复合轴承的面压值怎么计算

1. 轴承外径怎么算

问题一：6201轴承内，外径各是多少？怎么算的 啊????? 轴承的内外圈径向尺寸不是算出来的，而是为了通用化、标准化而骇国际标准规定的标准尺寸，可以查标准。6201轴承为中轻系列（单列向心球）深沟球轴承，内径12mm,外径32mm、宽度10mm。

问题二：轴承外径计算公式 轴承的外径是没有计算公式的，内径直接由型号得出，外径查轴承手册。
国家标准规定滚动轴承代号用7位 *** 数字表示：⑦⑥⑤④③②①，各数字含义如下：
1、②①表示轴承的内径尺寸。
其中：00-10mm；01-12mm；02-15mm；03-17mm；04以后：代号x5=轴承内径。比如代号为06，则轴承的内径尺寸为6x5=30mm。
2、③轴承的直径系列：1-特轻；2-轻；3-中；4-重。
3、④轴承类型（常见的角接触球轴承为6）。
4、⑥⑤轴承结构特点。
5、⑦轴承的宽度系列。
对于正常宽度并且无特殊结构要求的轴承，⑦⑥⑤均为0，在代号中不必写出。例如6120轴承表示：特轻系列角接触球轴承，轴承内径为100mm。

问题三：知道轴承内径和外径怎么计算轴承型号 可以计算的是内径尺寸代号：
当轴承内径在20～495mm范围内，内径代号乘以5既为轴承内径尺寸mm。内径在10～17mm的代号有特殊规定。如下， 代号00----内径10mm，
01----内径12mm 02----内径15mm 03----内径17mm
04～99----内径代号乘5mm
轴承的型号可以分为前段、中段和后段三个部分。
前段（从右向左）第一位用英文字母表示精度等级，第二位用数字表示游隙组别。 中段用七位数字（从右向左）分别表示：（1、2）内径尺寸代号；（3）直径系列代号；（4）类型代号；（5、6）结构形式代号；（7）宽度系列代号；
后段用数字和字母分别表示补充代号。
参看：
《轴承型号尺寸与查询》
wenku./...ny7iIq
《轴承分类、型号及尺寸》
wenku./...9

问题四：轴承的形号如何区别，内外径怎么计算？ 轴承的内外径无需计算，内径直接由型号得出，外径查轴承手册。
国家标准规定滚动轴承代号用7位 *** 数字表示：⑦⑥⑤④③②①，各数字含义如下：
1、②①表示轴承的内径尺寸。
其中：00-10mm；01-12mm；02-15mm；03-17mm；04以后：代号x5=轴承内径。比如代号为06，则轴承的内径尺寸为6x5=30mm。
2、③轴承的直径系列：1-特轻；2-轻；3-中；4-重。
3、④轴承类型（常见的角接触球轴承为6）。
4、⑥⑤轴承结构特点。
5、⑦轴承的宽度系列。
对于正常宽度并且无特殊结构要求的轴承，⑦⑥⑤均为0，在代号中不必写出。例如6120轴承表示：特轻系列角接触球轴承，轴承内径为100mm。

问题五：轴承尺寸系列代号宽度和外径代号是怎么计算 轴承型号，从型号上直观的可以判断出轴承的尺寸。
类型代号，从轴承上直观的可以判断出轴承的结构类型（主要是依滚动体的形状分类）。
外直径代号，从轴承的型号上只能判断出系列，而什么系列什么尺寸。ISO和轴承主要生产国都有标准，各国基本都遵循ISO的标准。具体参数需要查询手册。
宽度代号，和外直径的系列代号情况基本相同，也需要查询手册。
内径代号：
轴承基本代号有：三个数字组成的、四个数字组成的、五个数字组成的、有斜杠的。
三个数字组成的：从右往左数，第一个数字表示内经的尺寸，数字是几内径就是几mm。例如：608轴承的内径就是8mm。
四个数字和五个数字组成的：从右往左数，前两个数字是内径代号。其中：00表示轴承的内径是10mm、01表示轴承的内径是12mm、02表示轴承的内径是15mm、03表示轴承的内径是17mm。04以上（包含04）内径尺寸等于从右往左数，前两个数字乘以五。例如：6201的内径尺寸是：12mm。6204的轴承内径是20mm。
轴承型号内有斜杠的，斜杠右侧的数字就是内径的尺寸。例如：NK20/16的内径是16mm。230/500轴承的内径尺寸是500mm。
公制滚动轴承内径代号和内径计算方法基本如此。
英制轴承和一些个别工厂表示方法，有其他方法。
外径代号解析：
例：6205
05表示内径代号。内径尺寸（mm）=05乘以5=25mm
2表示直径系列代号。内径系列代号相同的轴承，直径系列代号表示轴承的外径的大小。内径相同，外径4＞3＞2＞0＞9＞8＞7（有的厂家有7系列，有的没有）也就是说6405、6305、6205、6005、6905（61905）、6805（61805）、6705，这些轴承是内径尺寸相同，外径尺寸依次变小的深沟球轴承。
宽度代号：
轴承型号从右往左数第四个数，是宽度代号。例：21315是“1”系列宽度。6205是“0”系列宽度（实际是6（0）205，宽度“0”省略了。
“0”“1”“2”“3”“4”“5”“6”。。。。。。。。。。在相同的内径、相同的外径情况下，宽度尺寸依次变宽。
类型代号
从左往右数第一个或第一个和第二个数字加在一起
“6”表示深沟球轴承
“4”表示双列深沟球轴承
“2”或“1”表示调心球轴承（基本型号共四个数字0：表示 双列调心球轴承
例：2205 1204
标准型号应该是02205，0省略不写。
标准型号应该是01204，0省略不写。）
“21”“22”“23”“24”表示调心滚子轴承。
“N”表示圆柱滚子轴承（包括短圆柱滚子和细长滚针的一部分）
“7”表示角接触球轴承
“3”表示圆锥滚子轴承（公制）
“51”“52”“53”表示向心推力球轴承（基本型号共五个数字）
“81”表示推力短圆柱滚子轴承
“29”表示推力调心滚子轴承
各位有不同的理解也行，我写的内容不是权威。只觉得这样学轴承思路清晰，方便实用。

问题六：轴承型号如何计算内外径 一般情况下，可以通过轴承型号得出该轴承内径的大校如，628――其内径为8mm，6201――其中01代表内径为12mm，6204――其中04代表内径为04×5=20mm，诸如此类，具体的请参阅标准GB/T 272《滚动轴承 代号方法》。 至于轴承的外径，由于其直径系列不同，相...

问题七：已知所需轴承内外径，如何算出轴承的型号？ 轴承尺寸是分列的，根据内外径宽度查询“滚动轴承向心轴承 外形尺寸总方案”GB/T273.3
确定尺寸系列，
在根据轴承类型代号基本可确定轴承代号
详订GB/T272

问题八：轴承中的内径、外径、厚度 是什么意思? 如何计算的?内径、外径到底是直径还是半径?厚度是怎么算的? 轴承的内径是：通过轴承内圈中心的直线最小两端点的空间距离。比如，向心球轴承的内环圈的最小直径；直线轴承内侧钢球对角线的最小直线直径等。通常用字母“d ”表示。
轴承的外径是：通过轴承中心到外圆的最大实体直径。比阀，向心球轴承的外环圈的最大实体直径；平面压力轴承的外圆直径的整毫米数；）。通常用字母“D”表示。
轴承的厚度是：轴承在轴向上的全部零件叠加后的最长实际距离。比如，向心球轴承的内环圈或外环圈的最大实体宽度；平面压力轴承的上环圈、中环圈、下环圈、三片叠加的总厚度等）。
至于轴承的内径、外径、厚度，的测量推算，都是以取毫米的整数值（舍去小数）为公称尺寸。比如，平面压力轴承的上环圈内径为50.30，下环圈内径为50.08，取毫米的整数值，平面压力轴承的内径为50 公称尺寸。
半径是直径的一半，即1/2的直径。既不是内径，也不是外径，更不是直径，完全不能等同。

问题九：深沟球轴承是怎么计算外径的尺寸？？？急急急 轴承型号与内孔径是有关系的。轴承外径需查手册。一般需根据轴承内径及其它参数，查手册才能知道外径、宽度以及轴承的具体型号。
轴承内径的计算方法如下:
1.内径在10mm以内的表示方法 为62/9 斜杠后面为轴承内径尺寸9mm
2.内径在10mm到20mm之间（不包括20mm) 基本代号为00 01 02 03 分别代表内径为10mm 12mm 15mm 17mm如 6201 后面两位数字为01就代表内径为12mm
3.内径20mm到490mm之间用轴承代号的后两位乘以5 例如 6020后两位数字为20乘以5后内径尺寸为100mm4.内径大于490mm 也是用斜杠表示 62/1000 内径尺寸为1000mm

2. 轴承的计算公式

(一)滚动进口轴承疲劳寿命的校核计算一、基本额定寿命和基本额定动载荷
所谓NSK轴承寿命，对于单个滚动轴承来说，是指其中一个套圈或滚动体材料首次出现疲劳点蚀之前，一套圈相对于另一套圈所能运转的转数。
由于对同一批轴承(结构、尺寸、材料、热处理以及加工等完全相同)，在完全相同的工作条件下进行寿命实验，滚动轴承的疲劳寿命是相当离散的，所以只能用基本额定寿命作为选择轴承的标准。
基本额定寿命：是指一批相同的NTN轴承，在相同条件下运转，其中90%的轴承在发生疲劳点蚀以前能运转的总转数(以转为单位)或在一定转速下所能运转的总工作小时数。
基本额定动载荷C：当轴承的基本额定寿命为转时，轴承所能承受的载荷值。基本额定动载荷，对向心FAG轴承，指的是纯径向载荷，并称为径向基本额定动载荷，用表示；对推力轴承，指的是纯轴向载荷，并称为轴向基本额定动载荷，用表示；对角接触球轴承或圆锥滚子轴承，指的是使套圈间只产生纯径向位移的载荷的径向分量。
不同型号的轴承有不同的基本额定动载荷值，它表征了不同型号轴承承载能力的大小。二、滚动轴承疲劳寿命计算的基本公式 图9-7nachi轴承的载荷-寿命曲线图9-7是轴承的载荷-寿命曲线，它表示了载荷P与基本额定寿命之间的关系。此曲线用公式表示为：
(转) (9-1)
式中：P 为当量动载荷(N)；
ε 为寿命指数，对于球轴承 ε ＝3；对于滚子轴承 ε ＝10/3。实际计算时，常用小时数表示轴承寿命为：
(h)(9-2)
式中：n为代表INA轴承的转速(r/min)。
温度的变化通常会对轴承元件材料产生影响，轴承硬度将要降低，承载能力下降。所以需引入温度系数 ft (见表9-5)，对寿命计算公式进行修正：
(转)(9-3)
(h)(9-4)表9-5温度系数 ft轴承工作温度(℃) ≤120 125 150 175 200 225 250 300 350
温度系数ft 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.6 0.5 疲劳寿命校核计算应满足的约束条件为
'
式中：' 为koyo轴承预期计算寿命，列于表9-6，可供参考。
如果当量动载荷P和转速n已知，预期计算寿命' 也已被选定，则可从公式(9-5)中计算出轴承应具有的基本额定动载荷' 值，从而可根据' 值选用所需轴承的型号：
(9-5)表9-6推荐的timken轴承预期计算寿命机器类型 预期计算寿命 （h）
不经常使用的仪器或设备，如闸门开闭装置等 300～3000
短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果，如手动机械等 3000～8000
间断使用的机械，中断使用后果严重，如发动机辅助设计、流水作业线自动传送装置、长降机、车间吊车、不常使用的机床等 8000～12000
每日8小时工作的机械（利用率较高），如一般的齿轮传动、某些固定电动机等 12000～20000
每日8小时工作的机械（利用率不高），如金属切削机床、连续使用的起重机、木材加工机械、印刷机械等 20000～30000
24小时连续工作的机械，如矿山升降机、纺织机械、泵、电机等 40000～60000
24小时连续工作的机械，中断使用后果严重。如纤维生产或造纸设备、发电站主电机、矿井水泵、船舶浆轴等 100000～200000
三、滚动轴承的当量动载荷
滚动IKO轴承的基本额定动载荷对于向心轴承，是指内圈旋转、外圈静止时的径向载荷，对向心推力轴承，是使滚道半圈受载的载荷的径向分量。对于推力轴承，基本额定动载荷是中心轴向载荷。因此，必须将工作中的实际载荷换算为与基本额定动载荷条件相同的当量动载后才能进行计算。换算后的当量动载荷是一个假想的载荷，用符号表示。在当量动载荷作用下的轴承寿命与工作中的实际载荷作用下的寿命相等。在不变的径向和轴向载荷作用下，当量动载荷的计算公式是：
(9-6a)
式中：为轴承所受的径向载荷(N)，即轴承实际载荷的径向分量；
为轴承所受的轴向载荷(N)，即轴承实际载荷的轴向分量；
为径向载荷系数，将实际径向载荷转化为当量动载荷的修正系数，见表9-7；
为轴向载荷系数，将实际轴向载荷转化为当量动载荷的修正系数，见表9-7。
对于只能承受纯径向载荷的向心圆柱滚子轴承、滚针轴承、螺旋滚子轴承：
＝(9-6b)
对于只能承受纯轴向载荷的推力轴承：
＝(9-6c)
根据轴承的实际工作情况，还需引入载荷系数(表9-8)对其进行修正，修正后的当量动载荷应按下面的公式进行计算：
＝(＋)(9-7a)
＝ (9-7b)
＝ (9-7c)表9-8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
中等冲击或中等惯性力 1.2～1.8 车辆、动力机械、起重机、造纸机、冶金机械、选矿机、卷扬机、机床等
强大冲击 1.8～3.0 破碎机、轧钢机、钻探机、振动筛等 在表9-7中，e为轴向载荷影响系数或称判别系数：
当时，表示轴向载荷的影响较大，计算当量动载荷时必须考虑的作用，此时：
＝(＋)
当时，表示轴向载荷的影响较小，计算当量动载荷时可忽略，此时：
＝注意：
1、在式9-7中，是轴承所受的径向载荷，通常为轴承水平面径向支反力与垂直面径向支反力的矢量和；
2、对于深沟球轴承，其轴向载荷由外界作用在轴上的轴向力决定，所指向的轴承，其所承受的轴向力为外界作用在轴上的轴向力(＝)，另一轴承所承受的轴向力为零；对于角接触球轴承和圆锥滚子轴承，其轴向力由外界的总轴向作用力与各轴承因径向载荷产生的派生轴向力S之间的平衡条件得出。
四、角接触球轴承与圆锥滚子轴承的轴向载荷的计算。
角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受纯径向载荷时，要产生派生的轴向力，图9-7所示为两种不同安装方式时，由纯径向载荷产生派生轴向力的情况。其中：
a)为正装(或称为"面对面"安装，这种安装方式可以使支点中心靠近)(图9-8a)；
b)为反装(或称"背靠背"安装，支点中心距离加长)(图9-8b)。
安装方式不同时，所产生的派生轴向力的方向也不同，但其方向总是由轴承宽度中点指向载荷中心的。 (a)正装 (b)反装图9-8角接触球轴承轴向载荷分析角接触球轴承及圆锥滚子轴承的派生轴向力的大小按表9-9计算。但计算支反力时，若两轴承支点间的距离不是很小，为简便起见，可以轴承宽度中点作为支反力的作用点，这样处理，误差不大。表9-9约有半数滚动体接触时派生轴向力S 的计算公式圆锥滚子轴承 角接触球轴承
70000C(a =15°) 70000AC(a =25°) 70000B(a =40°)
S=Fr/(2Y)① S=0.5Fr S=0.7Fr S=1.1Fr 注：① Y 是对应于表9-7中Fa/Fr>e时的Y 值。
图9-9所示为一成对安装的向心角接触轴承(可以是角接触球轴承或圆锥滚子轴承)，及分别为作用于轴上的径向外载荷及轴向外载荷。两轴承所受的径向载荷为及，相应的派生轴向力为及。 图9-9向心角接触轴承的轴向载荷取轴和轴承内圈为分离体，当轴处于平衡状态时，应满足：
+=
如果+>，如图9-10所示，则轴有右移的趋势，此时右边轴承Ⅱ被"压紧"，左边轴承Ⅰ被"放松"。但实际上轴并没有移动。因此，根据力的平衡关系，作用在轴承Ⅱ的外圈上的力应是＋'，且有：
+=＋'
故
' ＝+－ 图9-10轴向力示意图(S1+FA>S2时)作用在轴承Ⅱ上的总的轴向力为：
＝＋' ＝+(9-8a)
作用在轴承Ⅰ上的轴向力为(即轴承1只受其自身的派生轴向力)：
=(9-8b)
如果+<(见图9-11)。此时轴有左移的趋势，轴承Ⅰ被"压紧"，轴承Ⅱ被"放松"，为了保持轴的平衡，在轴承Ⅰ的外圈上必有一个平衡力' 作用，作与上述同样的分析，得作用在轴承Ⅰ及轴承Ⅱ上的轴向力分别为： 图9-11轴向力示意图(S1+FA<S2时)＝－(9-9a)
＝(9-9b)
综上可知，计算角接触球轴承和圆锥滚子轴承所受轴向力的方法可归结为：
(1) 根据轴承的安装方式及轴承类型，确定轴承派生轴向力、的方向、大小；
(2) 确定轴上的轴向外载荷的方向、大小(即所有外部轴向载荷的代数和)；
(3) 判明轴上全部轴向载荷(包括外载荷和轴承的派生轴向载荷)的合力指向；根据轴承的安装形式，找出被"压紧"的轴承及被"放松"的轴承；
(4) 被"压紧"轴承的轴向载荷等于除本身派生轴向载荷以外的其它所有轴向载荷的代数和(即另一个轴承的派生轴向载荷与外载荷的代数和)；
(5) 被"放松"轴承的轴向载荷等于轴承自身的派生轴向载荷。(二)极限转速校核滚动轴承转速过高，会使摩擦表面间产生很高的温度，影响润滑剂的性能，破坏油膜，从而导致滚动体回火或元件胶合失效。因此，对于高速滚动轴承，除应满足疲劳寿命约束外，还应满足转速的约束，其约束条件为

式中：为滚动轴承的最大工作转速；
为滚动轴承的极限转速。滚动轴承的极限转速值已列入轴承样本中，在有关标准和手册可以查到。但这个转速是指负荷不太大（P≤0.1C，C为基本额定动载荷），冷却条件正常，且轴承公差等级为0级时的最大允许转速。当轴承在重负荷(P>0.1C)下工作时，接触应力将增大；向心轴承受轴向力作用时，将使受载滚动体增加，增大轴承接触表面间的摩擦，使润滑态变坏。这时，要用负荷系数 f1 和负荷分布系数 f2 对手册中的极限转速值进行修正。这样，滚动轴承极限转速的约束条件为：
≤ f1f2
式中：f1、f2的值可从图9-12中查得。 (a)载荷系数 (b)载荷分配系数图9-12载荷系数和载荷分配系数(三)静强度校核由于不转动或转速极低的轴承，其主要的失效形式是产生过大的塑性变形，因此，静强度的校核的目的是要防止轴承元件产生过大的塑性变形。其约束强度条件为
或式中：
S0为轴承静强度安全系数，其值见表9-10；为径向额定静载荷。它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与下列计算接触应力相当的径向静载荷：对调心球轴承为4600MPa；对所有其它的向心球轴承为4200MPa；对所有向心滚子轴承为4000MPa。对单列角接触球轴承，其径向额定静载荷是指使轴承套圈间仅产生相对纯径向位移的载荷的径向分量。为轴向额定静载荷。它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与下列计算接触应力相当的中心轴向静载荷：对推力球轴承为4200MPa；对所有推力滚子轴承为4000MPa。为径向当量静载荷。它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件下相同接触应力的径向静载荷。为轴向当量静载荷。它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件下相同接触应力的轴向静载荷。
、 可从有关设计手册中查到。、可分别按下面的公式进行计算。(1)对深沟球轴承、角接触球轴承、调心球轴承：


(取上两式计算值较大者)(2)向心球轴承和0°的向心滚子轴承：
0°；；
(取上两式计算值较大者)
a＝0°(且仅承受径向载荷的向心滚子轴承)；(3)a＝90°的推力轴承：
＝(4)90°的推力轴承：
＝2.3tga＋对于双向SKF轴承，此公式适用于径向载荷与轴向载荷之比为任意值的情况。对于单向轴承，当/≤0.44ctga时，该公式是可靠的。当/大至0.67ctga时，该公式仍可给出满意的值。式中：和分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数，其值见表9-11。
为轴承径向载荷即轴承实际载荷的径向分量(N)；
为轴承轴向载荷即轴承实际载荷的轴向分量(N)；
a 为接触角。表9-10静载荷安全系数轴承使用性况 使用要求、负荷性质及使用场合
旋转轴承 对旋转精度和平稳性要求较高，或受强大冲击负荷
一般情况
对旋转精度和平稳性要求较低，没有冲击或振动 1.2～2.5
0.8～1.2
0.5～0.8
在工作载荷下基本不
旋转或摆动轴承 水坝门装置
吊桥
附加动载荷较小的大型起重机吊钩
附加动载荷很大的小型装卸起重机吊钩 ≥1.0
≥1.5
≥1.0
≥1.6
各种使用场合下的推力调心滚子轴承 ≥2 表9-11系数和的值轴承类型 单列向心球轴承 双列向心球轴承 0°的向心滚子轴承
② ①② ①
深沟球轴承 0.6 0.5 0.6 0.5 0.5 1 0.22ctga 0.44ctga
角接触球轴承a(°) 15
20
25
30
35
40
45 0.5
0.5
0.5
0.5
0.5
0.5
0.5 0.46
0.42
0.38
0.33
0.29
0.26
0.22 1
1
1
1
1
1
1 0.92
0.84
0.76
0.66
0.58
0.52
0.44
圆锥滚子轴承 0.5 0.22ctga 1 0.44ctga
调心球轴承(0°) 0.5 0.22ctga 1 0.44ctga 注：
①对于两套相同的单列深沟球轴承以"背对背"或“面对面”安装(成对安装)在同一轴上作为一个支承整体运转情况下，计算其径向当量静载荷时用双列轴承的和值，以和为作用在该支承上的总载荷。
②对于中间接触的值，用线性内插法求得。本文地址： http://www.nskfag.org/news/201012_32335.html

3. 轴承端盖厚度计算公式

外压下端盖厚度计算假设制造材料已经确定，端盖尺寸由 边外圆直径，边外缘厚度，端盖总厚度，端盖内径，内径深度 五个量组成。其中，边外圆直径取决于轴承座的孔大小，边外缘厚度取决于轴承座预留的间隙大小，端盖内径由轴的粗细决定，这三个量是客观量，不可更改。1.端盖的有效厚度（即端盖总厚度-内径深度）与承受压力有关，压力越大，厚度越大，具体可查表。端盖总厚度，即：内径深度+有效厚度。2.外压是开孔所需补强面积是开孔减少面积的一半，接头系数=1，然后按照内压的开孔补强面积程序算。 满就是这个计算式需要计算厚度（外压要求的），不知怎么来的。3.就是这个计算式需要计算厚度（外压要求的），不知怎么来的。 gb150和asme都有计算外压的曲线图，比如假定管子2mm，带进去算，和设计压力比较，《ps，且相差不大，就是计算厚度，否则，要加厚，再试算4.外压是开孔所需补强面积是开孔减少面积的一半，接头系数=1，然后按照陪铅内压的开孔补强面积程序算。 满足外压开孔补强，细长的还要校核长度方向的稳定性，能满足稳定性的最小壁厚就是计算厚度吧。
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外压下端盖厚度计算
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外压下端盖厚度计算
假设制造材料已经确定，端盖尺寸由 边外圆直径，边外缘厚度，端盖总厚度，端盖内径，内径深度 五个量组成。其中，边外圆直径取决于轴承座的孔大小，边外缘厚度取决于轴承座预留的间隙大小，端袜颤盖内径由轴的粗细决定，这三个量是客观量，不可更改。
1.端盖的有效厚度（即端盖总厚度-内径深度）与承受压力有关，压力越大，厚度越大，具体可查表。端盖总厚度，即：内径深度+有效厚度。
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2.外压是开孔所需补强面积是开孔减少面积的一半，接头系数=1，然后按照内压的开孔补强面积程序算。 满就是这个计算式需要计算厚度（外压要求的），不知怎么来的。
3.就是这个计算式需要计算厚度（外压要求的），不知怎么来的。 gb150和asme都有计算外压的曲线图，比如假定管子2mm，带进去算，和设计压力比较，《ps，且相差不大，就是计算厚度，否则，要加厚，再试算
4.外压是开孔所需补强面积是开孔减少面积的一半，接头系数=1，然后按照内压的开孔补强面积程序算。 满足外压开孔补强，细长的还要校核长度方向的稳定性，能满足稳定性的最小壁厚就是计算厚芦好好度。

4. 混合摩擦滑动轴承计算中P、PV、V各代表这什么意义为什么大多数材料[P][V]≠[PV]

混合摩擦滑动轴承计算中P代表轴承面的压力，PV代表压力与速度的乘积、PV代表压力与速度的乘积。
混合摩擦滑动中，既要保证轴承合金的耐压限外，还要形成液体磨擦面，即轴要浮在油膜上，对其压力P有个绝限值，工程上取个许允压力[P]使其保证不超过P值。相应对速度也有个限值，用许允[V] 值去确保。而[PV] 是个综合参数，从这个值可以看出，如压力大些，只要速度相应小些也行，成反比关系。
但形成液体磨擦的条件与压力成反比外，轴承面的速度V十分相关，此时V值越大越能形成液体磨擦面，从这个意义讲，V值是越大越好，这与上面所说的产生了矛盾，因此，混合摩擦滑动轴承出现了[P][V]≠[PV] 的情况。
附带说明，要形成液体磨擦，前面说的以外，与油的粘度、轴承的结构与宽度、轴承的直径大小及轴与承间的夹角相当有关。

5. 轴承的尺寸是怎么算的

第一个数字或第一个字母或字母组合表示轴承类型；可以在示意图中看到实际轴承类型。

后面两位数字确定ISO尺寸系列；第一位数字代表宽度或高度系列（分别是尺寸B、T或H），第二位数代表直径系列（尺寸D） 。

基本型号的最后两位数字是轴承的尺寸代号；乘以5就能得出以毫米为单位的内径。

(5)复合轴承的面压值怎么计算扩展阅读：

在一些情况下，表示轴承类型的数字和/或表示尺寸系列的第一个数字被省略。这些数字在表中放在括号里。

对于内径小于等于10毫米或者大于等于500毫米的轴承，内径通常用毫米表示，不用代号。尺寸与轴承型号的其余部分用斜线分开，例如：618/8 (d = 8毫米)或511/530 (d = 530毫米)。

按照ISO15：1998内径为22、28或32毫米的标准轴承也适用该方法，例如62/22 (d = 22毫米)。

内径为10、12、15与17毫米的轴承有下列尺寸代号标志：00 = 10毫米01 = 12毫米；02 = 15毫米
03 = 17毫米；

对于一些内径小于10毫米的较小轴承，例如深沟、自调心与角接触球轴承，内径也用毫米来表示（不用代号），但是它与系列型号之间不用斜线分开， 例如629或129 (d = 9毫米)。

偏离标准内径的轴承内径总是不用代号，而是用多达三位小数的毫米来表示。该内径标志是基本型号的一部分，它与基本型号之间用斜线分开，例如6202/15875 (d = 15875毫米＝5/8英寸)。

6. 轴承摩擦产生热是怎样计算的

轴承的发热量，主如果走出的磨擦面磨擦作历时惹起，磨擦面温度回升身分，经验上可知，滑动速率V的影响远大于面压P的更改。自光滑轴承若应用于统一
PV值，速率V越大，轴承磨擦面温度愈回升，素以在低温使历时，最佳踊跃供应光滑油，增大冷却后果和流体光滑，钻营低落磨擦系数，这是比拟正当，平安性高
的轴承计划。
一样平常轴承的能源丧失，通常以μ·P·V求得，次为轴承磨擦时发生的热量。总之，自光滑轴承在单元光阴，单元面积所发生的热量Q，能够采纳下式盘算：
CJ110-BTAN
3308A-2ZTN9/C3VT113
3306-BD-2Z-TVH-L140
C3
412748
698ZZ1MC3ER
J
J=磨擦热的事情常量=427（kgf/Kcal·m）sl182952*900
P=面压
kgf/cm2
V=滑动速率
m/min
μ=磨擦系数
24140CC/W33
假定磨擦系数μ简略同等，轴承临盆的磨擦热量Q与PV值成正比例，在经验上，已被认为自光滑轴承计划时的紧张根据。
当轴运行时，轴承因磨擦发生的热量及轴承的散热量，通常会在必定温度上稳固上去。若运行连续进行中，有杂志渗透，光滑有的性子低落，发生的磨擦粉末影响，
或资料的疲惫，此时磨擦面的状态即发生变更，磨擦系数进步，轴承温度回升，以致膜材毁伤乃至烧焦。基于此种环境，轴承的运行温度越低，也即应用低PV值
时，轴承的负荷性较好，寿命延伸，所以在计划上，尽量应用较低的PV值较平安；反之，采纳冷却的办法，轴的材质及外面粗糙度等，与轴承共同的身分，如已
具体阐发配历时，欲超出最大PV值应用，并非不可能。

7. 轴承动载荷怎么计算

悔锋哪初步计算轴承当量动载荷：
当量动载荷：P=fP(XR+YA)(下表)
式中：fP--载荷系数X--径向载荷系数Y--轴向载荷系数(可暂选一近似中间值)表：径向载荷系数X和轴向载荷系数Y(摘自1989年轴承样本)
注：
1)C0是轴承基本额定静载基滑荷；a是接触角。实用时，X、Y、e等值应按目前最新国标GB6391-1995查取。
2)表中括号内的系数Y、Y1、Y2和e的详值应查取手册，对不同型号的轴承，有不同的值。
3)深沟球轴承的X、Y值仅适用于0组游隙的轴承，对应其它游隙组的X、Y值可查取轴承手册。
4)对于深沟球轴承和角接触轴承，先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的e值，然后再得出相应的X、Y值。对于表中未列出的A/C0值碧码可按线性插值法求出相应的e、X、Y值。
5)两套相同的角接触球轴承可在同一支点上“背对背”、“面对面”或“串联”安装作为一个整体使用，这种轴承可由生产厂选配组合成套提供，其基本额定动载荷及X、Y系数可查取轴承手册。