 1600 =0.7> e A2 / Fr 2 = > e 所以 P 1 = f p ( X1 Fr1 Y 1A 1 ) =0.41 3000+0.87 2100=3057N 3000 1000
P2 = f p ( X 2 Fr 2 Y2 A2 ) =0.41 1000+0.87 1600=1802N 所以 Lh =
S1 +300=374> S2 所以轴承 2 被“压紧” ，轴承 1 被“放松” 。A1= St =74N，A2= S1 +300=374N 74 A1/R1= =0.29< e 253 A1 74 = =0.29< e R1 253 A2 374 = =0.5>e 所以 P1 = fp× R1 =1.2 × 253=303.6N R2 747 106 F1C t 106 15800 10 × ( ) = × ( ) =112390h 60n P 60× 1000 1122 3
N
NP02=Fr2=1520
N 两者
取大值，故 P02=Fr2=1520N。又因 P02< P01，所以只按 P02 计算静载荷安全系数。由安全系数表，按正常情况取 S0=2，
则轴承的实际安全系数为
故静载荷计算安全。
结论：选用 7206C 轴承能满足预期寿命要求。 4. 某转轴由一对代号为 30312 的圆锥滚子轴承支承，轴上斜齿轮的轴向分 力 Fx=5000N， 方向如图。 已知两轴承处的径向支反力 Fr1=13600N， Fr2=22100N。 求轴承所受的轴向力 Fa。
角接触球轴承轴向力计算公式
角接触球轴承轴向力计算公式角接触球轴承是一种常用的滚动轴承，广泛应用于机械设备中。
在设计和使用角接触球轴承时，了解和计算轴向力是非常重要的。
轴向力是指作用在轴承轴向方向的力，它对轴承的运行和寿命有着直接的影响。
在本文中，我将介绍角接触球轴承轴向力的计算公式及其相关要点。
轴向力的计算公式是通过考虑轴承的负载、速度和角接触球轴承的特性来确定的。
以下是角接触球轴承轴向力的计算公式：Fa = (XFr + YFa) / (eP)其中，Fa是轴向力（单位为牛顿，N）；X是轴承的动载荷系数；Fr是轴承的径向力（单位为牛顿，N）；Y是轴承的静载荷系数；Fa是轴承的轴向力（单位为牛顿，N）；e是轴承的接触角系数；P是轴承的当量动载荷（单位为牛顿，N）。
在计算轴向力时，需要明确轴承的负载（Fr）、速度和特性系数（X、Y、e、P）。
下面对这些要点进行详细的解释：1. 轴承的动载荷系数（X）：动载荷系数（X）是考虑到轴承在动载荷作用下的变形和变位情况的。
X的取值范围通常为0.56-0.98，具体取值需要根据轴承的类型、尺寸和应用情况进行确定。
2. 轴承的静载荷系数（Y）：静载荷系数（Y）是考虑到轴承在静载荷作用下的变形和变位情况的。
Y的取值范围通常为0.56-0.98，具体取值需要根据轴承的类型、尺寸和应用情况进行确定。
3. 轴承的接触角系数（e）：接触角系数（e）是轴承接触角的函数，接触角是指球和滚道的接触角度。
e的取值范围通常为0.6-0.8，具体取值需要根据轴承的类型和设计要求进行确定。
4. 轴承的当量动载荷（P）：当量动载荷（P）是指在轴承承受的径向力和轴向力同时作用下，所能承受的相当于纯径向载荷的动载荷。
P的计算公式通常为P = Fr + 1.2Fa，其中Fr为径向力，Fa为轴向力。
轴向力的计算公式的目的是为了确定角接触球轴承在实际工作中所承受的轴向力，以便进行轴承的选择和设计。
通过合理的计算和选择，可以保证轴承在工作过程中的可靠性和寿命。
轴承的摩擦系数及摩擦力矩计算04.03
轴承的摩擦系数
为便于与滑动轴承比较，滚动轴承的摩擦力矩可按轴承内径由下式计算：M=uPd/2
这里,
M：摩擦力矩，
u：摩擦系数，表1
P：轴承负荷，N
d：轴承公称内径，mm
摩擦系数u受轴承型式、轴承负荷、转速、润滑方式等的影响较大，一般条件下稳定旋转时的摩擦系数参考值如表１所示。
对于滑动轴承，一般u=，有时也达。
各类轴承的摩擦系数u
轴承型式摩擦系数u
深沟球轴承
角接触球轴承
调心球轴承
圆柱滚子轴承
满装型滚针轴承
带保持架滚针轴承
圆锥滚子轴承
调心滚子轴承
推力球轴承
推力调心滚子轴承由轴承摩擦引起的轴承功率损失可用以下计算公式得出
NR = 1,05 x 10-4 Mn
其中
NR = 功率损失，W
M = 轴承的总摩擦力矩，Nmm
n = 转速，r/min
电机扭矩公式：T=9550*P/n
T：电机转矩
P：电机功率KW
n：转速r/min。
角接触球轴承主曲率计算公式
角接触球轴承主曲率计算
● 钢球和内圈主曲率计算： 钢球：1112(/2)I W W D D ρρ==
= 内圈：211I i i W r f D ρ=-=- 22(1)W D γργ=- ● 钢球和外圈主曲率计算：
钢球：1112(/2)I W W D D ρρ==
= 外圈：211I e e W r f D ρ=-=- 22(1)W D γργ=-+ 式中，W D 为滚动体直径；i f 、e f 为内外滚道沟曲率半径系数；i r 、e r 为内外滚道沟曲率半径，γ为无量纲几何参数，定义为：
当滚动体与内外滚道的接触角相等时，cos W m
D d αγ= 当滚动体与内外滚道的接触角不相等时，cos (,)W j
j m D j i e d αγ==
α为轴承接触角，m d 为轴承节圆直径。
主曲率和与主曲率差函数是由二物体在接触点的主曲率组成的两个函数，也描述了两物体在接触点的几何特征。
● 主曲率和函数
1122I I ρρ
ρρρ=+++∑
● 主曲率差函数 ()()()1122+I I F ρρρρρρ--=∑。
角接触球轴承动刚度的计算分析
［ 基 金项 目］ 国家 自然科学基金联合基金项 目（ Ｕ１ ６ ０ ４ ２ ０ ０ ４ ８ ）
收 稿 日期 ： ２ ０ １ ７ — ０ ６ — １ ８ ； 修 回 日期 ： ２ ０ １ ７ — ０ ７ — ２ ０
作者简介 ： 赵
耿（ １ ９ ８ ９ 一） ， 男， 河南邓 州人 ， 在读硕 士， 主要从 事转子动 力学研究 ， Ｅ — ｍａ ｉ ｌ ： ９ ３ ８ ５ ８ ７ １ ８ ７ ＠ｑ ｑ ． ｃ ｏ ｍ。
能 。轴 承 刚 度 被 视 为衡 量 轴 承性 能 的重 要 指标 之
一
四 是 轴 承 构 件 间 的 相 互 作 用 均 符 合 Ｈｅ ｒ ｔ ｚ 接 触 理 论 ：五是 不计 轴 承 内部 油膜 厚 度 和油 膜 阻力 带 来 的
影 响【 ５ Ｊ 。
图 １为角 接触 球 轴 承 内圈相 对 于 外 圈可 能 产生 的５ 个 位 移 。 图 ２为第 ｋ个 滚珠 的位 置角 。 图 １
有重 要 的影 响 李 纯 洁等人 研 究发 现 随着 预 紧力 的
增 大 角接 触球 轴 承 的等效 动刚 度也 随之 增 大 ，且 当
预 紧力增 大 到一定 范 围时动 刚度 受 预 紧力影 响 明显
６ ‘
变Ｉ ］ Ｘ １ ３ １ 。王保 民等人通过建立数学模型分析 了预紧 力 对 角接触 球 轴承 的接 触 角 、球 的离心 力 和陀 螺力 矩 的影响Ｉ ４ 】 。本文通过数值算法建立 了轴承刚度计 算 模 型 ．计 算 分析 了在 预 紧力 一定 的情 况下 ，角接 触 球轴 承 的动 刚度 在不 同转 速下 刚度 的变化 ，为高 速 电主轴 主 轴系统 的模 型建 立提供 数据 支持 。 １ 数学模 型 的建立 该 数学模 型 以 Ｊ ｏ ｎ ｅ ｓ 滚道控 制 理论 为基 础建 立 ，
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。
角接触球轴承的选用与寿命计算
③“ 压 紧端” 轴承的轴 向载 荷等于除去本
身 内部轴 向力外 ． 其余所有轴 向力的代数和 ：
④“ 放松 端” 轴承的轴 向载 荷等于其本 身
的内部轴 向力 Ｒ
轴向力 Ｒ 、 Ｆ 方向相对 ， 如图 ２ （ ａ ） 。 反装时轴 承外圈宽边相对 ． 实际支点偏 向两支 点外 侧 ．
一
镯 １ ｗ ｌ ２ 狳
图３
角接触球轴 承的受 力分析
四、 当量动载荷
由于结构原 因 ． 即接触角 的存 在 ． 当角接 触球轴承承受径 向载荷 Ｆ 时 ．滚动体与轴 承
内圈或外 圈的作用 力方 向不在径 向平 面内 ．
由于角接触球轴 承同时承受径 向载荷 和
Ｆ ｓ ＝ Ｏ ． ６ ８ Ｆ
７ ０ ０ ０ ０ Ｂ型 ： ａ ＝ ４ ０ 。
Ｆ ｓ ＝ １ ． １ ４ Ｆ
因此 ．在计算轴 承所受 的轴 向载荷时 ． 不 但要考 虑内部 轴向力 与外载荷 Ｆ 的作用 ， 还要考虑到安装方式的影响 现将轴和轴承内 圈、 滚动体视为一体 ， 以正装为例 ， 如图 ３ （ ａ ） ，
承 ２处产生平衡反力 Ｆ ， 如 ３图（ ｃ ） ， 而轴承 １ 则处 于放松状态 ． 轴与轴承组件处于平衡状
示意图 态， 贝 ０ Ｆ ｓ ｌ ＋ Ｆ Ａ ＝ Ｆ ｓ ２ ＋ Ｆ ｓ ２ ， 即Ｆ ｓ ２ ＝ Ｆ ｓ １ ＋ Ｆ Ａ — Ｆ ｓ ２ 。 由此可得 ． 轴承 ２的轴 向载荷 Ｆ ａ ＝ Ｆ ＋Ｆ
两端轴 承的 内部轴 向力 Ｆ Ｆ 的方 向背离 ，
率较 高 ． 润 滑和维护 方便 ． 并 且 已经标准 化 ．
因 而在 机器 设 备 的设计 与维 修 中被 广泛 应
角接触球轴承设计
四 钢球载荷与位移
1 接触刚度
δ i = Gi Q 2 3
δ o = GoQ 2 3
δ n = δ i + δ o = (Gi + Go )Q 2 3 = Gn Q 2 3
Q = K nδ n
1.5
K n = Gn
−1.5
= (Gi + Go ) −1.5
钢制轴承
* K n = 2.1343 ×105 ⋅ (δ i* ∑ ρi + δ o ∑ ρ o ) −1.5 13 13
考虑游隙存在： Qmax
5 Fr = z cos α
3 轴向载荷
Fa = zQ sin α
Fa Q= z sin α
轴向位移与接触角
Ao = Oi Oo = ri + ro − Dw = ( f i + f o − 1) Dw
d = Ao cos α
A′ = Oi′Oo = d cos α ′ = Ao cos α cos α ′
2 C0 r = f 0iZDw cos α
当量静载荷
P0 = X 0 Fr + Y0 Fa
静载安全系数 S 0 = C0 P0
六 主参数优化设计
1. 设计目标 max(Cr ) 设计目标: 2. 约束条件 （1）球径约束: k1min ≤ Dw /(D – d ) ≤ k1max （2）节圆直径约束： 0.5 (D +d ) ≤ ≤ 0.51(D + d ) （3）球数约束： k2 Z Dw ≤ （4）保持器梁宽约束： /Z – 1.01Dw ≥ bmin
2 径向载荷 接触法向位移 δ nϕ = δ r cos ϕ cos α
1. Qϕ = K nδ nϕ5 = K nδ r1.5 (cos ϕ cos α ) = Qmax (cos ϕ ) 1.5 1.5
角接触轴承当量动载荷计算
承尺寸、内部设计及作用于轴承上的力和力矩，而最大允许倾斜角应保证轴承内不会产生过
高的额外应力。
若内、外圈之间存在倾斜角将影响轴承寿命。同时，轴承运转精度下降，运转噪声增大。
径向当量动载荷
1） 接触角为 15°的单列角接触球轴承单个轴承或串联配置（7000C、7000C/DT）
Pr=Fr
当 Fa/Fr≤e
单个轴承或串联配置（7000C、7000C/DT）
Por=0.5Fr+0.46Fa
Por= Fr
当 Por＜Fr 时
背对背、面对面配置（7000C/DB、7000 C/DF）
Por=Fr+0.92Fa
2) 接触角为 25°的单列角接触球轴承
单个轴承或串联配置（7000AC、7000AC/DT）
Por=0.5Fr+0.38Fa
Pr=0.44Fr+Yfa
当 Fa/Fr＞e
背对背、面对面配置（7000C/DB、7000 C/DF）
Pr=Fr+Y1Fa
当Fa/Fr≤e
Pr=0.72Fr+Y2Fa
当Fa/Fr＞e
计算系数e、Y、Y1、Y见附表 2. 2） 接触角为 25°的单列角接触球轴承
单个轴承或串联配置（7000AC、7000AC/DT）
L10=(Cr/Pr)3 式中： L10
基本额定寿命
（106转）
Cr
径向基本额定动负荷
（N）
Pr
径向当量动负荷
（N）
安装尺寸
1. 轴和孔的最大单一圆角半径rasmax见附表 3
2. 挡肩高度最小值hmin见附表 3
3. 安装尺寸计算
轴或孔挡肩高度要比轴承倒角最大允许尺寸大，并与轴承端面平坦部分接触。轴
角接触球轴承轴向刚度计算方法对比研究final
(6)
(10)
式中： K ——滚动体与套圈之间的载荷-变 形系数。 对于角接触球轴承， 受到纯轴向载荷作 用时， 轴承中各个滚动体受到的载荷均匀分 布，大小为：
图 1 受轴向载荷时轴承接触角变化 Fig 1 Variety of contact angle of bearing under axial load
由图 1 可知 nm ' = nm + δa = BDW + δa 式中： B = fi + fe - 1 nc = nm cos α 0 = nm 'cos α BDW + δa cos α 0 = cos α BDW 式中： α 0 ——轴承受载前的接触角； α ——轴承受载荷的接触角； 根据以上各式可得到下面关系式：
Abstract: Stiffness is a significant index to measurethe performance property ofprecision angular contact ball bearing, but the change of the contact angle induced by the load is not considered in the traditional empirical stiffness calculation formula. To assess the calculation precision of empirical formula,firstly based on the RomaxCLOUD bearing technical analysis platform, the corresponding design parameters of bearing with different contact angle are obtained frombrowsing and design function;secondly, according to the design parameters, difference of bearing stiffness calculation method with different contact angles are analyzed between traditional formula and the quasi statics method. The results show that two methods get a little better consistency at contact angle of 40 degree, while bigger difference between stiffness calculation results of two methods is observed with the bias of contact angle.The applicable range of empirical formula is obtained by comparing calculation. Key words: angular contact ball bearing; stiffness; quasistatic;RomaxCLOUD
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。
角接触球轴承设计计算稿
角接触球轴承计算机辅助设计计算稿====================================================================== 型号: 71860X2TN1内径 d = 300 外径 D = 380装配高T = 40 宽度 B = 27接触角alfa = 30°最小倒角rsmin = 2.1 r1smin= 1.1====================================================================== 序号计算公式结果(上偏差|下偏差) ====================================================================== ■主参数的确定钢球中心圆直径P ＝0.5*(d+D) 340钢球公称直径Dw'=KDw*(D-d) 26.988（来图）钢球个数Z=πDwp/Kz*Dw=29.74 (Kz=1.33) 取30■额定动负荷Cr(KN) 212当Dw≤25.4mmCr = 1.3fc(cosα)^0.7*Z^(2/3)*Dw^1.8当Dw >25.4mmCr = 1.3*3.647*fc*(cosα)^0.7*Z^(2/3)*Dw^1.4额定静负荷Cor的计算Cor = f0 * i * Z * Dw * Dw * Cosα (KN) 304■套圈的设计内圈滚道曲率半径Ri=fi*Dw 13.9 (+0.08|0)外圈滚道曲率半径Re=fe*Dw 14.17 (+0.08|0)内圈滚道直径di=P-Kpi*Dw Kpi=1.004019 312.904(±0.05)外圈滚道直径De=P+Kpe*Dw Kpe=1.0066987 367.168 (±0.05)内圈挡边直径d2=di+Kd*Dw 328.5 (0|-0.57)外圈挡边直径D2=De-Kd*Dw 351.5 (+0.57|0)内圈滚道中心至基准端面的距离ai:ai = 0.5*B+(Ri-0.5*Dw)sin(α)-2δ20.2 (±0.06)外圈滚道中心至基准端面的距离aeae = 0.5*B+(Re-0.5*Dw)sin(α)-2δ取20.2 (±0.06)δ:滚道位置的上偏差装配锁口高度t的计算t = 0.00053*De + 0.5*gmin+0.5*Ymax 0.45 (0|-0.06)■装配锁口高度的验算（参考）最小锁量应满足下式:Ymin = 2tmin - gmax 0.4最小锁量不得超过表10的规定■标志尺寸的计算外圈标志圆平均直径Dek:Dek=((D-2*r5max)+(D2max+2*r3max))/2 363标志平面有效宽度he:he=((D-2*r5max)-(D2max+2*r3max))/2 7.8■配套径向游隙和装配高的计算配套径向游隙g：gmax=2(Rimin+Remin-Dw)(1-cos(αmax)) αmax=34.464 0.38gmin=2(Rimax+Remax-Dw)(1-cos(αmin)) αmin=23.3554 0.22装配高极限尺寸按下式确定：Tmax=aimax+aemax-(Rimin+Remin-Dw)sin(αmin) 40.09Tmin=aimin+aemin-(Rimax+Remax-D w)sin(αmax) 39.52隔离块设计相邻两球中心距C1 35.540C=Dpw*sin(Pi/Z)外径Dc=0.9*Dw 24内径dc=(0.35～0.45)*Dw 10球兜直径Dcp=(0.8～0.9)*Dc 20.4 (±0.13)球兜曲率半径Rc=0.54*Dw 14.57 (+0.11|0)端面到Rc与dc交点的距离acac=SQR(Rc^2-dc^2/4)-SQR(Rc^2-Dcp^2/4) 3.281球进入兜孔的距离bcbc=0.5*Dw-SQR((Dw^2-dc^2/)4) 0.961隔离块宽度BcBc=C-Dw+2*ac+2*bc=17.14 17(±0.11)隔离块端面到球最远点的距离CpCp=Bc+Dw-ac-bc 39.8===================================================================角接触球轴承计算机辅助设计====================================================================== 型号: 71916ACM标准外形尺寸:轴承内径 d = 80轴承外径 D = 110内圈宽度 B = 16外圈宽度Cs = 16轴承装配高T = 16接触角角度angle=25轴承最小单向倒角rsmin=1r1smin=0.3====================================================================== 序号计算公式结果上偏差下偏差====================================================================== 1. 主参数的确定轴承的外形尺寸d、D、B、γsmin、γ1smin 以及接触角α应符合GB292的规定，γsmin、γ1smin最大尺寸极限应符合GB274的规定。
角接触球轴承径向刚度计算公式
角接触球轴承径向刚度计算公式角接触球轴承在机械领域中可是个相当重要的角色，咱们今儿就来好好聊聊它的径向刚度计算公式。
先给大家普及一下基础知识，啥是角接触球轴承呢？简单说，它就是能同时承受径向和轴向载荷的一种轴承。
想象一下，一辆飞速行驶的汽车，车轮里的轴承就得承受各种方向的力，其中就包括径向力，而角接触球轴承在这当中发挥着关键作用。
咱们来说说这个径向刚度计算公式。
它可不是随随便便就出来的，那是经过无数科学家和工程师们不断研究、试验得出来的。
这计算公式啊，就像是一把神奇的钥匙，能帮助我们了解角接触球轴承在承受径向力时的性能表现。
不过，可别以为这公式简单，它里面涉及到好多参数呢，像接触角、球数、沟曲率半径等等。
我记得有一次，在工厂里看到一位老师傅在检修一台大型机器。
那机器因为轴承出了问题，运转不太顺畅。
老师傅拿着工具，一边检查一边嘴里念叨着这些计算公式。
我凑过去好奇地问：“师傅，这公式真这么管用？”老师傅抬头看了我一眼，笑着说：“小伙子，这可别小瞧了，就靠它，咱们才能准确判断问题出在哪，要不然这机器可修不好。
”那时候，我就深刻体会到，这些看似枯燥的公式，在实际应用中是多么重要。
具体来说，角接触球轴承径向刚度的计算公式是这样的：$K_r = \frac{Z \cdot k \cdot \cos^2 \alpha}{1 - \sin^2 \alpha}$ 。
这里面的 $Z$ 表示球数，$k$ 是单个钢球的接触刚度，$\alpha$ 是接触角。
在实际计算中，要准确获取这些参数的值可不是一件容易的事。
比如说球数，得仔细数一数轴承里的球；接触角呢，又得通过专业的测量工具来确定。
而且，不同型号、不同规格的角接触球轴承，这些参数的值都可能不一样。
再比如说，在一些高精度的机械设备中，对轴承的径向刚度要求特别高。
这时候，就得精确计算，哪怕是一个小小的参数误差，都可能导致整个设备的性能下降。
总之，角接触球轴承径向刚度计算公式虽然复杂，但只要我们认真研究，掌握好其中的奥秘，就能在机械设计和维修中发挥大作用。
角接触球轴承轴向载荷计算方法
角接触球轴承（Angular Contact Ball Bearings ）可同时承受径向负荷和轴向负荷。
能在较高的转速下工作。
接触角越大，轴向承载能力越高。
接触角为径 向平面内球和滚道的接触点连线与轴承轴线的垂直线间的角度。
高精度和高速轴承通常取15度接触角。
在轴向力作用下，接触角会增大。
角接触球轴承轴向载荷计算是怎样的?今天小编就来具体介绍一下吧。
(1)根据安装方式判明内部轴向力 FS1、FS2的方向；(2)判明轴向合力指向及轴可能移动的方向，分析哪端轴承被“压紧”，哪端轴承被“放松”；(3)“放松”端的轴向载荷等于自身的内部轴向力， “压紧”端的轴向载荷等于除去自身内部轴向力外其它轴向力的代数和。
滚动轴承的静强度计算：目的：防止在载荷作用下产生过大的塑性变形。
基本额定静载荷C0 ：滚动轴承受载后，在承载区内受力最大的滚动体与滚道接触处的接触应力达到一定值时的静载荷。
当轴承同时承受径向力和轴向力时，需折算成当量静载荷P0，应满足000r 0a C S P X F Y F =+≤例1、已知：S1=1175 N，S2=3290 N，FA=1020 N求：Fa1、Fa2。
解：S2+FA = 3290+1020= 4310 ＞S1，轴承Ⅰ被“压紧”，轴承Ⅱ被“放松”例2:某轴系部件采用一对7208AC滚动轴承支承,如图。
R1＝5000N,R2＝8000N，FA＝2000N，e=0.68，求Fa1、Fa2。
解：①由安装简图，轴承正装，S1 、S2 如图所示。
S1＝0.68R1＝0.68×5000＝3400NS2＝0.68R2＝0.68×8000＝5440N②求Fa1 ， Fa2∵ S1＋FA ＝3400＋2000＝5400N< S2＝5440N∴轴承1被压紧轴承2被放松Fa1 ＝S2－FA ＝5440－2000=3440NFa2＝S2＝5440N例3 某工程机械传动中轴承配置形式如图所示。
双列角接触球轴承装配合套的分析计算
轴承 Bearing
22000066年, N7o .期7
1
-4
产品设计与应用
双列角接触球轴承装配合套的分析计算
王东峰1 , 宋 丽2 , 叶 军2 , 杨伯原1 , 李燕春2 , 俞醒言3
Ga =1P-dscionsαα-2 (10-.5cPosdα)2 -(G2r +01.5-Pdcocossαα)2 (3)
由图 2 可看出 , 双列角接触球轴承在消除了 轴向游隙后 , Oe 移到 O′e , Oi 移到 O′i 位置 , 此时的 接触角称为初始接触角 α。 对每列钢球而言 , 与 单列深沟球轴承的内部几何关系一样 , 可以算出 消除内部轴向游隙后同列内 、外圈沟道曲率中心
径向游隙 Gr =0 .018 ～ 0 .024 mm 轴向游隙 Ga =0 .036 ～ 0 .046 mm (1)预设轴承的主要相关参数 钢球直径 :Dw =(4 .762 5 ±0 .011)mm 内 、外圈沟曲率半径 : Ri =Re =(2 .49 +0 .03)mm 内圈沟底直径 :di =(37 .207 ±0 .01)mm
钢球直径Dw 可以给出轴承的装配合套表 , 合套表 比较简单[ 2] , 不再列出 。
(3)确定内外圈沟心距及公差 根据(5)式得
Δmin =2
( 1
0 .5Pd -cos αmax
)2
-[
1
0 .5 Pd -cos αmax
-0
.5(Pd
-Grmax)] 2
Δmax =2
( 1
0 .5Pd -cos αmin
(1.Henan University of Science and Technology , Luoyang 471003, China ;2.Luoyang Bearing Research Institute , Luoyang 471039, China ; 3.Zhejiang Fangzheng Calibration Group, Hangzhou 310013 , China)
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
角接触球轴承计算方法
角接触球轴承设计方法1 主题内容和适用范围本设计方法适用于外圈带琐口的特轻(1)、轻(2)窄、中(3)窄系列的36000、46000型及内、外圈均带琐口的轻(2)窄、中(3)窄系列的66000型角接触球轴承的产品设计。
轴承名称 新代号 旧代号分离型角接触球轴承 S71900S7000S720010069006loo6200角接触球轴承 71900c70007000AC7200C7200AC7200B73000C7300AC7300B103690036l0046100362004620066200363004630066300锁口在内圈上的角接触球轴承B7000CB7000ACB7200CB7200AC136100146100136200146200成对双联角接触球轴承71900C／DB71900C，DF71900C／DT7000C／DB7000C／DF(T)7000AC／DB(F，T)7200C／DB(F，T)7200AC／DB(F，n7200B／DB(F，T)7300C／DB(F，T)7300AC／DB(F，T)7300B／DB(F，T)1236900133690014369002361003(4)361002(3，4)461002(3，4)362002(3，4)462002(3，4)662002(3，4)363002(3，4)463002(3，4)663002 代号与含义KDW ：钢球直径系数F0 ：轴承径向额定静负荷系数 fc ：轴承径向额定动负荷系数 kd ．套圈挡边直径系数kt、δt ：装配锁口高度系数Kpi、kpe：内、外圈滚道直径系数εi、ε e：实体保持架内、外径引导间隙kc ：实体保持架内、外径系数3 设计要点整篇文章把dn≥0．6×10^6的称为高速，dn≥1．8×10^6的称为超高速。
结构形式 优 点 缺 点 采用公司外圈单挡边、内圈双挡边．保持架外引导单挡边外圈有利于外圈沟道多余润滑剂流出，不仅减小润滑剂搅动摩擦．而且有利于降低接触SKF-7000FAG-B7000NSK-7000GMN-S6000外圈单挡边、内圈双挡边，保持架内引导 与上面相比，由于采刚内圈烈挡边引导保持架，运动平稳。
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角接触球轴承设计方法1 主题内容和适用范围本设计方法适用于外圈带琐口的特轻(1)、轻(2)窄、中(3)窄系列的36000、46000型及内、外圈均带琐口的轻(2)窄、中(3)窄系列的66000型角接触球轴承的产品设计。
轴承名称 新代号 旧代号分离型角接触球轴承 S71900S7000S720010069006loo6200角接触球轴承 71900c70007000AC7200C7200AC7200B73000C7300AC7300B103690036l0046100362004620066200363004630066300锁口在内圈上的角接触球轴承B7000CB7000ACB7200CB7200AC136100146100136200146200成对双联角接触球轴承71900C／DB71900C，DF71900C／DT7000C／DB7000C／DF(T)7000AC／DB(F，T)7200C／DB(F，T)7200AC／DB(F，n7200B／DB(F，T)7300C／DB(F，T)7300AC／DB(F，T)7300B／DB(F，T)1236900133690014369002361003(4)361002(3，4)461002(3，4)362002(3，4)462002(3，4)662002(3，4)363002(3，4)463002(3，4)663002 代号与含义KDW ：钢球直径系数F0 ：轴承径向额定静负荷系数 fc ：轴承径向额定动负荷系数 kd ．套圈挡边直径系数kt、δt ：装配锁口高度系数Kpi、kpe：内、外圈滚道直径系数εi、ε e：实体保持架内、外径引导间隙kc ：实体保持架内、外径系数3 设计要点整篇文章把dn≥0．6×10^6的称为高速，dn≥1．8×10^6的称为超高速。
结构形式 优 点 缺 点 采用公司外圈单挡边、内圈双挡边．保持架外引导单挡边外圈有利于外圈沟道多余润滑剂流出，不仅减小润滑剂搅动摩擦．而且有利于降低接触SKF-7000FAG-B7000NSK-7000GMN-S6000外圈单挡边、内圈双挡边，保持架内引导 与上面相比，由于采刚内圈烈挡边引导保持架，运动平稳。
保持架内径减小，相应钢球数减少，轴承刚度减小，同时润滑剂不易进入内圈沟该结构一般根少采用GMN—S6000TB内外圈均为单挡边结构，保持架外引导 集中了单挡边内、外圈结构的优点是超高速轴承首选结构保持架受力不平衡NSK．BNC系列SNFA_VE系列GMN—SH6000内圈单挡边、外圈双挡边，保持架外引导 保持架受力平衡，也适用于超高速运转与上述结构相比。
外圈沟道滞留过多润滑剂，增加了搅动阻力，不易带走摩擦热而降低轴承温升SKF．7000CCSNFA-V系列我国一B7000系列对要求高刚性的高速应用场合，不宜采用内圈引导保持架结构和内圈可分离结构。
3、1角接触球轴承的钢球公称直径、球数和中心圆直径在满足一定的约束条件下，使球轴承尽可能获得最大的额定动负荷容量，但对于高速球轴承亦可适当减小球径、增加球数量。
3、2角接触球轴承有双挡边的套圈和深沟球轴承相应规格的套圈应通用，但46100系列轴承的套圈挡边直径按深沟球轴承设计方法取。
3、3角接触球轴承内、外圈滚道曲率半径同深沟球轴承相应规格的套圈滚道曲率半径，但对于高速轴承，其套圈滚道曲率半径系数可适当增大。
3、4角接触球轴承通用深沟球轴承内圈时其保持架采用内引导，通用深沟球轴承外圈时其保持架采用外引导，高速轴承采用外引导。
表b 结构参数对高速性和刚性的影响接触角a高速精密角接触球轴承，自旋滑动产身的摩擦力矩占轴承摩擦力矩组人比例。
减 小a，有利于降低轴承发热，从而提高轴承的运转速度。
因此，所有的轴承制造商，超高速精密角接触球轴承只采用15o接触角，而25。
接触角的精密角接钢球直径Dw减小单个钢球直径，仅对接触刚度系数产生微弱的影响．但对一套轴承．而言，意味着增加钢球个数，将显著增加轴承的径向、轴向刚度和角刚度。
并有利于减小高速轴承的摩擦力矩，即减少摩擦温升，从而在同样的温升下可以提高曲率半径fi、fe从减少摩擦、提高旋转速度方面而言，内周应尽量采用较大的fi,而外圈采用较小的fe。
但fe 减小，不利于润滑剂带走摩擦热，fi 增大，将增大自由状态F 的轴向预紧力的影响 在不同的旋转速度F，都存在一个对应的最小预紧力，在大于最小预紧力前提下，轴向预紧力越小，轴承的运转速度越高。
在超高速应用场合，推荐采用样本上给出的预紧载荷。
FAG 公司给出了在轻、中、重预紧状态下的极限转速减小轴承精度SNFA 公司样本给出精度等级为ABEC9(P2，超高速)，ABEC7(P4，超精密级，高速)，ABEc5(P5，精密级，高速)时，轴承极限转速系数分别为1.1、1.O 和0 .9。
轴承精度对刚度没影响，但精度越高，轴承Hq 性略有改善。
润滑方式高速精密角接触球轴承通常采用油雾润滑、油气润滑或脂润滑。
脂润亍骨或油雾润滑适用于高速．油气润滑或油雾润滑适用于超高速。
脂润滑的极限转速为油雾润配对方式在高速应用场台，为提高主轴的承受载荷能力，可采用配对安装的方法，包括DF、DB 和DT。
成对安装将降低运转速度，大部分轴承样本给出的极限转速减小 结论l、超高速：宜内、外围单挡边或内圈单挡边，外圈双挡边，保持架外引导2、高速：宜外圈单挡边、内圈单挡边，保持架外引导3、超高速：小接触角，轻载荷预紧，采用油气润滑或油雾润滑，P2级4、高刚性应用场合：大接触角，中、重载荷5、减小钢球直径和加大内、外圈沟道半径，不仅有利于提高轴承的极限转速，而且也将提高轴承的刚性对微型轴承而言，其引导间隙和兜孔间隙之比必须小于1。
(1：1.28) 4 主参数的确定4、1轴承的外型尺寸d、D、B、rs、rls 以及接触角α应符合GB292的规定4、2钢球中心圆直径P，钢球公称直径Dw，球数z 的初算： 取值精度 允差P'=0. 5(d+D) O.0l Dw’=KDw'(D d) KDW'见表1 0.0001表1 KDW'值直径系列 1 2 3KDW' 0.3 0.31 0.317Z'=πP'／Kz X Dw'表2 KZ值钢球公称直径 ≤15 ＞15Kz金属保持架 1.01+1.5/Dw 1.11胶木保持架 1.01+1.9/Dw 1.1344.3约束检验计算所得Dw，z值必须与一般规定中表52中的英制球径相对应，特例除外。
同时Dw应符合以下约束条件：(1) Kemin≤Dw／(D-d)≤Kemax，(2)Kc X Dw≤0．96B表3 Kemin，Kemax值36000,46000 660000Kemin Kemax Kemin Kemax1 0.27 0.322 0.27 0.32 0.29 0.333 0.27 0.32 0.30 0.335“C”型冲压保持架：Kc=2.8/Dw+1.12实体保持架： Kc=1.14／Dw+l.20πP／(Dw X Z)≥Kz Kz见表2初算的P'若不满足约束条件，则可按步长O 002(d+D)逐步增大P'值，但最大不超过0.5l(d+D) 。
当约束条件同时成立时，则接着进行计算，否则继续进行约束检验，最后确定P、Z。
Dw、z值的最终确定根据具体情况请考虑最大的额定负荷的获得，及表b配套用钢球公差等级的确定(引自JB／T 10336)轴承公差等钢球公称直径 钢球公称直径级 超过 到 球轴承（外球面除外球面外）2- 18 G518 30 G104- 18 G1018 30 G165- 18 G618 30 G206、0- 18 G!6 G2018 30 G20 G2430 50 G24 G2850 80 G28 G40通用0000型内圈时：P=di+Kpi*Dw 0.001通用0000型外圈时：P=De—Kpe*Dw 0.001表4 Kpi，Kpe，Kt，Kc值a 15 25 40Kpi 1.00102 1.00281 1.00702Kpe 1.0017 1.00468 1.0117Kt 1 1 0.6针对不同的接触角a（例如a=12），Kpi、Kpe有一计算公式如下：Kpi=2fi-(2fi- 1)COSα 公式aKpe=2fe-(2fe—l)COSα 公式b4．4额定动负荷cr的计算(1)当Dw≤25．4mm 时Cr=fc(i*COSα)^0.7 X z^(2/3) X Dw^1.8 (N)(2)当Dw>25．4mm时Cr=3．647 fc(I X COSα)^0.7 X z^(2/3) X Dw^1.8 (N) 一般取整4．5额定静负荷Cor的计算C0r=12．3 iZDw^2 COSα (N)5 套圈的设计5．1套圈沟道曲率半径的计算长期的经验和实验证明，深沟和角接触球轴承若要处于良好的工作状态，沟曲率半径与球半径之比应大于2％。
内、外圈沟曲率半径之差应保证在0．02左右。
Q/LZA001 (1)对一般低转速角接触球轴承而言 表52 内圈沟道曲率半径Ri： Ri=0．515 Dw 0．01 对于P4、P5 外圈沟道曲率半径Re： Re=0．525 Dw 0．01 级轴承，应 (2)GMN高速电主轴轴承(特例)： 将Dw≤φ内圈沟道曲率半径Ri：Ri=O．515Dw 17 对应R公 外圈沟道曲率半径Re：Re=0．510Dw 差压缩至(3)高速及超高速角接触球轴承 +0．03，有利 众多文献分析表明，在外圈沟道控制前提下，钢球 于保证轴承 的旋滚比随内圈沟道fi的增大而增大，随外圈沟道fe 的接触角。
的减小而减小。
从减少摩擦热、提高旋转速度而言，内圈应尽量采用较大的fi，外圈应尽量采用较小的fe。
但外圈fc的减小，不利于润滑剂带走摩擦热，内圈fi增大，将增大自由状态下轴承的轴向游隙。
因此，fi=0．54～ 0．57，fe=0．52～0．55为沟道曲率半径系数的最佳变化范 围内圈沟道曲率半径Ri：Ri=(O．54～O．57)Dw外圈沟道曲率半径Re：Re=(0 52～0．55)Dw(4)为降低振动和躁声，公差采用对称分布的双向公差，同时适当压缩了公差值，减少了尺寸的离散度，有利于轴向游隙的控制。
5 2内圈滚道直径的计算内圈滚道直径di：di=P—Kpi×Dw 0.001 见表5通用0000外圈时：di=De一(Kpi+Kpe)Dw 0.001 见表5外圈滚道直径di． De=P+Kpe X Dw通用0000内圈时：De=di+(Kpi+Kpe)DwKpi、Kpe值见表4表5 di、De的允差50超过 一 30 80 120 180 250 315 d0 到 30 80 120 180 250 315 500 允差（±） 0.015 0.02 0.025 0.03 0.04 0.05 0.060.07在设计高精度角接触球轴承(P4级)时，内、外圈之一可能结构型式同0000型，但通常不会有通用的0000型套圈来替代，因此内、外圈滚道直径需根据几何关系来计算，而上述公式中将不可用。