标准滚动轴承承载能力计算

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标准滚动轴承承载能力计算

标准滚动轴承承载能力计算在跟踪架通用轴系中，标准滚动轴承是重要的部件，轴承的承载能力计算是轴系设计中的关键问题。

采用通用轴系后，地平式跟踪架水平轴两端的轴承主要承受径向载荷，同时承受一定量的轴向载荷。

垂直轴上的轴承要承载垂直轴及上部转体的负荷，载荷较大；另一方面垂直轴为了满足强度和刚度的要求，轴径一般较大，轴承的尺寸与轴要相互配合，因此使用时必须考虑轴承的尺寸和轴向承载能力。

同时为了减少跟踪架的成本，尽量采用轴承厂批量生产的轴承。

角接触球轴承按公称接触角分为15°、25°、40°三种类型，公称接触角越大，轴向承载能力越强。

目前批量生产的角接触球轴承，尺寸最大是接触角为25°的7244AC，其外形尺寸为220 ×400×65。

下表中给出了7244AC 轴承的相关参数轴承额定载荷选取的流程为：（1）计算滚动轴承的当量载荷在实际应用中，根据跟踪架承载状况先估算出轴承承受的径向载荷和轴向载荷，则可计算出此时轴承的当量动载荷P 为：式中X ——径向动载荷系数；Y ——轴向动载荷系数；——载荷系数。

（2）基本额定动载荷 C 选取计算出轴承实际工作时的当量载荷后，当轴承的预期使用寿命选定，轴承最大转速n可知时，可计算出轴承应具有的基本额定动载荷C′，在手册中选择轴承时，所选轴承应满足基本额定载荷 C > C′。

式中——温度系数，可从机械设计手册中查得；ε——寿命指数，球轴承取3，滚子轴承取10/3。

由于角接触轴承的径向承载能力大于轴向承载能力，而其在垂直轴上的应用主要承受较大轴向载荷，因此必须考虑其轴向承载能力。

（3）轴承受轴向载荷时承载能力分析在轴承转速不高时，可以忽略钢球离心力和陀螺力矩的影响，钢球与内外套圈的接触角相等。

由赫兹接触理论得到轴承滚动体与内外滚道的接触变形和负荷之间的相互关系，可以表示为式中—滚动体与内外滚道接触变形总量；K —系数；Q —滚动体承受载荷；t —指数，线接触时为0.9，点接触时为2/3。

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。

滚动轴承试验计算公式

滚动轴承试验计算公式引言。

滚动轴承是一种常见的机械元件，用于支撑旋转轴承的负载和减少摩擦。

在工程实践中，对滚动轴承进行试验是非常重要的，可以帮助工程师了解其性能和寿命。

在进行滚动轴承试验时，计算公式是非常关键的工具，可以帮助工程师准确地预测轴承的性能和寿命。

本文将介绍滚动轴承试验计算公式的相关内容，希望能够对读者有所帮助。

滚动轴承的基本原理。

滚动轴承是一种通过滚动元件（如滚珠、滚柱、滚子等）来减少摩擦和支撑负载的机械元件。

它通常由内圈、外圈、滚动元件和保持架等部分组成。

在使用过程中，滚动轴承可以有效地减少摩擦，提高旋转部件的运转效率，并且具有较高的承载能力和寿命。

滚动轴承试验的重要性。

滚动轴承试验是评估轴承性能和寿命的重要手段。

通过试验可以了解轴承在不同工况下的性能表现，包括承载能力、摩擦系数、寿命等。

这些数据对于工程设计和轴承选型非常重要，可以帮助工程师选择合适的轴承并预测其使用寿命。

滚动轴承试验计算公式。

在进行滚动轴承试验时，有一些常用的计算公式可以帮助工程师预测轴承的性能和寿命。

下面将介绍一些常用的滚动轴承试验计算公式。

1. 动载荷计算公式。

滚动轴承在使用过程中承受着动态载荷和静态载荷。

动态载荷是指轴承在旋转时所受的载荷，通常由动载荷系数和等效动载荷计算得出。

其计算公式如下：P = XFr + YFa。

其中，P为等效动载荷，X和Y为动载荷系数，Fr为径向载荷，Fa为轴向载荷。

2. 等效动载荷系数计算公式。

等效动载荷系数X和Y是与轴承类型和工况相关的参数，可以根据轴承的基本动载荷额定值和实际载荷计算得出。

其计算公式如下：X = （0.56 + 0.28P）/（0.56 + P）。

Y = （0.34 + 0.22P）/（0.34 + P）。

其中，P为载荷系数，可以根据实际载荷计算得出。

3. 寿命计算公式。

滚动轴承的寿命是指在特定工况下，轴承达到一定疲劳寿命的时间。

寿命计算公式可以帮助工程师预测轴承的使用寿命，其常用的计算公式为：L10 = （C/P）3。

轴承设计寿命计算公式

（1）可靠性寿命修正系数a1
当轴承的可靠性不为90%时，应加入可靠性寿命修正系数（表7）
表7可靠性寿命修正系数a1
可靠度（%）
90
95
96
97
98
99
a1
1
0.62
0.53
0.44
0.33
0.21
（2）运转条件的寿命修正系数a3
●正常运转条件下，可取a3＝1；
●润滑条件十分理想时，可取a3＞1；
●润滑条件不好时，可取a3＜1。
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
（3）特殊的轴承性能寿命修正系数a2
●采用夹杂物含量非常低或经过特别分析处理的钢材，可取；
●采用特殊的材料、工艺或设计，而润滑却不良时，a2通常不能大于1的值；
●若采用特殊的热处理造成材料硬度降低而导致轴承寿命下降，应选取相应减小的a2值。
五、载荷系数fp
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fp
载荷性质
fp
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

转盘轴承承载能力及额定寿命的计算方法

摘要 :以 Hertz弹性接触理论和 Lundberg - Palmgren的疲劳寿命理论为基础 ,结合转盘轴承特殊的结构形式和受载条件 ,导出了接触强度校核及寿命估算的理论公式以及动、静承载能力曲线的绘制方法 ,并绘制了动、静承载能力曲线 ,为转盘轴承的设计和选型提供了可靠的理论依据。关键词 :滚动轴承 ;转盘轴承 ;承载 ;接触强度 ;寿命中图分类号 : TH133. 33 文献标志码 : B 文章编号 : 1000 - 3762 (2008) 02 - 0007 - 03
S
L10
式中 : S为失效概率 ;点接触 e = 10 /9,线接触 e =
9 /8; LS 为失效概率为 S 时的寿命 ; L10 为失效概率为 0. 1时的寿命。
下列各式中下标 i, e分别表示内、外圈 ;下标 b
表示整个轴承 ;下标 1, 2分别代表主、辅推力滚道。
δ Q <m
= Knm
1. 5 <m
(1)
辅推力沟道上钢球的载荷
δ Q < s
= Kns
1. 5 <s
(2)
内圈发生位移后 , 不同角位置 < 处钢球的接
触角 α<m ,α<s也会发生改变 , 主推力沟道钢球的接
触角 α<m变为
sinα<m
= A sinα0
+δa + R iθcos<
Sm <
co sα<m
2f - 1
( 1 ±γ) 1 /3
Dw Dpw
0. 3
·
F (Dw ) Z - 1 /3
对于滚子轴承
QC =B
( 1 γ) 29 /27 ( 1 ±γ) 1 /4

滚动轴承承载能力计算分析

滚动轴承承载能力计算分析目录1分析基础 (1)1.1理论基础：Hertz弹性体接触理论 (1)1.2实验基础：许用接触应力 (2)2承载分析 (3)2.1曲率计算 (3)2.2轴向承载 (4)2.3径向承载 (6)2.4倾覆承载能力 (10)2.5当量轴向力 (12)3静容量系数f o系数确定 (13)3.1许用接触应力 (13)3.2静容量系数 (14)4算例 (16)4.1基本参数 (16)4.2曲率计算 (16)4.3计算接触应力常数Cp值 (16)4.4计算许用接触应力 (16)4.5计算静容量系数f0值 (17)4.6静容量计算 (17)5简化(统一)计算法 (18)5.1简化公式 (18)5.2不同曲率比时的静容量系数值 (18)6附录 (19)附表1:曲率函数F (p )有关的椭圆积分 (19)附表2:不同球数时的Jr值 (21)1分析基础1.1理论基础：Hertz弹性体接触理论由Hertz推导出的点接触弹性变形和接触应力计算基本公式丄——材料泊松比Q一一使两接触体压紧的法向载荷 (N) 刀P ——接触处主曲率之和K(e) ---- 第一类椭圆完全积分。

(1-1)CT — -------------■ max2 -：2K (e) (1— ~)=1.52K(e)m-QEa(mm)(1-2) (1-3) (1-4)式中a——接触椭圆长半轴b ---- 接触椭圆短半轴(T max— -一最大接触应力S(mm)2 (N/mm)(mm)u、E —与曲率函数F ( p )有关的椭圆积分，取值见附表材料弹性模量(N/mm2)a「I1・2实验基础：许用接触应力Hertz 弹性接触理论不可能包括塑性变形，但在塑性变形区仍然引用Hertz接触理论，并假定塑性变形：b 与滚动体直径D w 有关，即用:-b /D w 来表示塑性变形。

试验证明，在接触条件保持不变的情况下，单位塑性变形 :.b /D w 随着负荷增长的幕级数而增长，随着曲率比的降低而增加，对于点接触，可得出图1所示的实验曲线图：图1-1点接触塑性变形、接触应力常数与许用接触应力间关系上图中的实验曲线符合下列方程式式中[(T max]——最大许用接触应力Cp —接触应力常数S b ——塑性变形量Dw ——滚动体直径根据Cp 值计算点接触接触应力的计算公式如下:(1-6)D w,4 3 1 0pC.(1-5)110150 200 250 3C0 360 400 450 500 550 600 650 700 750 300ODQOODO-nuDQOODOODDO ooc 755025g755025g 75E5025[m 7a5025g75c 7666655554 4 4433332笛亠亘-焉吾一12.1曲率计算如图2-1所示：滚动球直径D w ，回转支承滚道中心直径 D pw ，接触角a 。

滚动轴承承载能力计算分析

滚动轴承承载能力计算分析目录1 分析基础 (1)1.1理论基础：Hertz弹性体接触理论 (1)1.2实验基础：许用接触应力 (2)2 承载分析 (3)2.1曲率计算 (3)2.2轴向承载 (4)2.3径向承载 (6)2.4倾覆承载能力 (10)2.5当量轴向力 (12)3静容量系数f0系数确定 (13)3.1许用接触应力 (13)3.2静容量系数 (14)4算例 (16)4.1基本参数 (16)4.2曲率计算 (16)4.3计算接触应力常数Cp值 (16)4.4计算许用接触应力 (16)4.5计算静容量系数f0值 (17)4.6静容量计算 (17)5简化（统一）计算法 (18)5.1简化公式 (18)5.2不同曲率比时的静容量系数值 (18)6 附录 (19)附表1：曲率函数F（ρ）有关的椭圆积分 (19)附表2：不同球数时的Jr值 (21)1 分析基础1.1 理论基础：Hertz 弹性体接触理论由Hertz 推导出的点接触弹性变形和接触应力计算基本公式：32113∑⎪⎭⎫ ⎝⎛-⋅=ρμQm E a （1-1） 32113∑⎪⎭⎫ ⎝⎛-⋅=ρνQm E b （1-2） abQ23max πσ=（1-3） Q Ea m e K )11()(25.12-=πδ （1-4）式中 a ——接触椭圆长半轴（mm ） b ——接触椭圆短半轴（mm ） σmax ——最大接触应力（N/mm2）δ——弹性趋近量（mm ）μ、ν——与曲率函数F （ρ）有关的椭圆积分，取值见附表1 E ——材料弹性模量（N/mm 2）m1——材料泊松比Q ——使两接触体压紧的法向载荷（N ） ∑ρ——接触处主曲率之和 K(e)——第一类椭圆完全积分。

1.2 实验基础：许用接触应力Hertz 弹性接触理论不可能包括塑性变形，但在塑性变形区仍然引用Hertz 接触理论，并假定塑性变形b δ与滚动体直径D w 有关，即用b δ/D w 来表示塑性变形。

滚动轴承径向载荷如何计算

滚动轴承径向载荷如何计算滚动轴承是一种常见的机械元件，在各种机械设备中广泛应用。

滚动轴承能够承受径向载荷，即垂直于轴的力。

在设计和使用滚动轴承时，了解和计算径向载荷是非常重要的。

滚动轴承的径向载荷是指作用在轴上的力，这个力是垂直于轴线的。

在实际应用中，径向载荷可以是静态的（如机械设备自身的重力）或动态的（如转动的轴产生的离心力），也可以是同时作用在滚动轴承上的多个力的合力。

要计算滚动轴承的径向载荷，首先需要了解滚动轴承的构造和工作原理。

滚动轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。

滚动体通常是滚珠或滚柱，它们在内圈和外圈之间滚动，从而承载力。

滚动轴承的设计和选择要根据预计的载荷来确定。

对于滚动轴承承受的径向载荷，可以通过以下步骤进行计算：1. 确定轴上所有作用在滚动轴承上的力。

如果有多个力作用在滚动轴承上，需要将它们合成为一个合力。

可以使用力的合成原理来计算合力的大小和方向。

2. 根据轴的几何结构和载荷的方向，确定合力的点对应于滚动轴承的位置。

通常情况下，合力的点位于滚动轴承的中心位置。

3. 根据滚动轴承的类型和规格，查找相应的载荷容量表格或手册。

这些表格或手册会提供滚动轴承在不同条件下的额定载荷。

额定载荷指的是滚动轴承可以承受的最大载荷。

4. 比较合力的大小和滚动轴承的额定载荷。

如果合力小于或等于额定载荷，说明滚动轴承能够承受该径向载荷。

如果合力大于额定载荷，需要重新选择更大承载能力的滚动轴承。

在实际应用中，通常会有多个滚动轴承共同承受径向载荷。

在这种情况下，需要将合力均匀地分配给各个滚动轴承。

分配的方法可以根据滚动轴承的布局和工作条件来确定。

除了径向载荷，滚动轴承还可以承受轴向载荷和弯矩。

轴向载荷是沿着轴线方向的力，弯矩是由于轴的弯曲而产生的力矩。

这些载荷也需要考虑在滚动轴承的选择和计算中。

在设计和选择滚动轴承时，还需要考虑其他因素，如工作温度、转速、润滑和密封等。

这些因素会影响滚动轴承的性能和寿命。

滚动轴承的校核计算及公式

滚动轴承的校核计算及公式滚动轴承的校核计算及公式1基本概念1•轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。

批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。

2•基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10 （r）或L10h （h）表示。

3.基本额定动载荷（C）:基本额定寿命为一百万转（106）时轴承所能承受的恒定载荷。

即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106转而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。

基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。

4.基本额定静载荷（径向C0r，轴向C0a）:是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。

在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr （径向）或Ca （轴向），满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r （径向）或C0a （轴向）和控制轴承磨损的极限转速N0。

各种轴承性能指标值C、C0、N0等可查有关手册。

2寿命校核计算公式滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图17-6，其曲线方程为P L io =常数其中P-当量动载荷，N ; L io -基本额定寿命，常以106r 为单位（当寿命为一百万转时，L io =1 ）；匕寿命指数，球轴承& =3滚子轴承& =10/3由手册查得的基本额定动载荷 C 是以L io =1、可靠度为90%为依据的。

由此可得当轴承的当量动载荷为P 时以转速为单位的基本额定寿命 L 10为C £X 1=P £儿10 L 1o =(C/P) £106r (17.6) 若轴承工作转速为n r/min ，可求出以小时数为单位的基本额定寿命(17.7)应取L 10>Ih 'o L h '为轴承的预期使用寿命。

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。

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/℃<120 125 150 175 200 225 250 300 f1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.60t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。

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2-2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。

给出滚动轴承的当量静载荷p0的定义

滚动轴承的当量静载荷P0的定义什么是滚动轴承的当量静载荷P0？滚动轴承是一种常见的机械零部件，用于在旋转运动中承受轴向和径向载荷。

在滚动轴承的设计和选型中，当量静载荷P0是一个重要参数。

当量静载荷P0反映了滚动轴承在静止状态下能够承受的最大载荷。

它是在一组统一特性的负荷条件下，使得在轴承上任意一点的应力等效于球径方向上的径向正应力，在承受P0载荷时，滚动轴承有着相同的寿命。

当量静载荷P0的计算公式当量静载荷P0的计算是基于轴承的尺寸、材料和几何特性等参数进行的。

根据标准化的计算方法，当量静载荷P0可以用以下公式计算：P0 = (Fr + 0.6Fa) / C0其中，P0为当量静载荷，Fr为径向载荷，Fa为轴向载荷，C0为基本静载荷。

大多数情况下，径向载荷和轴向载荷都是作用在滚动轴承上的。

径向载荷是垂直于轴承轴线的力，而轴向载荷是沿着轴承轴线方向的力。

基本静载荷C0是指当轴承在静止状态下，满足寿命要求的最大静态载荷。

影响当量静载荷P0的因素滚动轴承的当量静载荷P0受多个因素的影响，以下是常见的几个主要因素：1. 材料和硬度滚动轴承一般由内、外圈和滚动体组成，这些部件的材料和硬度对P0的计算有显著影响。

材料的特性和硬度直接影响轴承对载荷的承受能力和寿命。

2. 轴承尺寸和几何形状滚动轴承的外径、内径和宽度等尺寸参数以及滚动体的数量和形状都会影响当量静载荷P0的计算结果。

通常情况下，较大的尺寸和更多的滚动体会增加轴承的荷载能力。

3. 使用环境和工况滚动轴承所处的使用环境和工况也会对其当量静载荷P0产生影响。

例如，高温、高速度或者腐蚀性介质等特殊工况都可能导致滚动轴承的寿命减少，因此需要在计算P0时进行相应的修正。

4. 运行条件和负荷类型滚动轴承在运行时所承受的负荷类型和运行条件也会影响当量静载荷P0的计算。

例如，周期性载荷和冲击载荷对轴承的寿命产生更大的影响，需要更加精确地计算当量静载荷P0。

当量静载荷P0的意义和应用当量静载荷P0的计算和参考值的选择是滚动轴承选型和设计中的重要工作。

uc305轴承载荷标准表

uc305轴承载荷标准表轴承载荷标准表是机械设计中不可或缺的重要工具，它可以帮助工程师准确地计算和选择合适的轴承。

轴承载荷标准表主要包括轴承的径向载荷、轴向载荷、联合载荷等参数，以及各种轴承类型的特点和适用范围。

一、轴承载荷标准表的概述轴承载荷标准表是根据国家标准GB/T 305-2009《滚动轴承承载能力》编制的，适用于各类滚动轴承的承载能力计算。

表中列出了不同轴承类型、不同内径和不同材料下的轴承承载能力数值，为工程师提供参考。

二、轴承载荷标准表的用途轴承载荷标准表的主要用途如下：1.确定轴承的选用类型：根据轴承载荷的大小、方向和工作条件，选择合适的轴承类型。

2.计算轴承的寿命：根据轴承载荷和轴承的额定寿命，计算实际使用寿命。

3.校核轴承的强度：比较轴承的承载能力与实际载荷，确保轴承在使用过程中不会出现强度不足的问题。

三、轴承载荷标准表的计算方法轴承载荷标准表中的承载能力计算公式如下：Q = F / (π * d * μ)其中，Q为轴承的径向承载能力，F为轴承所承受的径向力，d为轴承内径，μ为轴承材料的摩擦系数。

四、轴承载荷标准表的应用实例以下以一个实际例子说明轴承载荷标准表的应用：某减速器轴，承受径向力F=1000N，轴径d=40mm，轴承材料为GCr15，求轴承的径向承载能力。

根据轴承载荷标准表，查得GCr15材料的摩擦系数μ=0.005。

带入公式：Q = 1000N / (π * 40mm * 0.005) = 16666.67N故轴承的径向承载能力为16666.67N。

五、轴承载荷标准表的注意事项在使用轴承载荷标准表时，应注意以下几点：1.正确选择轴承类型：根据实际工况和工作条件，选择合适的轴承类型。

2.准确计算轴承承载能力：按照计算公式，合理估算轴承的承载能力。

3.校核轴承强度：确保轴承在使用过程中不会出现强度不足的问题。

4.考虑轴承的磨损和疲劳：在计算轴承寿命时，要考虑轴承的磨损和疲劳性能。

滚动轴承的校核计算及公式

静止轴承、缓慢摆动或转速极低的轴承,安全系数可参考表1７-9选取。ﻫ
旋转轴承的安全系数S０可参考表17-10。若轴承转速较低,对运转精度和摩擦力矩要求不高时，允许有较大的接触应力,可取Ｓ0<1。推力调心滚子轴承，不论是否旋转，均应取S0≥4。
表17－9轴承静载荷安全系数S0（静止或摆动) ﻫ
表１7-10旋转轴承的安全系数Ｓ0ﻫ
Cε×1=Pε×L1０
Ｌ１0=(Ｃ／P)ε１06ｒ(1７．6）
若轴承工作转速为nr/mｉn，可求出以小时数为单位的基本额定寿命
ｈ(17.7）
应取L10≥Lｈ'。Lh'为轴承的预期使用寿命。通常参照机器大修期限的预期使用寿命。
ﻫ若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命Lｈ',则可按下式求得相应的计算额定动载荷Ｃ'，它与所选用轴承型号的C值必须满足下式要求
2.轴承作用力在轴上的作用点ﻫ
轴上支点是在滚动体与滚道接触点法线与轴线交点上，见图１7-８。图中的O,距外端面的距离为a，此值可查手册。ﻫﻫ"７"类轴承O点如图１7－8所示。
图17-8
3.轴向力的计算ﻫﻫ分析角接触轴承所受的轴向载荷要同时考虑由径向力引起的附加轴向力和作用于轴上的其他工作轴向力,根据具体情况由力的平衡关系进行计算。ﻫﻫ图17-9中,FR和FA分别为作用于轴上的径向和轴向载荷,两轴承的径向反力为Fr1及Ｆｒ２,相应产生的附加轴向力则为Fs1和Fs2。作用于轴上的各轴向力如图1７-１０。
滚动轴承的校核计算及公式
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滚动轴承的校核计算及公式

调心滚子轴承的静载荷和动载荷计算方法分析

调心滚子轴承的静载荷和动载荷计算方法分析调心滚子轴承是一种常用的滚动轴承，广泛应用于各种机械设备中。

在设计和选择调心滚子轴承时，了解其静载荷和动载荷的计算方法至关重要。

本文将对调心滚子轴承的静载荷和动载荷计算方法进行分析和探讨。

一、调心滚子轴承的静载荷计算方法1. 静载荷的定义静载荷是指在轴承未运转时，所能承受的最大负荷。

它通常由轴承材料的强度和刚度决定。

2. 静载荷的计算方法调心滚子轴承的静载荷计算方法可以通过以下公式来实现：P = F0 / C0其中，P为静载荷系数，F0为轴承所能承受的最大静载荷，C0为轴承的基本静态额定载荷。

3. 基本静态额定载荷的确定基本静态额定载荷一般由制造商提供，也可以根据轴承的材料和机械性能进行计算。

通常，基本静态额定载荷是指在轴承发生变形或滚珠在承载面上出现微小局部损伤之前，所能承受的最大载荷。

二、调心滚子轴承的动载荷计算方法1. 动载荷的定义动载荷是指在轴承运转时，所承受的实际负荷，包括径向负荷和轴向负荷。

2. 动载荷的计算方法调心滚子轴承的动载荷计算方法相对复杂一些，通常可以通过以下几个步骤来实现：（1）确定目标载荷根据设备的工作条件和工作要求，确定轴承所需承受的目标载荷。

（2）计算载荷系数根据轴承的类型、材料和工作条件，采用不同的载荷系数来计算动载荷。

（3）计算动载荷公式根据载荷系数和目标载荷，使用相应的公式来计算动载荷。

3. 动载荷系数的确定动载荷系数一般根据轴承类型和工作条件来确定，通常根据实验和经验提供。

4. 动载荷计算公式的确定根据不同类型的调心滚子轴承，可以使用不同的动载荷计算公式，例如径向载荷计算公式、轴向载荷计算公式等。

三、调心滚子轴承静载荷和动载荷计算方法的应用1. 静载荷和动载荷计算可以用于轴承的设计和选择通过静载荷和动载荷的计算，可以帮助工程师选择适合的调心滚子轴承。

根据设备的工作条件和设计要求，可以确定所需的静载荷和动载荷，并通过计算方法选择合适的轴承。

基本额定动载荷是计算出来的吗？如何计算？

基本额定动载荷一．滚动轴承基本额定动载荷和当量动载荷的概念区别能承受纯轴向载荷的推力轴承，只要分别令式中的Fr 或Fa 为0，即可计算P 。

二．滚动轴承基本额定动载荷与寿命的关系一．额定动载荷的修正轴承工作温度与试验温度不同时应修正额定动载荷。

C t =f t C二．滚动轴承寿命的计算公式1.载荷和额定寿命的关系2.寿命计算公式1) 用转数表示的寿命公式：10C L P ε⎛⎫= ⎪⎝⎭球轴承滚子轴承 ε33.3332) 用小时表示的寿命公式：61060h C L n P ε⎛⎫= ⎪⎝⎭额定寿命值10H L 的例子：工作条件基本额定寿命L 10H不频繁操作。

500 短期或间歇操作。

故障影响不大功能。

4,000 8,000 间歇操作。

失败有重大影响功能。

8,000 12,000 非连续运行8小时的 12,000 20,000 8小时的连续运转。

20,000 30,000 24小时连续运行。

40,000 60,000 24小时保证无故障运行。

100,000200,0003) 设计式：012345678910L 10(106)载荷额定寿命4 3 2C三．滚动轴承基本额定动载荷计算式Basic dynamic radial load rating for single bearingsThe basic dynamic radial load rating for radial ball bearings is given by the equations.0.72/3 1.80.72/31.4(cos )25.43.647(cos )25.4r m c w w r c ww C b f i Z D forD mmC f i ZD forD mmαα=≤=≥where the values of bm and fc are given in Tables 1 and 2 respectively. They apply to bearings with a cross-sectional raceway groove radius not larger than 0.52 Dw in radial and angular contact ball bearing inner rings and not larger than 0.53 Dw in radial and angular contact ball bearing outer rings and self-aligning ball bearing inner rings.The load-carrying ability of a bearing is not necessarily increased by the use of a smaller groove radius, but it is reduced by the use of a groove radius larger than those indicated in the previous paragraph. In the lattercase, a correspondingly reducedvalue of fc shall be used. Calculation of this reduced value of fc can be carried out by means of Equation (3–15) given in ISO/TR 8646:1985.。