轴承设计计算表
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机械设计--轴承计算
Lh
106 f t C （ ） 60n P
C （ ） Lh 2 1 3 1 2p （ ） C Lh1 2 8 （ ） P 1 1 Lh 2 Lh1 8000 1000h 8 8
Lh 2 n1 1 Lh1 n2 2
Lh 2
1 1 Lh1 8000 4000 h 2 2
Fa/Fre
Fa/Fr>e
X 1
解： Fd1= 0.68Fr1 = 0.68×400= 272 N, 方向向左 Fd2= 0.68Fr2 = 0.68×1800= 1224 N, 方向向右 ∵ Fd2+Fae = 1224 +250 = 1474 N > Fd1 = 272 N ∴ 轴有向左窜动趋势 轴承1 被压紧∴ Fa1 = Fd2+Fae = 1474N 轴承2 被放松 F a2 = Fd2 = 1224 N ∵ ∴ ∵ ∴ Fa1 / Fr1 = 1474 / 400 = 3.685> e = 0.68 X1 = 0.41 Y1 = 0.87 Fa2 / Fr2 = 1224 / 1800 = 0.68 = e = 0.68 X2 = 1 Y2 = 0
N , Fr2 2000N , Fae 1000N 1 4000 已知转轴采用一对7215AC轴承， Fr 派生轴向力Fd = 0.68Fr，e=0.68，载荷平稳，常 温下工作，求：两轴承所承受轴向载荷Fa1、 Fa2 各为多少？判断哪个轴承寿命低？
注： Fa / Fr e
时，X=1，Y=0
f p 1.1 ），轴转速n=1800r/min，载荷基本
150 3 Fr 4430 1898 .57 N 200 150 7 200 4 Fr 2 Fr 4430 2531 .43 N 200 150 7 Fr 1
深沟球轴承主参数设计表
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深沟球轴承表格查询实用技巧
_00系列 _10系列 _02系列 _03系列 _04系列
查询系统设计人： 汪宁生 2011年5月11日
深沟球轴承主参数设计表
外径 D 72 宽度 B 19 尺寸 系列 3 极限 填球角 193 °
0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.12 0.12 0.12 0.12 0.12 0.14 0.14 0.14 0.14
19.34 20.12 20.16 21.02 21.84 22.22 23.52 24.34 25.18 25.38 26.48 26.92 28.58 29.64 30.24 31.94 33.88 35.98 37
19.17 20 21 21.67 22.05 22.5 23.34 23.63 25 25.2 26.67 27.5 28.88
18.8 19.62 20.6 21.26 21.63 22.07 22.89 23.18 24.53 24.72 26.16 26.98 28.33
18.8 19.54 19.6 20.44 21.24 21.6 22.9 23.7 24.52 24.72 25.74 26.16 27.8 28.84 29.44 31.04 32.96 35.02 36.04
36.512 38.100 40.000 41.275 42.000 42.862 44.450 45.000 47.625 48.000 50.800 52.388 55.000
轴向截面竖直方向 最 小 截面系数 最 小 球直径 0.46 10.319 最 大 截面系数 最 大 球直径 0.65 13.494 最 小 截面系数 最 小 球直径
深沟球轴承表格查询实用技巧
_00系列 _10系列 _02系列 _03系列 _04系列
查询系统设计人： 汪宁生 2011年5月11日
深沟球轴承主参数设计表
外径 D 72 宽度 B 19 尺寸 系列 3 极限 填球角 193 °
0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.12 0.12 0.12 0.12 0.12 0.14 0.14 0.14 0.14
19.34 20.12 20.16 21.02 21.84 22.22 23.52 24.34 25.18 25.38 26.48 26.92 28.58 29.64 30.24 31.94 33.88 35.98 37
19.17 20 21 21.67 22.05 22.5 23.34 23.63 25 25.2 26.67 27.5 28.88
18.8 19.62 20.6 21.26 21.63 22.07 22.89 23.18 24.53 24.72 26.16 26.98 28.33
18.8 19.54 19.6 20.44 21.24 21.6 22.9 23.7 24.52 24.72 25.74 26.16 27.8 28.84 29.44 31.04 32.96 35.02 36.04
36.512 38.100 40.000 41.275 42.000 42.862 44.450 45.000 47.625 48.000 50.800 52.388 55.000
轴向截面竖直方向 最 小 截面系数 最 小 球直径 0.46 10.319 最 大 截面系数 最 大 球直径 0.65 13.494 最 小 截面系数 最 小 球直径
机械设计(9.7.1)--滚动轴承的静强度计算
9-7 滚动轴承的静强度计算 一、失效形式
静止、缓慢旋转(n <10r/min)
短期过载 滚动体与内、外圈塑性变形 失效形式基本额定静载荷C 0：
受最大载荷的滚动体和滚道处产生的永久
变形的总和为滚动体直径的1/10000时的载荷。
一、失效形式
载荷变动大，受冲击载荷作用的旋转轴
承按动载荷作用进行寿命计算，验算静强度
1.承受纯径向载荷轴承
2.承受纯轴向载荷轴承R
P =0A
P =0当量静载荷
二、当量静载荷P 0
3.同时承受径向载荷和轴向载荷A
Y R X P 000+=
三、计算公式
000S P C 按静载荷选择轴承公式深 深 深 深 深 A / R≤ 0.8
A / R > 0.8X 0
Y 0X 0Y 01
00.60.5X 0
Y 0深 深 深
深 深 深 C 深0.50.46AC 深
0.38
B 深0.26
深 深 深 深 深 深
设计手册。
轴承选用计算及其组合设计
§17-2 滚动轴承的结构、类型和代号
滚动轴承的组成：外圈、内圈、滚动体、保持架。 各零件的作用：
内圈：支撑轴；
装在机座或零件轴孔内；
外圈：支撑零件或轴系；
内外圈上有滚道，当内外圈相对旋转时，滚动体将沿着滚道滚动。
滚动体：滑动滚动；
保持架: 将滚动体分开。 滚动副的材料要求：
硬度和接触疲劳强度↑ 、耐磨性和冲击韧性↑ 用含铬合金钢制造，经热处理后硬度达：61~65HRC。 工作表面需经磨削或抛光。
中
第14页/共56页
2˚ ~3˚
主要承受径向载荷， 同时也能承受少量 轴向载荷。因为外 滚道表面是以轴承 中点为中心的球面， 故能调心。
表17-3 滚动轴承的主要类型和特性（续）
轴承名称、 类型及代号
结构简图 承载方向 极限转速 允许角偏差
主要特性和应用
调心滚 子轴承 20000C
能承受很大的径向载荷
绕此边线自行 倾斜
润滑剂和润滑装置
一、 润滑剂
作用：降低摩擦功耗、减少磨损、冷却、吸振、防锈等。
液体润滑剂----润滑油
A、B两板之间充满了液体，B板静止，A板水 平移动速度为v。由于液体与金属表面的吸附
分类
半固体润滑剂----润滑脂 作用，A板表面的液体速度为v，而B板表面的 液体速度为0。两板之间的速度呈线性分布。
后置代号
或加
注：
代表字母；
代表数字
1. 前置代号----成套轴承分部件代号。 是轴承代号的基础，有三项 2. 基本代号：表示轴承的基本类型、结构和尺寸。
类型代号 ----左起第一位，为0（双列角接触球轴承）
则省略。
第20页/共56页
调心球轴承 10000
深沟球轴承主参数设计表
大于
大于
球直径/中心径 0.23
1、在上表中首先选择尺寸系列、轴承型号，自动查出内径、外径、宽度、尺寸系列，并根据轴向截面竖直、水平方向系 数自动算出最小、最大球直径，依次排列出最小、最大球直径之间的所有钢球规格，再选取中心径、球数、来依次计算相应的 填球角。并自动筛选出符合填球角要求的球直径供选择。再输入球直径，计算动、静截荷与国标额定动、静截荷相比较。 2、首先选取优先选中心径、优先选球数、优先选球直径来作为参考设计，如需另选其它的参数设计，可按如下步骤选取 。选取中心径时，首先选择最小中心径，从最多球数开始，依次减少球数，如筛选不到符合填球角要求的球直径，再调整中心 径，直到填球角符合要求，装配为“易装配、最佳、需加球”这3种状态。尽可能装配状态为“最佳”状态。“易散球、难装配 ”这2种状态是绝对不允许的。 3、上表中球直径、中心径、球数的选择仅仅是从轴承制造角度考虑的，最终确定还要计算该轴承的动、静载荷，反复调整 直到动、静载荷最接近国标GB/T276规定的基本额定载荷。 4、确定球直径后，从下表中自动查出与之相关的其它技术参数。
设计计算负荷 动载荷 系数 fc 59.3 动载荷 Cr(kN) 27.01 相比较
额定负荷 动载荷 Cr(kN) 27 数值 KN 0.01
设计计算负荷 静载荷 系数 fo 13.2 静载荷 Cor 15.21 相比较
额定负荷 静载荷 Cor 15.2 数值 KN 0.01
球直径/中心径 最佳值 0.19
+0.03 0 +0.03 0 +0.03 0 +0.03 0 +0.03 0 +0.03 0 +0.03 0 +0.03 0 +0.04 0 +0.04 0 +0.04 0 +0.04 0 +0.04 0 +0.04 0 +0.04 0
完整的轴承选型计算方法
第七章 轴承设计
轴承的作用是支承轴。轴在工作时可以是旋转的，也可以是静止的。 一、轴承应满足如下基本要求： 1．能承担一定的载荷，具有一定的强度和刚度。 2．具有小的摩擦力矩，使回转件转动灵活。 3．具有一定的支承精度，保证被支承零件的回转精度。 二、轴承分类：
按摩擦性质分：滑动轴承 和滚动轴承 按承载方向分： 向心轴承 和推力轴承
选择轴承的配合
选择润滑剂与润滑装置
7.5液体摩擦滑动轴承的工作原理 一、动压油膜的形成机理 F v
进 油 口
p
v
出 油 口
两摩擦表面平行， 间隙内的润滑 两摩擦表面成楔形间隙， 不会产生压力油膜 油形成了拥挤 产生了压力油膜 二、形成动压油膜的必要条件
● 两摩擦表面必须形成楔形间隙 ● 润滑油必须从大口进小口出 ● 必须具有足够的滑动速度 ● 必须充满足够粘度的润滑油
Q2
Q2
Q1
Qmax
Q1
滚动体与套圈滚道接触点的接触应力是变应力，
二、滚动轴承的失效形式
1、疲劳点蚀 —— 最主要的失效形式
滚动体表面、套圈滚道都可能发生点蚀。 防止点蚀破坏，是计算滚动轴承的主要目的。
2、塑性变形 —— 低速轴承的主要失效形式 接触应力过大，元件表面出现较大塑性变形。 原因是载荷过大或冲击载荷作用。
3、磨损、胶合、保持架断裂等 使用维护不当而引起的，属于非正常失效。
三、设计准则 一般转速的轴承 — 进行寿命计算，防止点蚀破坏 转速极低或仅作缓慢摆动的轴承 — 按静强度计算，防止塑性变形 四, 滚动轴承的寿命计算公式 (一)、基本概念 ● 轴承寿命 轴承中任一元件 出现疲劳点蚀 前所经历的总转数 或总工作小时数。
推力滑动轴承向心轴承推力环的数目3限制滑动速度v目的防止滑动速度过高而引起磨损1000604mpams平均速度100060速度三设计步骤三设计步骤确定轴承结构形式确定轴承结构形式确定轴承宽度b和直径d确定轴承宽度b和直径d验算ppvv验算ppvv选择轴承的配合选择轴承的配合选择润滑剂与润滑装置选择润滑剂与润滑装置选择轴瓦材料选择轴瓦材料推力轴承75液体摩擦滑动轴承的工作原理75液体摩擦滑动轴承的工作原理一动压油膜的形成机理一动压油膜的形成机理两摩擦表面平行不会产生压力油膜两摩擦表面成楔形间隙产生了压力油膜间隙内的润滑油形成了拥挤二形成动压油膜的必要条件二形成动压油膜的必要条件必须充满足够粘度的润滑油三向心动压滑动轴承的工作过程三向心动压滑动轴承的工作过程静止静止启动启动不稳定运行不稳定运行稳定运行稳定运行frfrfrfr多油楔滑动轴承其他滑动轴承其他滑动轴承气体轴承81滚动轴承的特点及类型81滚动轴承的特点及类型滚动轴承的主要特点滚动轴承的主要特点
轴承的作用是支承轴。轴在工作时可以是旋转的，也可以是静止的。 一、轴承应满足如下基本要求： 1．能承担一定的载荷，具有一定的强度和刚度。 2．具有小的摩擦力矩，使回转件转动灵活。 3．具有一定的支承精度，保证被支承零件的回转精度。 二、轴承分类：
按摩擦性质分：滑动轴承 和滚动轴承 按承载方向分： 向心轴承 和推力轴承
选择轴承的配合
选择润滑剂与润滑装置
7.5液体摩擦滑动轴承的工作原理 一、动压油膜的形成机理 F v
进 油 口
p
v
出 油 口
两摩擦表面平行， 间隙内的润滑 两摩擦表面成楔形间隙， 不会产生压力油膜 油形成了拥挤 产生了压力油膜 二、形成动压油膜的必要条件
● 两摩擦表面必须形成楔形间隙 ● 润滑油必须从大口进小口出 ● 必须具有足够的滑动速度 ● 必须充满足够粘度的润滑油
Q2
Q2
Q1
Qmax
Q1
滚动体与套圈滚道接触点的接触应力是变应力，
二、滚动轴承的失效形式
1、疲劳点蚀 —— 最主要的失效形式
滚动体表面、套圈滚道都可能发生点蚀。 防止点蚀破坏，是计算滚动轴承的主要目的。
2、塑性变形 —— 低速轴承的主要失效形式 接触应力过大，元件表面出现较大塑性变形。 原因是载荷过大或冲击载荷作用。
3、磨损、胶合、保持架断裂等 使用维护不当而引起的，属于非正常失效。
三、设计准则 一般转速的轴承 — 进行寿命计算，防止点蚀破坏 转速极低或仅作缓慢摆动的轴承 — 按静强度计算，防止塑性变形 四, 滚动轴承的寿命计算公式 (一)、基本概念 ● 轴承寿命 轴承中任一元件 出现疲劳点蚀 前所经历的总转数 或总工作小时数。
推力滑动轴承向心轴承推力环的数目3限制滑动速度v目的防止滑动速度过高而引起磨损1000604mpams平均速度100060速度三设计步骤三设计步骤确定轴承结构形式确定轴承结构形式确定轴承宽度b和直径d确定轴承宽度b和直径d验算ppvv验算ppvv选择轴承的配合选择轴承的配合选择润滑剂与润滑装置选择润滑剂与润滑装置选择轴瓦材料选择轴瓦材料推力轴承75液体摩擦滑动轴承的工作原理75液体摩擦滑动轴承的工作原理一动压油膜的形成机理一动压油膜的形成机理两摩擦表面平行不会产生压力油膜两摩擦表面成楔形间隙产生了压力油膜间隙内的润滑油形成了拥挤二形成动压油膜的必要条件二形成动压油膜的必要条件必须充满足够粘度的润滑油三向心动压滑动轴承的工作过程三向心动压滑动轴承的工作过程静止静止启动启动不稳定运行不稳定运行稳定运行稳定运行frfrfrfr多油楔滑动轴承其他滑动轴承其他滑动轴承气体轴承81滚动轴承的特点及类型81滚动轴承的特点及类型滚动轴承的主要特点滚动轴承的主要特点
滚动轴承设计计算
n — 轴承的转速
（h）
通式
例6
6212轴承，承受径向力FR=5500N的平稳载荷，转速n=1250r/min，正常温度，试求寿命Lh 。
解： ∵纯径载 ∴P= FR=5500 N
C=47.8 KN
∵ 球轴承∴ ε= 3
查手册 ：
∵ 正常温度平稳载荷 ∴ fT=1； fP=1
例7：轴径 d=50 mm, 纯径向载荷FR=6000N,载荷平稳，常温下工作，转速 n=1250 r/min, 预期寿命L h= 5000h.试选择此轴承.
二、滚动轴承的应力分析
三、滚动轴承的失效形式和计算准则
一、滚动轴承的载荷分析
§2 滚动轴承的受力分析、失效和计算准则
1）向心轴承：
FR0max
在径向力Fr的作用下
深沟球 60000
圆柱 滚子 N0000
半圈滚动体受载
各滚动体受力不均 受的最大力为 FR0max
Fr
一、滚动轴承的载荷分析—
载荷平稳∴fP=1；常温 ∴fT=1； P=X FR +YFA =4×0.4+3.55×1.7=7.64kN
∴30204不适用
再选30304查手册C=33kN>C /=31.5KN,可以吗？ 不可以。∵此时e、x、Y、P值均发生了变化。
选轴承30304
查表：Cr =33 kN X=0.4 Y=2 e=0.3
二、轴承的寿命计算：
（r）
球轴承ε= 3
滚子轴承ε=10/ 3
且：载荷平稳;
常温 ＜1000C
可靠度90%;
对向心、向心推力轴承是纯径向力； 对推力轴承是纯轴向力。
C — 基本额定动载荷
P — 轴承所受动载荷
（h）
通式
例6
6212轴承，承受径向力FR=5500N的平稳载荷，转速n=1250r/min，正常温度，试求寿命Lh 。
解： ∵纯径载 ∴P= FR=5500 N
C=47.8 KN
∵ 球轴承∴ ε= 3
查手册 ：
∵ 正常温度平稳载荷 ∴ fT=1； fP=1
例7：轴径 d=50 mm, 纯径向载荷FR=6000N,载荷平稳，常温下工作，转速 n=1250 r/min, 预期寿命L h= 5000h.试选择此轴承.
二、滚动轴承的应力分析
三、滚动轴承的失效形式和计算准则
一、滚动轴承的载荷分析
§2 滚动轴承的受力分析、失效和计算准则
1）向心轴承：
FR0max
在径向力Fr的作用下
深沟球 60000
圆柱 滚子 N0000
半圈滚动体受载
各滚动体受力不均 受的最大力为 FR0max
Fr
一、滚动轴承的载荷分析—
载荷平稳∴fP=1；常温 ∴fT=1； P=X FR +YFA =4×0.4+3.55×1.7=7.64kN
∴30204不适用
再选30304查手册C=33kN>C /=31.5KN,可以吗？ 不可以。∵此时e、x、Y、P值均发生了变化。
选轴承30304
查表：Cr =33 kN X=0.4 Y=2 e=0.3
二、轴承的寿命计算：
（r）
球轴承ε= 3
滚子轴承ε=10/ 3
且：载荷平稳;
常温 ＜1000C
可靠度90%;
对向心、向心推力轴承是纯径向力； 对推力轴承是纯轴向力。
C — 基本额定动载荷
P — 轴承所受动载荷
带座轴承轴设计及滑动方钢尺寸
－6
（1） 在自由端使用顶端带销的止动螺钉的方法 轴受到热作用而产生伸长时，必须将轴或带座轴承安 装成能够在轴向自由移动。 转速较低时，自由端组件采用在轴上加工键槽，在轴 承上安装顶端带销的止动螺钉 （特殊记号G6） 的方法。将止 动螺钉顶端的销嵌入轴的键槽中，引导轴的轴向移动。 自由端组件在轴上加工键槽，使用顶端带销的止动螺 钉的结构图如图9.1所示。顶端带销的止动螺钉用键槽尺寸 如表9.7所示。 采用该方法时，自由端组件采用的轴的公差带推荐 h7。 轴的温度比轴承内圈的温度还高时，使用的轴应该采 用可以形成更大配合间隙的公差带。 另外采用这种方法的自由端组件，轴承内圈与轴的配 合面有时会产生磨蚀。为了防止磨蚀的发生，带座轴承安 装时，推荐在轴承内径面涂敷润滑脂。
9.2.2 带环形座轴承的安装孔
带环形座轴承作为自由端组件直接安装在底座的圆柱孔 中。 在一般的使用条件下，安装带环形座轴承的圆柱孔的公 差带选定为H7。轴和轴承在高温下使用时，底座的圆柱孔的 公差带选定为G7。 在有振动和冲击存在的用途中，推荐采用底座的圆柱孔 与带座轴承的配合间隙小的公差带。 安装带环形座轴承的底座的圆柱孔的尺寸公差如表9.8所 示。 表9.8 带环形座轴承安装用圆柱孔的尺寸公差 （推荐） 单位 µm
9.1.2 阶梯轴的尺寸
在轴向负荷大及存在激烈的振动 · 冲击的用途中使用圆 柱孔轴承时，采用阶梯轴并用螺母紧固轴承内圈。但是，轴 承组件上使用阶梯轴时，建议将轴承组件安装后，将阶梯轴 和端面之间在设计上留有2mm以上的间隙。 阶梯轴的轴肩直径及拐角的圆角半径如表9.6所示。 表9.6 阶梯轴的轴肩直径及拐角的圆角半径 （推荐）
单位 µm 轴的圆度及圆柱度的 允许值 （最大）
49
9 轴及底座的设计
（1） 在自由端使用顶端带销的止动螺钉的方法 轴受到热作用而产生伸长时，必须将轴或带座轴承安 装成能够在轴向自由移动。 转速较低时，自由端组件采用在轴上加工键槽，在轴 承上安装顶端带销的止动螺钉 （特殊记号G6） 的方法。将止 动螺钉顶端的销嵌入轴的键槽中，引导轴的轴向移动。 自由端组件在轴上加工键槽，使用顶端带销的止动螺 钉的结构图如图9.1所示。顶端带销的止动螺钉用键槽尺寸 如表9.7所示。 采用该方法时，自由端组件采用的轴的公差带推荐 h7。 轴的温度比轴承内圈的温度还高时，使用的轴应该采 用可以形成更大配合间隙的公差带。 另外采用这种方法的自由端组件，轴承内圈与轴的配 合面有时会产生磨蚀。为了防止磨蚀的发生，带座轴承安 装时，推荐在轴承内径面涂敷润滑脂。
9.2.2 带环形座轴承的安装孔
带环形座轴承作为自由端组件直接安装在底座的圆柱孔 中。 在一般的使用条件下，安装带环形座轴承的圆柱孔的公 差带选定为H7。轴和轴承在高温下使用时，底座的圆柱孔的 公差带选定为G7。 在有振动和冲击存在的用途中，推荐采用底座的圆柱孔 与带座轴承的配合间隙小的公差带。 安装带环形座轴承的底座的圆柱孔的尺寸公差如表9.8所 示。 表9.8 带环形座轴承安装用圆柱孔的尺寸公差 （推荐） 单位 µm
9.1.2 阶梯轴的尺寸
在轴向负荷大及存在激烈的振动 · 冲击的用途中使用圆 柱孔轴承时，采用阶梯轴并用螺母紧固轴承内圈。但是，轴 承组件上使用阶梯轴时，建议将轴承组件安装后，将阶梯轴 和端面之间在设计上留有2mm以上的间隙。 阶梯轴的轴肩直径及拐角的圆角半径如表9.6所示。 表9.6 阶梯轴的轴肩直径及拐角的圆角半径 （推荐）
单位 µm 轴的圆度及圆柱度的 允许值 （最大）
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9 轴及底座的设计