深沟球轴承设计方法
深沟球轴承倒角标准
深沟球轴承倒角标准深沟球轴承是广泛应用于各类机械设备中的常见轴承，它的制造质量直接影响到设备的性能和寿命。
倒角是深沟球轴承制造过程中一个重要的工艺环节，它的质量标准对于轴承的使用性能和寿命具有重要意义。
本文将详细介绍深沟球轴承倒角的标准要求和制作方法。
一、倒角的作用和重要性倒角是指将轴承的圆弧和平面边缘进行刃倒，使其变成斜边或者略带斜边的圆角形状。
倒角的作用主要有以下几点：1. 提高轴承的使用寿命：通过倒角处理，可以减少轴承的表面应力集中，提高轴承的疲劳寿命。
2. 降低摩擦损失：倒角后的圆角边缘能够减小接触区面积，降低轴承的摩擦损失，提高轴承的运转效率。
3. 减小噪音和振动：倒角可以降低轴承运行时的噪音和振动，提高设备的稳定性和安全性。
二、深沟球轴承倒角的标准要求深沟球轴承的倒角标准是由国家相关标准制定，其中最常使用的是国际标准ISO582/2-1995《轴承－滚动轴承的外围和内孔加工》。
根据该标准，深沟球轴承的倒角需要满足以下要求：1. 倒角必须均匀：倒角的面与轴承的表面形成一个均匀的圆弧，不得出现变形、划痕或者明显的不均匀。
2. 圆角半径要符合要求：倒角的圆角半径应该符合设计要求，一般要求为轴承宽度的2%～3%。
3. 倒角位置要正确：倒角的位置应该与轴承的设计要求相符，一般是在内外圈的外径和内径处进行倒角。
4. 倒角边缘要光滑：倒角边缘不得有划痕、毛刺等缺陷，必须保持光滑。
5. 倒角深度要一致：倒角的深度应该一致，不得有过浅或者过深的情况。
需要注意的是，具体的倒角要求可能因不同的轴承类型和使用环境而有所变化，因此在制定倒角标准时应该综合考虑轴承的具体情况。
三、深沟球轴承倒角的制作方法深沟球轴承的倒角可以通过多种方法来实现，具体的制作方法根据轴承的具体情况和工艺要求而定。
下面介绍几种常见的制作方法：1. 机械加工：倒角可以通过机械加工的方式来实现，常见的方法包括刀具冷加工、砂轮磨削和电火花加工等。
双列深沟球轴承国标号
双列深沟球轴承国标号（实用版）目录1.双列深沟球轴承的概述2.双列深沟球轴承的结构设计3.双列深沟球轴承的型号表示4.双列深沟球轴承的应用范围5.国标号对双列深沟球轴承的规范作用正文一、双列深沟球轴承的概述双列深沟球轴承是一种常见的轴承类型，其设计基本上与单列深沟球轴承相同。
深沟球轴形的滚道加上滚道与钢球之间有极好的密合度，使得双列深沟球轴承在承受径向负荷的同时，还可以承受作用在两个方向的轴向负荷。
二、双列深沟球轴承的结构设计双列深沟球轴承的结构设计使其能够承受径向和轴向负荷，具有良好的承载能力和较高的旋转速度。
其主要由内圈、外圈、滚道、钢球和保持架等组成。
内圈和外圈之间的滚道呈深沟状，钢球均匀分布在滚道上，保持架将钢球固定在适当的位置，以保证其在旋转过程中的稳定性。
三、双列深沟球轴承的型号表示双列深沟球轴承的型号表示主要包括内径、外径、高度和轴承类型等。
例如，型号 6204 表示轴承的内径为 110mm，外径为 200mm，高度为 38mm。
在型号后还可以附加一些字母，如“nr”、“z”、“rz”和“rs”等，表示轴承的不同结构特征，如带止动环、带防尘盖密封、非接触式密封和接触式密封等。
四、双列深沟球轴承的应用范围双列深沟球轴承广泛应用于各种机械设备中，如汽车、摩托车、工业机床、电机等。
其能够承受径向和轴向负荷的特点使其成为许多应用场景的首选轴承类型。
五、国标号对双列深沟球轴承的规范作用国标号对我国双列深沟球轴承的生产和应用起到了重要的规范作用。
根据国标号规定的尺寸、公差、材料和试验方法等，保证了轴承的质量和性能。
同时，国标号还可以指导工程师在设计和选用轴承时，根据实际应用需求选择合适的轴承类型和规格。
综上所述，双列深沟球轴承是一种结构简单、承载能力强、旋转速度快的轴承类型，广泛应用于各种机械设备中。
通过对其型号的表示和意义的了解，有助于我们更好地选择和使用轴承。
深沟球轴承设计方法
b
2.7 +0.16 0 ±0.04 Rm2 ≤0.2
ε
1.6
D3 145.6 ±0.08
d2 122.2 Dm3 142 ±0.08 δm4 0.5
0 -0.022 Dm4 144 +0.25 0 dm1 122.9 +0.22 0 DH 142 ±0.08
ai 13 Rm1 0.35
密封圈
δm3 0.16
深沟球轴承设计方法 基本尺寸 轴承型号 d 6021 105 钢球 Kw 0.288636 Re 8.33 +0.06 0 Ri 8.18 +0.06 0 Ks 0.08 C1 13.85 ±0.025 实体架
内引导ε2
D 160 Dw 15.875
B 26 实取Dw 15.875
rmin 2 计算P 132.5 KD 0.35
内引导dc 0.35 122.55 +0.2 0 内引导F 内引导F1 127.3 127.3 +0.2 0 Pc C2 132.5 27.548 ±0.1 ±0.1 D2 142.8 +0.16 0 α 45°
内引导Dc 外引导ε2 外引导Dc 外引导dc P C1 K 138.425 0.6 142.2 126.325 132.5 27.548 1.259843 0 0 +0.3 ±0.1 ±0.1 -0.4 -0.25 0 外引导F 外引导F1 内引导凸W 内引导凹V 外引导凸W 外引导凹V dmao 131.1 131.1 1.2 1.3 1.2 1.3 2 +0.2 0 +0.1 0 +0.1 ±0.05 0 -0.1 0 -0.1 0 Pc取值后计算C2 Pcmin Pcmax Pcmin Pcmax △C 134.405 135.3575 134.405 135.3575 16.1 ±0.1 ±0.1 ±0.1 ±0.1 ±0.1 b1 1.2 ±0.03 内圈 SH 0.8 δm1 0.5 δm2 0.2
低噪声微型深沟球轴承的设计
低噪声微型深沟球轴承的设计首先，选择合适的材料。
轴承材料直接影响着轴承的噪声和性能。
常见的轴承材料有钢、陶瓷等。
钢材具有耐磨、强度高等特点，但其声学性能稍差。
陶瓷材料具有优异的声学特性，但其成本较高。
因此，在设计低噪声微型深沟球轴承时，需要根据具体的应用要求选择合适的轴承材料。
其次，进行合理的几何结构设计。
几何结构直接影响着轴承的运行噪声。
通常情况下，使用圆弧槽设计可以降低轴承的噪声。
此外，还可以通过减小轴承的间隙来降低噪声。
但是，减小间隙会影响轴承的运行性能，因此需要进行权衡。
同时，设计合理的密封结构。
良好的密封结构可以有效阻止外界的杂质进入轴承内部，减少摩擦和磨损，从而降低噪声。
常见的密封结构有金属密封、橡胶密封等。
根据具体的应用场景和要求选择合适的密封结构。
另外，采用精确的加工工艺。
精确的加工工艺可以保证轴承的尺寸和形状精度，降低轴承的运行噪声。
在加工过程中，需要特别注意轴承的圆度和平行度控制，以及球和槽的形状和尺寸控制。
最后，合理选择润滑方式。
合适的润滑方式可以降低轴承的摩擦和磨损，从而降低噪声。
常见的润滑方式有干滑和润滑油脂润滑。
根据具体的应用场景和要求选择合适的润滑方式。
综上所述，设计低噪声微型深沟球轴承需要考虑材料选择、几何结构设计、密封结构设计、精确的加工工艺以及润滑方式选择等方面。
通过合理的设计和优化，可以有效降低轴承的运行噪声，提高其性能和使用寿命。
中小型深沟球轴承设计方法
180c . Dw2 arcs inDwp①maxc . Dw2 arcs inDwp中小型深沟球轴承设计方法编制说明：1、适用范围本设计方法适用于特轻⑴、轻⑵窄、中(3)窄、重⑷窄系列深沟球轴承和特轻(1)、轻(2)窄、中(3)窄系列带密封圈及带防尘盖深沟球轴承的产品设计。
2、引用标准、已知条件：外径D、内径d、宽度B、最小单向倒角r smin、钢球设计(钢球直径Dw、钢球中心径Dwp、钢球数Z):Kwmin(D - d)乞Dw 乞Kwmax(D - d) (1)0.5(D d)乞Dwp 乞0.515(D d)①max注：1、Dw应尽量取标准规格尺寸（见表一）2、Z取整数。
3、①填球角。
、额定动负荷Cr2Dw < 25.4mm时：Cr =1.3 fc Z ' Dw 1.8(N )2Dw ' 25.4mm时：Cr =4.7 4 1fc1 Z 3 Dw 1.4(N )注：1、对于Dw/Dwp的中间值，其fc值可由线性内插法求得。
注：2、主系数Dw、Z和Dwp的选取在满足（1）、（2）、（3）式的前提下，使C r尽可能极大值。
四、额定静负荷Cor2Cor 二foi Z Dw ( N)五、套圈设计1、沟曲率（取值精度0.01mm）Ri=fiXDw （内）fi~0.515Re=feXDw （夕卜）fe~0.525Rimax v 0.52 XDwRemax v 0.53 XDwRimax v Remax注：4.5〜60mm直径标准钢球的套圈沟曲率半径见表2、沟径（取值精度0.001mm）di 二Dwp - Dw De = di 2 Dw "卩为基本组径向游隙平均值。
y’ min 川丄max- 2圆柱孔深沟球轴承径向游隙卩ma =~3、沟位置（取值精度0.1m m ）4、挡边直径（取值精度0.1mm ）d 2 =di Kd DwD 2 二 De - Kd Dw注:100、200系列轴承，当D 32mm 、采用带爪保持架时，Kd 可取小到0.32a 的允差挡边允差6标志、标志尺寸（取值精度0.1mm）轴承通常在外圈端面上标志，内圈不标志。
单列深沟球轴承防尘盖设计方法的探讨
若不能满足（2 ）式的要求，1.08可减到
1.05。式中δ按表1选取。
按此法对6 00 0 - Z、2Z、62 00 - Z、2 Z、
6300- Z、2Z型号进行计算，1.08D2并不能适应所 有型号的要求。
表 1 D 和 δ的取值表
公称内径
超过
10
18
30
50
D
ห้องสมุดไป่ตู้
到
18
30
50
80
δ
0.5
0.8
1.2
比较几种结构，我们选用了周边整体翻边式 结构，因此种防尘盖翻边牢固不易掉盖，打字方 便，压盖后盖面不易变形，模具结构简单。至于 压盖时所需变形力较大，易使轴承外径变形等缺 点已在压力机和模具设计上得到解决。
c 周边整体翻边式防尘盖（左半） d 周边开槽翻边式防尘盖（右半）
收稿日期：2012- 01- 27. 作者简介：刘 杰（1969- ），女，工程师.
因此D3宜在保证防尘盖不接触保持架的前提 下根据轴承外径D和最大径向倒角座标r smax来确 定，即：
D3=D- 2rsmax- δ
（3）
式 中r smax 按 ISO582- 1979的r smax径 向值选取
δ1——按表 2 进行选取。
这样，不管采用公制球还是英制球的轴承，
或者是沟道挡边系数不同的轴承，均可统一按
以上各防尘盖均有利弊。带弹簧卡圈防尘盖 （图 1a）的卡圈容易脱落，用户不太欢迎；碟形 防尘盖（图 1b）不便在盖上打字，同时压盖后 盖面成拱形不美观；周边整体翻边式防尘盖（图 1c）压盖 时所需变形力 较大，易使轴 承外圆变 形；周边开槽翻边式防尘盖（图 1d）和周边开 槽卷边式防尘盖（图 1e），其模具结构较复杂， 且模具加工也较麻烦。
深沟球轴承设计手册
深沟球轴承设计手册
1. 深沟球轴承的结构和工作原理，介绍深沟球轴承的结构组成、工作原理和适用范围，帮助用户了解轴承的基本原理。
2. 轴承选型，根据使用条件和要求，提供轴承的选型指南，包
括尺寸、承载能力、转速等参数的计算方法和选择原则。
3. 设计和安装，包括轴承座的设计原则、安装方法、轴承预紧
和润滑等内容，确保轴承在安装过程中能够正确运转。
4. 维护和保养，介绍轴承的维护周期、润滑方法、轴承的故障
诊断和处理方法，延长轴承的使用寿命。
5. 技术数据和图表，提供轴承的技术参数、尺寸图纸、额定载
荷等数据，方便用户在设计和使用过程中进行参考。
设计手册的编写通常由轴承制造商或相关行业协会完成，内容
丰富、权威性强。
用户可以通过阅读设计手册，了解深沟球轴承的
基本知识和使用要求，提高轴承的使用效率和安全性。
设计手册也
为轴承的设计师、工程师和维护人员提供了重要的参考依据，有助于他们更好地进行轴承的设计、选择和维护工作。
深沟球轴承设计方法
深沟球轴承设计方法第一步：确定使用条件和要求根据使用条件和要求来确定轴承的基本参数。
使用条件和要求包括轴承的承载能力、转速、工作温度、尺寸和形状等。
第二步：选择轴承类型根据使用条件和要求选择合适的深沟球轴承类型。
常见的深沟球轴承类型有单列、双列和四点接触等。
第三步：计算承载能力根据轴承的使用条件和要求，计算承载能力。
承载能力的计算包括静载荷和动载荷的计算。
静载荷是轴承在静止或低转速下所承受的最大力，动载荷是轴承在运转状态下所承受的最大力。
根据承载能力计算结果选择合适的轴承型号。
第四步：确定尺寸和形状根据轴承的使用条件和要求，确定轴承的尺寸和形状。
轴承的尺寸和形状包括内径、外径、宽度、滚珠数量、滚珠直径和接触角等。
根据尺寸和形状计算结果选择适合的轴承型号。
第五步：优化设计通过有限元分析等方法对轴承的结构进行优化设计，提高其承载能力和使用寿命。
优化设计主要包括材料选择、减少摩擦、改进密封结构、提高润滑条件、减小摩擦噪声等。
第六步：验证和测试根据设计结果制作样品并进行验证和测试。
验证和测试主要是通过试验和仿真来验证轴承的性能和使用寿命是否符合设计要求。
根据验证和测试结果对设计进行修正和改进。
第七步：制定标准和规范根据轴承的设计和测试结果制定标准和规范。
标准和规范主要包括轴承的生产和使用标准，以及轴承的检验和质量控制标准。
制定标准和规范可以保证轴承的质量和一致性。
综上所述，深沟球轴承的设计方法包括确定使用条件和要求、选择轴承类型、计算承载能力、确定尺寸和形状、优化设计、验证和测试，以及制定标准和规范等步骤。
通过合理的设计方法可以提高轴承的性能和使用寿命，提高机械设备的工作效率和可靠性。
深沟球轴承设计方法
深沟球轴承设计方法1外形尺寸轴承的基本尺寸d、D、B按GB/T 273.3的规定装配倒角r1、r2按GB/T 274的规定2主参数的设计方法2.1 钢球直径Dw Dw=Kw（D-d）取值精度0.001为保证钢球不超出端面，要考虑轴承宽度B。
Kw取值见表1表1 Kw值2.1.1 常见钢球直径可查GB/T 3082.1.2 计算出Dw后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，优先选非英制。
2.2 钢球中心圆直径P P=0.5（D+d）取值精度0.012.3 球数z式中ψ为填球角，计算时按表2取值表2 ψ值2.4额定载荷的计算2.5最后确定Dw、P、z的原则2.5.1满足额定载荷的要求。
2.5.2应最大限度的通用化和标准化，对基本尺寸相同或相近的承应尽可能采用相同的球径、球数。
2.5.3保证保持架不超出端面，对D≤200mm的1、2、3系列轴承要考虑安防尘盖与密封圈的位置。
优化设计时轴承兜孔顶点至端面的距离ab应满足如下要求：D≥52～120 ，a b≥2 ； D≤50 ，a b≥1.5D＞125～200，a b≥2.5。
2.5.4填球角ψ的合理性。
大批生产并需自动装球的轴承ψ角宜取186°左右，为了使z获得整数并控制ψ角，允许钢球中心径适当加大至最大不得大于P+0.03P。
2.6 实取填球角ψψ=2（z-1）sin-1 （Dw/P）实取填球角ψ下限不得小于180°，上限应满足下列要求：8、9、1系列ψ≤195° 2系列ψ≤194°3系列ψ≤193° 4系列ψ≤192°3套圈设计3.1 内沟曲率半径R i Ri≈0.515Dw3.2 外沟曲率半径R e Re≈0.525DwRi、Re取值精度0.01，允差见表3表3 Ri和Re公差（上偏差）3.3 内滚道直径d i di=P-Dw3.4 外滚道直径D e De=P+Dwdi和De取值精度0.001，允差见表43表4 di和De公差（±）3.5 沟位置a a=a i=a e=B/2 a取值精度0.1，允差见表5表5 a的公差（±）3.6 外圈挡边直径D2 D2=De-Kd*Dw3.7 内圈挡边直径d2 d2=di+Kd*DwD2、d2取值精度0.1，允差取IT11级。
轴向向心滚珠轴承设计方法
轴向向心滚珠轴承设计方法一．滚动轴承结构图1 深沟球轴承图2 径向轴承滚珠轴承通常由1-外圈；2-内圈；3-保持架；4-滚动体组成。
各部分作用：●外圈和内圈：滚珠轴承将作用在它上面的一个轴承圈上的外力通过滚珠传到另外一个轴承圈上。
●滚动体：采用球、圆柱、滚针、等形状，传递载荷，可用润滑脂润滑。
●保持架：导向滚动体在1-外圈和2-内圈组成的滚道中滚动。
将轴承中的滚动体等距离隔开，保持滚动体，引导滚动体在正确的轨道上运行，改善轴承内部载荷分配及润滑性能。
与无保持架的满滚动体轴承相比，摩擦阻力较小，适合高速旋转。
●防尘罩：为了防尘，滚珠轴承通常装有防尘盖。
二．滚动轴承的分类滚动轴承根据滚动体的受力方向分为：向心轴承和推力轴承。
1.向心轴承：主要承受径向载荷，接触角从0°到45°根据接触角不同，又分为径向接触和角接触。
2.推力轴承：主要承受轴向负荷，接触角大于45°到90°。
三．向心滚珠轴承材料1.内、外圈和滚动体：主要有高纯度和高硬度（58~65HRC)的特种铬合金钢100Cr6（DIN17230)或52100(A TSM A295)制成。
2.保持架：大多数保持架为PA66。
特别是带有玻璃纤维增强型的塑料，兼有良好的强度和弹性性能，PA66保持架适用于温度达到120℃条件下长期工作。
四．轴承选择准则1.载荷：作用在轴承上载荷的大小和方向决定了滚珠轴承的类型和结构参数。
通常滚珠轴承能够同时承受径向和轴向载荷。
图1中的深沟球轴承在两个方向上传递轴向载荷，汽车悬架上常用的轴承是向心推力轴承，只能在一个方向上传递轴向力。
2.转速：在相同的结构尺寸下，圆锥滚子轴承要比圆柱滚子轴承有较高的转速；转速还和润滑方式有关，润滑油润滑的滚珠轴承比用润滑脂有较高的转速。
3.装配：有二种滚珠轴承装配方法：自保持式（整体式）和非自保持式（非整体，可拆卸）。
向心推力球轴承室非自保持式，可以拆卸。
深沟球轴承设计方法
深沟球轴承设计方法深沟球轴承是一种常见的滚动轴承，具有广泛的应用领域，如机械设备、汽车、电力工业等。
它可以承受径向和轴向载荷，并具有较高的速度限制。
深沟球轴承设计的关键是选择合适的几何参数和优化其材料和加工工艺。
以下将详细介绍深沟球轴承的设计方法。
第一步：确定设计要求在进行深沟球轴承设计之前，需要明确设计要求，如额定载荷、额定速度、工作温度等。
这些要求将会影响轴承内部结构以及材料的选择。
第二步：选择合适的几何参数深沟球轴承的几何参数包括内径、外径、宽度、球径和装配间隙等。
这些参数的选择与所需的额定载荷密切相关。
通常情况下，内径和外径尺寸可以根据设备的要求和可用空间进行选择。
而宽度则需要根据承受的载荷和支持结构进行计算。
球径通常由生产工艺和材料选择所决定。
装配间隙是为了适应工作时的热胀冷缩以及加工工艺要求而设置的，可以根据厂家的经验值进行选择。
第三步：材料选择第四步：计算承载能力第五步：优化设计一旦完成初步设计，可以使用有限元分析等工具对轴承进行优化。
有限元分析可以模拟轴承在不同工况下的性能，如动刚度、疲劳寿命等。
通过优化几何参数和材料，可以改善轴承的性能，提高其寿命和可靠性。
第六步：验证设计在完成设计后，需要进行实验验证。
验证可以使用实验室测试设备，如静载、疲劳和冲击试验等。
测试结果将用于验证设计是否满足产品要求，并进行必要的修改和改进。
总结深沟球轴承的设计方法包括确定设计要求、选择几何参数、材料选择、计算承载能力、优化设计和验证设计等步骤。
这些步骤需要深入了解轴承的工作原理和设计原则，并综合考虑各种因素，如载荷、速度、温度和材料等。
通过合理的设计和优化，可以提高深沟球轴承的性能和可靠性，满足复杂工况下的要求。
深沟球轴承设计计算
深沟球轴承设计计算深沟球轴承设计计算深沟球轴承设计计算Ⅰ.编制说明: 1.沟道曲率半径必须满足Rimax25 0.4 *100,200系列轴承,当D+ε1 >+ε1 保持架与内,外圈档边之间的间隙当Dw≤10mm 时, ε1≥0.2 当Dw>10mm 时, ε1≥0.4 6. 相邻两球兜(或铆钉孔)中间距离C(取值精度0.01,公差±0.025) C=Dcp sin 7. 兜孔中心与相邻铆钉孔中心间距离C1(取值精度0.01,公差±0.025) C1=Dcp sin 8. 保持架兜孔之间的平面与球兜必须圆角相交,圆角半径rc应尽可能取大,但是为了便于铆合保持架,在保持架铆钉大头的周围必须保证宽度不小于0.3mm 的平面,因此,圆角rc应满足: rc≤ Dcp sin-(+S)cos sin-1 -–0.3 9. 浪形保持架用半圆头铆钉的选取: 半圆头铆钉尺寸及公差按表15选取表15 浪形保持架用半圆头铆钉尺寸及公差mm 铆钉杆直径dm 公称尺寸0.8 1 1.2 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 公差±0.03 ±0.04 ±0.05 铆钉头直径Dm 公称尺寸 1.2 1.6 1.9 2.4 3.2 4 4.8 5.6 6.4 7.2 8 公差0 -0.2 0 -0.3 最小杆端直径d1min 0.74 0.93 1.13 1.41 1.9 2.37 2.87 3.37 3.87 4.5 5 有效杆长l 1 1.4 2 3 4 5 7 铆钉头高度H 公称尺寸0.6 0.8 0.95 1.2 1.6 2 2.4 2.8 3.2 3.6 4 公差±0.1 ±0.15 铆钉头对杆中心线同轴度0.05 0.1 半圆铆钉头半径SR 0.6 0.8 0.95 1.2 1.6 2 2.4 2.8 3.2 3.6 4 rmax 0.2 0.3 铆钉孔直径tc 公称尺寸0.8 1 1.2 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 公差0.15 0.08 0.2 0.1 两半保持架钢板厚2S 1 1.4 1.4 2 2 2.4 2 2.4 3 3 3 4 4 5 6 7 铆钉杆长度L 公称尺寸 2.8 3.2 3.2 4 4.2 4.8 4.8 4.8 6.7 7.3 7.8 8.8 9 11 11 15 公差0.2 注:铆钉杆长度允许各生产厂根据铆钉杆材料硬软情况适当加以调整. 四.深沟球轴承零件质量计算 1. 外圈质量We=γ╳Ve╳10-6(kg)10-6(kg) γ-材料密度(下同) Ve==0.785(D2-D22)B-1.349D r2-2.245r82 D2-1.345De Re2+0.6176Re3 (若γ=7.8g/cm3) 尺寸代号见图01,对400系列,r8改为r3. 2. 内圈质量Wi=γ╳Vi╳10-6(kg) Vi==0.785(d22-d2)B-1.349d r2-2.245r82 D2-1.345di Ri2+0.6176Ri3 (若γ=7.8g/cm3) 尺寸代号见图02,对400系列,r8改为r3. 3. 浪形保持架质量半保持架质量Wc=10.35[Dcp+0.36388 Z (Rc+S/2)](Dc-Dc1)S╳10-6(kg) (若γ=7.8g/cm3) 尺寸代号见图07 4. 钢球质量Ww=(πDw3 γ)/6 若材料密度γ=7.8 g/cm3 则Ww=7.8╳10-6╳(πDw3 )/6=4.08╳10-6╳Dw3 (kg) 5. 铆钉质量Wm=γ╳10-6{πH2(3SR-H)/3+π[d12(L-e)+dm2 e]/4} 若γ=7.8g/cm3 则Wm=24.5╳10-6{H2(3SR-H)/3+[d12(L-e)+dm2 e]/4} (kg) 尺寸代号见图09 五.深沟球轴承产品图的绘制轴承产品装配图及零件图应按轴承专业标准JB/CQ107-88,”滚动轴承产品图样格式”的规定绘制. 六.密封深沟球轴承优化设计密封深沟球轴承系深沟球轴承(开式)的变型产品,其主要的不同点在于带有密封圈(分为接触试和非接触试两种),因而在外圈上要设置密封槽,并相应提高相关尺寸形位的技术要求,其余则完全与深沟球轴承(开式)相同.轴承套圈上不标志,在密封圈外侧面模压标志. 1. 外圈设计除密封槽尺寸,挡边直径D2公差和沟位置ae公差外,其余尺寸与深沟球尺寸完全相同. 1)外圈挡边直径D2 (取值精度0.1,公差按表16) 表16 mm D2 超过— 30 50 80 120 到30 50 80 120 180 D2公差0.084 0.1 0.12 0.14 0.16 2)外圈密封槽顶宽b1 按表17选取(公差±0.03) 表17 mm D 超过— 30 50 80 120 到30 50 80 120 180 b1公差0.7 0.8 0.9 1 1.2 3)外圈密封槽位置b 按表18选取后用下式计算(取值精度0.1,公差按表18) b=b1+SH+δm1+δm2 SH:密封圈骨架钢板厚度; δm1:密封圈胶面到轴承端面距离; δm2:密封圈骨架挂胶厚度参数; 表18 mm D 超过—30 50 80 120 到30 50 80 120 180 SH取值0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 δm1取值0.2 0.2 0.3 0.3 0.5 δm2取值0.1 0.2 0.2 0.2 0.2 b公差0.084 0.1 0.12 0.14 0.16 4)外圈密封槽止口直径D3(取值精度0.1,公差按表19) D3=D2+2δm2+ε+SH 表19 mm D 超过—30 50 80 120 到30 50 80 120 180 ε取值1 1 1.2 1.4 1.6 D3公差±0.042 ±0.05 ±0.06 ±0.07 ±0.08 5)外圈密封槽底直径D4(取值精度0.1,公差同D3) D4=D3+b1-0.1 6)外圈密封槽压坡角α α=45°,当止口厚度H≥0.5mm时(H=b-b1-(D4-D3)/2) α=30°,当止口厚度H25.4 mm Cr=3.647fc Z2/3Dw1.4 (N) 附表2 深沟球轴承的fc系数Dw/Dwp fc Dw/Dwp fc Dw/Dwp fc0.05 46.7 0.14 58.8 0.28 57.1 0.06 49.1 0.16 59.6 0.3 56 0.07 51.1 0.18 59.9 0.32 54.6 0.08 52.8 0.2 59.9 0.34 53.2 0.09 54.3 0.22 59.6 0.36 51.7 0.1 55.5 0.24 59 0.38 50 0.12 57.5 0.26 58.2 0.4 48.4 注：对于Dw/Dwp的中间值，其fc值可由线形内插值法求得。
深沟球轴承设计
向心球轴承设计一、适用范围本设计方法适用于特轻1、轻（2）窄、中（3）窄、重（4）窄系列深沟球轴承和特轻（1）、轻（2）、中（3）窄系列带密封圈及带防尘盖深沟球轴承的产品设计。
深沟球轴承（开式）优化设计1、主参数优化设计当Dw≤25.4mm时，Cr=fc³Z2/3³Dw1.8（N）当Dw＞25.4 mm时，Cr=3.647fc³Z2/3³Dw1.4（N） fc的值按附表2选取。
2、约束条件①Kwmin(D-d)≤Dw≤Kwmax(D-d)式中Kw的取值范围见表1，Dw应尽量选取标准规格尺寸（见钢球规格表）表1 Kw值②0.5(D+d)≤Dwp≤0.515(D+d)③180/2sin-1(Dw/Dwp)+1≤Z≤φmax/2sin-1(Dw/Dwp)+1填球角φmax按表2规定：Z取整数。
表2 φ角限制条件（上限）钢球数量的决定根据Δ和P决定Z，即按填球表φ决定，φ是靠边的两钢球中心与外圈中心的连线的夹角。
Z=φ/2sin-1（Δ/p）+1 （5）球在轴承内，通常位于内、外径中间，即P=P0=D+d/2（5）式中φ=186°，当φ≤186°时，装配不会有多大困难，但Z成整数。
（1）轻、特轻φ可到196°，其它系列增到194°（2）P可不等于P0，但误差不超过±3%P0如果两种方法均不合适时，重新决定Δ，但Δ不得大于0.635H。
小型轴承不准增大填角，但可减小Δ，直到Δ=0.55H，最后定Z、Δ，保证20.7Δ2²φ的乘积最大，而Z、Δ与P与计算值相差最小。
3、套圈的设计（1）内沟曲率半径Rr=fi²Dw=0.515²Dw（2）外沟曲率半径Re= 0.525²Dw表3 Ri及Re的允差（3）沟道直径di，De（取值精度0.001，允差按表4）内圈沟道直径di=Dwp-Dw外圈沟道直径De=di+2Dw表4 di与De的允差（4）沟位置a（取值精度0.1，允差按表5）a=B/2 内圈沟位置a与外圈沟位置a取值相同。
深沟球轴承角游隙计算
深沟球轴承角游隙计算深沟球轴承是一种常见的滚动轴承，由外圈、内圈、滚动体和保持架组成。
角游隙是指轴承在安装后，内圈和外圈之间的角度差异，它对于轴承的运行性能和寿命有重要影响。
角游隙的计算需要考虑多个因素，包括轴承的尺寸、材料、热胀冷缩等。
下面将介绍一种常用的计算方法：通过轴承的尺寸和公称游隙来计算角游隙。
需要确定轴承的公称游隙。
公称游隙是指轴承在生产过程中设计的标准游隙范围，一般由制造商提供。
公称游隙的大小取决于轴承的类型和尺寸。
根据轴承的尺寸和公称游隙，可以计算出角游隙的理论值。
计算公式如下：角游隙 = 内圈公称直径 - 外圈公称直径 - 2 × 公称游隙其中，内圈公称直径和外圈公称直径分别是轴承内圈和外圈的标准直径。
需要注意的是，上述计算方法只是理论值，并不考虑实际安装过程中可能出现的误差。
因此，在实际应用中，还需要根据具体情况进行调整和修正。
角游隙的大小对于轴承的运行性能和寿命有重要影响。
如果角游隙太小，会导致轴承过紧，增加摩擦和磨损，降低轴承的寿命。
如果角游隙太大，会使轴承松动，影响轴承的转动精度和稳定性。
因此，在实际安装过程中，需要根据轴承的具体要求和工作环境，选择合适的角游隙。
一般来说，对于高速运行的轴承，角游隙应较小；对于低速和高负荷的轴承，角游隙可以适当增大。
为了保证轴承的正常运行和寿命，还需要注意以下几点：1. 在安装轴承时，要注意正确的安装方法和工具，避免在安装过程中对轴承造成不必要的损伤。
2. 在选择轴承时，要根据实际工作条件和要求，选择合适的轴承类型、尺寸和材料。
3. 在使用轴承时，要定期检查和维护，及时更换损坏或老化的轴承，以保证轴承的正常运行。
深沟球轴承的角游隙是指轴承在安装后，内圈和外圈之间的角度差异。
角游隙的计算可以通过轴承的尺寸和公称游隙来进行。
合理选择和控制角游隙，对于轴承的运行性能和寿命具有重要意义。
为了确保轴承的正常运行，还需要注意正确的安装和维护。
深沟球轴承设计公式汇总
1.0
1.0
1.2
1.4
1.6 FALSE FALSE 1 FALSE
±0.03 ±0.042 ±0.05 ±0.06 ±0.07 ±0.08
bi
β1 b2 β2
R2 d4 d3
400 500 ±0.08
400 500
表13
d 超过 到 2.5 6
6 10 10 18 18 24 24 30 30 40 40 50 50 65 65 80 80 100 100 120 120 140 140 160 160 180 180 200 200 225 225 250 250 280 280 315 315 355 355 400 400 450 450 500 500 560 560 630 630 710 710 800 800 900
0.1
0.2
0.2
0.3
0.3
0.5 FALSE FALSE 0.2 FALSE
0.1
0.1
0.2
0.2
0.2
0.2 FALSE FALSE 0.2 FALSE
+0.07 +0.084 +0.10 +0.12 +0.14 +0.16
—
20
30
50
80
120
20
30
50
80
120 180 FALSE FALSE TRUE FALSE
2组
min max
0
7
0
7
0
9
0 10
1 11
1 11
1 11
1 15
1 15
1 18
2 20
2 23
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深沟球轴承设计方法
1外形尺寸
1.1轴承的基本尺寸d、D、B按GB/T 273.3的规定
1.2装配倒角r1、r2按GB/T 274的规定
2主参数的设计方法
2.1 钢球直径Dw Dw=Kw（D-d）取值精度0.001
为保证钢球不超出端面，要考虑轴承宽度B。
Kw取值见表1
表1 Kw值
2.1.1 常见钢球直径可查GB/T 308
2.1.2 计算出Dw后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，优先选非英制。
2.2 钢球中心圆直径P P=0.5（D+d）取值精度0.01
2.3 球数z
式中ψ为填球角，计算时按表2取值
表2 ψ值
2.4额定载荷的计算
2.5最后确定Dw、P、z的原则
2.5.1满足额定载荷的要求。
2.5.2应最大限度的通用化和标准化，对基本尺寸相同或相近的
承应尽可能采用相同的球径、球数。
2.5.3保证保持架不超出端面，对D≤200mm的1、2、3系列轴承要考虑安防尘
盖与密封圈的位置。
优化设计时轴承兜孔顶点至端面的距离a b应满足如下要求：
D≥52～120 ，a b≥2 ； D≤50 ，a b≥1.50
D＞125～200，a b≥2.5。
2.5.4填球角ψ的合理性。
大批生产并需自动装球的轴承ψ角宜取
186°左右，为了使z获得整数并控制ψ角，允许钢球中心径适当加大至最大不得大于P+0.03P。
2.6 实取填球角ψψ=2（z-1）sin-1 （Dw/P）
实取填球角ψ下限不得小于180°，上限应满足下列要求：
8、9、1系列ψ≤195° 2系列ψ≤194°
3系列ψ≤193° 4系列ψ≤192°
3套圈设计
3.1 内沟曲率半径Ri Ri≈0.515Dw
3.2 外沟曲率半径Re Re≈0.525Dw
Ri、Re取值精度0.01，允差见表3
表3 Ri和Re公差（上偏差）
3.3 内滚道直径di di=P-Dw
3.4 外滚道直径De De=P+Dw
di和De取值精度0.001，允差见表43
表4 di和De公差（±）
3.5 沟位置a a=a i=a e=B/2 a取值精度0.1，允差见表5
表5 a的公差（±）
3.6 外圈挡边直径D2 D2=De-Kd*Dw
3.7 内圈挡边直径d2 d2=di+Kd*Dw
D2、d2取值精度0.1，允差取IT11级。
Kd值见表6
表6 Kd值
注：对采用带爪保持架的轴承，Kd值不得小于0.30。
3.8带止动槽的轴承，其外圈上止动槽的尺寸应符合GB/T305的规
定，其尺寸标准应按如下要求：
3.8.1 槽宽b：公称尺寸b=bmin
3.8.2 距离a：公称尺寸a=a max
3.8.3 槽底径D1：公称尺寸D1=D1max
3.8.4 倒角r0：公称尺寸r0=r0max
3.9 非装配倒角尺寸r3的尺寸及允差按表7选取
表7 内、外圈非装配倒角尺寸与公差
3.10标志
3.10.1轴承通常在外圈端面上标志，内圈不标志。
3.10.2标志等分
3.10.3标志平面有效宽度hw
hw=0.5[﹙D-2r1max径﹚-﹙D2max+2r3max﹚] 标志中心圆直径Dk
Dk=0.5[﹙D-2r1max径﹚+﹙D2max+2r3max﹚] 标志字体高hz根据hw、Dk按表8选取
表8 标志标准字体高hz
注：hz≥1时，Dk小数点后面一位数圆整为0或5。
4浪形保持架的设计
4.1 保持架钢板厚度S
保持架钢板厚度S、铆钉的尺寸及r c根据Dw从表9选取
表9 保持架钢板厚度S、铆钉的尺寸及r c
4.2保持架宽度Bc
Bc=Kc×Dw 其中Kc值按表10选取
表10 Kc值
注：对2、3、4系列，为了套料需要时，Kc允许在0.42-0.45内调整。
4.3 保持架中心圆直径Dcp Dcp=P
4.4 保持架外径Dc Dc =Dcp+Bc
4.5 保持架内径Dc1 Dc1=Dcp-Bc
Dcp取值精度0.01，Dc、Dc1取值精度0.1，允差见表11
表11 Dc、Dc1、Dcp允差
4.6 保持架兜窝的深度K
K=0.5Dw+ε c εc值按表12，K取值精度0.01
4.7保持架球兜内球面半径Rc
Rc=Kmax
若工艺条件允许，也可制造圆形兜孔Rc=K
表12 εc值、Rc、K的公差
4.7.1按上式计算的保持架尺寸Bc、Rc、K值必然使保持架在轴承内产生径
向窜动，其径向窜动量ε按下式计算（ε及表13的εmax、εmin仅供复核参考）：
计算εmax时，Rc、K取最大值；计算εmin时，Rc、K取最小值，而Dw、Bc用公称尺寸。
计算得的εmax及εmin在表13规定的范围内。
表13 保持架径向窜动量ε
注：如果超出εmax时，可适当减小K、Rc，但减小后应满足2K≥Dw+εc。
4.7.2验算保持架是否与套圈接触，应满足如下关系式：
式中ε1为保持架与内、外圈挡边之间的间隙。
当Dw≤10mm时，ε≥0.2；
当Dw＞10mm时，ε≥0.2。
4.8 相邻两球兜（或铆钉孔）中心间距离C
C=Dcp×sin（180°/z）
4.9 兜孔与相邻的铆钉孔中心间距离C1
C1=Dcp×sin（90°/z）
C、C1取值精度0.001，允差±0.025。
4.10 保持架外球面过渡圆弧半径r c
保持架兜孔之间的平面与球兜必须圆角相交，圆角半径r c应尽可能大，但为了便于铆合保持架，在保持架铆钉大头的周围必须保证宽度不小于
0.5mm的平面，因此圆角r c应满足：
其中Dm是铆钉头直径，浪形保持架用半圆头铆钉选取。
5半圆头铆钉的设计
5.1半圆头铆钉尺寸及公差按标准规定
5.2选取的铆钉应尽可能通用化
6零件重量计算
6.1外、内圈的重量可通过作图算出。
6.2浪形保持架重量
半保持架重量：10.35[Dcp+0.36388z(Rc+S/2)](Dc-Dc1)S×10-6 kg 6.3钢球和铆钉重量可查通用化表。
7图纸标注规则
8外形尺寸公差、形位公差及旋转精度按标准规定
9游隙
径向游隙按标准规定，不标即为C0。