復合軸承的面壓值怎麼計算

1. 軸承外徑怎麼算

問題一：6201軸承內，外徑各是多少？怎麼算的 啊????? 軸承的內外圈徑向尺寸不是算出來的，而是為了通用化、標准化而駭國際標准規定的標准尺寸，可以查標准。6201軸承為中輕系列（單列向心球）深溝球軸承，內徑12mm,外徑32mm、寬度10mm。

問題二：軸承外徑計算公式 軸承的外徑是沒有計算公式的，內徑直接由型號得出，外徑查軸承手冊。
國家標准規定滾動軸承代號用7位 *** 數字表示：⑦⑥⑤④③②①，各數字含義如下：
1、②①表示軸承的內徑尺寸。
其中：00-10mm；01-12mm；02-15mm；03-17mm；04以後：代號x5=軸承內徑。比如代號為06，則軸承的內徑尺寸為6x5=30mm。
2、③軸承的直徑系列：1-特輕；2-輕；3-中；4-重。
3、④軸承類型（常見的角接觸球軸承為6）。
4、⑥⑤軸承結構特點。
5、⑦軸承的寬度系列。
對於正常寬度並且無特殊結構要求的軸承，⑦⑥⑤均為0，在代號中不必寫出。例如6120軸承表示：特輕系列角接觸球軸承，軸承內徑為100mm。

問題三：知道軸承內徑和外徑怎麼計算軸承型號 可以計算的是內徑尺寸代號：
當軸承內徑在20～495mm范圍內，內徑代號乘以5既為軸承內徑尺寸mm。內徑在10～17mm的代號有特殊規定。如下， 代號00----內徑10mm，
01----內徑12mm 02----內徑15mm 03----內徑17mm
04～99----內徑代號乘5mm
軸承的型號可以分為前段、中段和後段三個部分。
前段（從右向左）第一位用英文字母表示精度等級，第二位用數字表示游隙組別。 中段用七位數字（從右向左）分別表示：（1、2）內徑尺寸代號；（3）直徑系列代號；（4）類型代號；（5、6）結構形式代號；（7）寬度系列代號；
後段用數字和字母分別表示補充代號。
參看：
《軸承型號尺寸與查詢》
wenku./...ny7iIq
《軸承分類、型號及尺寸》
wenku./...9

問題四：軸承的形號如何區別，內外徑怎麼計算？ 軸承的內外徑無需計算，內徑直接由型號得出，外徑查軸承手冊。
國家標准規定滾動軸承代號用7位 *** 數字表示：⑦⑥⑤④③②①，各數字含義如下：
1、②①表示軸承的內徑尺寸。
其中：00-10mm；01-12mm；02-15mm；03-17mm；04以後：代號x5=軸承內徑。比如代號為06，則軸承的內徑尺寸為6x5=30mm。
2、③軸承的直徑系列：1-特輕；2-輕；3-中；4-重。
3、④軸承類型（常見的角接觸球軸承為6）。
4、⑥⑤軸承結構特點。
5、⑦軸承的寬度系列。
對於正常寬度並且無特殊結構要求的軸承，⑦⑥⑤均為0，在代號中不必寫出。例如6120軸承表示：特輕系列角接觸球軸承，軸承內徑為100mm。

問題五：軸承尺寸系列代號寬度和外徑代號是怎麼計算 軸承型號，從型號上直觀的可以判斷出軸承的尺寸。
類型代號，從軸承上直觀的可以判斷出軸承的結構類型（主要是依滾動體的形狀分類）。
外直徑代號，從軸承的型號上只能判斷出系列，而什麼系列什麼尺寸。ISO和軸承主要生產國都有標准，各國基本都遵循ISO的標准。具體參數需要查詢手冊。
寬度代號，和外直徑的系列代號情況基本相同，也需要查詢手冊。
內徑代號：
軸承基本代號有：三個數字組成的、四個數字組成的、五個數字組成的、有斜杠的。
三個數字組成的：從右往左數，第一個數字表示內經的尺寸，數字是幾內徑就是幾mm。例如：608軸承的內徑就是8mm。
四個數字和五個數字組成的：從右往左數，前兩個數字是內徑代號。其中：00表示軸承的內徑是10mm、01表示軸承的內徑是12mm、02表示軸承的內徑是15mm、03表示軸承的內徑是17mm。04以上（包含04）內徑尺寸等於從右往左數，前兩個數字乘以五。例如：6201的內徑尺寸是：12mm。6204的軸承內徑是20mm。
軸承型號內有斜杠的，斜杠右側的數字就是內徑的尺寸。例如：NK20/16的內徑是16mm。230/500軸承的內徑尺寸是500mm。
公制滾動軸承內徑代號和內徑計算方法基本如此。
英制軸承和一些個別工廠表示方法，有其他方法。
外徑代號解析：
例：6205
05表示內徑代號。內徑尺寸（mm）=05乘以5=25mm
2表示直徑系列代號。內徑系列代號相同的軸承，直徑系列代號表示軸承的外徑的大小。內徑相同，外徑4＞3＞2＞0＞9＞8＞7（有的廠家有7系列，有的沒有）也就是說6405、6305、6205、6005、6905（61905）、6805（61805）、6705，這些軸承是內徑尺寸相同，外徑尺寸依次變小的深溝球軸承。
寬度代號：
軸承型號從右往左數第四個數，是寬度代號。例：21315是「1」系列寬度。6205是「0」系列寬度（實際是6（0）205，寬度「0」省略了。
「0」「1」「2」「3」「4」「5」「6」。。。。。。。。。。在相同的內徑、相同的外徑情況下，寬度尺寸依次變寬。
類型代號
從左往右數第一個或第一個和第二個數字加在一起
「6」表示深溝球軸承
「4」表示雙列深溝球軸承
「2」或「1」表示調心球軸承（基本型號共四個數字0：表示 雙列調心球軸承
例：2205 1204
標准型號應該是02205，0省略不寫。
標准型號應該是01204，0省略不寫。）
「21」「22」「23」「24」表示調心滾子軸承。
「N」表示圓柱滾子軸承（包括短圓柱滾子和細長滾針的一部分）
「7」表示角接觸球軸承
「3」表示圓錐滾子軸承（公制）
「51」「52」「53」表示向心推力球軸承（基本型號共五個數字）
「81」表示推力短圓柱滾子軸承
「29」表示推力調心滾子軸承
各位有不同的理解也行，我寫的內容不是權威。只覺得這樣學軸承思路清晰，方便實用。

問題六：軸承型號如何計算內外徑 一般情況下，可以通過軸承型號得出該軸承內徑的大校如，628――其內徑為8mm，6201――其中01代表內徑為12mm，6204――其中04代表內徑為04×5=20mm，諸如此類，具體的請參閱標准GB/T 272《滾動軸承 代號方法》。 至於軸承的外徑，由於其直徑系列不同，相...

問題七：已知所需軸承內外徑，如何算出軸承的型號？ 軸承尺寸是分列的，根據內外徑寬度查詢「滾動軸承向心軸承 外形尺寸總方案」GB/T273.3
確定尺寸系列，
在根據軸承類型代號基本可確定軸承代號
詳訂GB/T272

問題八：軸承中的內徑、外徑、厚度 是什麼意思? 如何計算的?內徑、外徑到底是直徑還是半徑?厚度是怎麼算的? 軸承的內徑是：通過軸承內圈中心的直線最小兩端點的空間距離。比如，向心球軸承的內環圈的最小直徑；直線軸承內側鋼球對角線的最小直線直徑等。通常用字母「d 」表示。
軸承的外徑是：通過軸承中心到外圓的最大實體直徑。比閥，向心球軸承的外環圈的最大實體直徑；平面壓力軸承的外圓直徑的整毫米數；）。通常用字母「D」表示。
軸承的厚度是：軸承在軸向上的全部零件疊加後的最長實際距離。比如，向心球軸承的內環圈或外環圈的最大實體寬度；平面壓力軸承的上環圈、中環圈、下環圈、三片疊加的總厚度等）。
至於軸承的內徑、外徑、厚度，的測量推算，都是以取毫米的整數值（捨去小數）為公稱尺寸。比如，平面壓力軸承的上環圈內徑為50.30，下環圈內徑為50.08，取毫米的整數值，平面壓力軸承的內徑為50 公稱尺寸。
半徑是直徑的一半，即1/2的直徑。既不是內徑，也不是外徑，更不是直徑，完全不能等同。

問題九：深溝球軸承是怎麼計算外徑的尺寸？？？急急急 軸承型號與內孔徑是有關系的。軸承外徑需查手冊。一般需根據軸承內徑及其它參數，查手冊才能知道外徑、寬度以及軸承的具體型號。
軸承內徑的計算方法如下:
1.內徑在10mm以內的表示方法 為62/9 斜杠後面為軸承內徑尺寸9mm
2.內徑在10mm到20mm之間（不包括20mm) 基本代號為00 01 02 03 分別代表內徑為10mm 12mm 15mm 17mm如 6201 後面兩位數字為01就代表內徑為12mm
3.內徑20mm到490mm之間用軸承代號的後兩位乘以5 例如 6020後兩位數字為20乘以5後內徑尺寸為100mm4.內徑大於490mm 也是用斜杠表示 62/1000 內徑尺寸為1000mm

2. 軸承的計算公式

(一)滾動進口軸承疲勞壽命的校核計算一、基本額定壽命和基本額定動載荷
所謂NSK軸承壽命，對於單個滾動軸承來說，是指其中一個套圈或滾動體材料首次出現疲勞點蝕之前，一套圈相對於另一套圈所能運轉的轉數。
由於對同一批軸承(結構、尺寸、材料、熱處理以及加工等完全相同)，在完全相同的工作條件下進行壽命實驗，滾動軸承的疲勞壽命是相當離散的，所以只能用基本額定壽命作為選擇軸承的標准。
基本額定壽命：是指一批相同的NTN軸承，在相同條件下運轉，其中90%的軸承在發生疲勞點蝕以前能運轉的總轉數(以轉為單位)或在一定轉速下所能運轉的總工作小時數。
基本額定動載荷C：當軸承的基本額定壽命為轉時，軸承所能承受的載荷值。基本額定動載荷，對向心FAG軸承，指的是純徑向載荷，並稱為徑向基本額定動載荷，用表示；對推力軸承，指的是純軸向載荷，並稱為軸向基本額定動載荷，用表示；對角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，指的是使套圈間只產生純徑向位移的載荷的徑向分量。
不同型號的軸承有不同的基本額定動載荷值，它表徵了不同型號軸承承載能力的大小。二、滾動軸承疲勞壽命計算的基本公式 圖9-7nachi軸承的載荷-壽命曲線圖9-7是軸承的載荷-壽命曲線，它表示了載荷P與基本額定壽命之間的關系。此曲線用公式表示為：
(轉) (9-1)
式中：P 為當量動載荷(N)；
ε 為壽命指數，對於球軸承 ε ＝3；對於滾子軸承 ε ＝10/3。實際計算時，常用小時數表示軸承壽命為：
(h)(9-2)
式中：n為代表INA軸承的轉速(r/min)。
溫度的變化通常會對軸承元件材料產生影響，軸承硬度將要降低，承載能力下降。所以需引入溫度系數 ft (見表9-5)，對壽命計算公式進行修正：
(轉)(9-3)
(h)(9-4)表9-5溫度系數 ft軸承工作溫度(℃) ≤120 125 150 175 200 225 250 300 350
溫度系數ft 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.6 0.5 疲勞壽命校核計算應滿足的約束條件為
'
式中：' 為koyo軸承預期計算壽命，列於表9-6，可供參考。
如果當量動載荷P和轉速n已知，預期計算壽命' 也已被選定，則可從公式(9-5)中計算出軸承應具有的基本額定動載荷' 值，從而可根據' 值選用所需軸承的型號：
(9-5)表9-6推薦的timken軸承預期計算壽命機器類型 預期計算壽命 （h）
不經常使用的儀器或設備，如閘門開閉裝置等 300～3000
短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重後果，如手動機械等 3000～8000
間斷使用的機械，中斷使用後果嚴重，如發動機輔助設計、流水作業線自動傳送裝置、長降機、車間吊車、不常使用的機床等 8000～12000
每日8小時工作的機械（利用率較高），如一般的齒輪傳動、某些固定電動機等 12000～20000
每日8小時工作的機械（利用率不高），如金屬切削機床、連續使用的起重機、木材加工機械、印刷機械等 20000～30000
24小時連續工作的機械，如礦山升降機、紡織機械、泵、電機等 40000～60000
24小時連續工作的機械，中斷使用後果嚴重。如纖維生產或造紙設備、發電站主電機、礦井水泵、船舶漿軸等 100000～200000
三、滾動軸承的當量動載荷
滾動IKO軸承的基本額定動載荷對於向心軸承，是指內圈旋轉、外圈靜止時的徑向載荷，對向心推力軸承，是使滾道半圈受載的載荷的徑向分量。對於推力軸承，基本額定動載荷是中心軸向載荷。因此，必須將工作中的實際載荷換算為與基本額定動載荷條件相同的當量動載後才能進行計算。換算後的當量動載荷是一個假想的載荷，用符號表示。在當量動載荷作用下的軸承壽命與工作中的實際載荷作用下的壽命相等。在不變的徑向和軸向載荷作用下，當量動載荷的計算公式是：
(9-6a)
式中：為軸承所受的徑向載荷(N)，即軸承實際載荷的徑向分量；
為軸承所受的軸向載荷(N)，即軸承實際載荷的軸向分量；
為徑向載荷系數，將實際徑向載荷轉化為當量動載荷的修正系數，見表9-7；
為軸向載荷系數，將實際軸向載荷轉化為當量動載荷的修正系數，見表9-7。
對於只能承受純徑向載荷的向心圓柱滾子軸承、滾針軸承、螺旋滾子軸承：
＝(9-6b)
對於只能承受純軸向載荷的推力軸承：
＝(9-6c)
根據軸承的實際工作情況，還需引入載荷系數(表9-8)對其進行修正，修正後的當量動載荷應按下面的公式進行計算：
＝(＋)(9-7a)
＝ (9-7b)
＝ (9-7c)表9-8載荷系數 f p 載荷性質 f p 舉例
無沖擊或輕微沖擊 1.0～1.2 電機、汽輪機、通風機、水泵等
中等沖擊或中等慣性力 1.2～1.8 車輛、動力機械、起重機、造紙機、冶金機械、選礦機、卷揚機、機床等
強大沖擊 1.8～3.0 破碎機、軋鋼機、鑽探機、振動篩等 在表9-7中，e為軸向載荷影響系數或稱判別系數：
當時，表示軸向載荷的影響較大，計算當量動載荷時必須考慮的作用，此時：
＝(＋)
當時，表示軸向載荷的影響較小，計算當量動載荷時可忽略，此時：
＝注意：
1、在式9-7中，是軸承所受的徑向載荷，通常為軸承水平面徑向支反力與垂直面徑向支反力的矢量和；
2、對於深溝球軸承，其軸向載荷由外界作用在軸上的軸向力決定，所指向的軸承，其所承受的軸向力為外界作用在軸上的軸向力(＝)，另一軸承所承受的軸向力為零；對於角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，其軸向力由外界的總軸向作用力與各軸承因徑向載荷產生的派生軸向力S之間的平衡條件得出。
四、角接觸球軸承與圓錐滾子軸承的軸向載荷的計算。
角接觸球軸承和圓錐滾子軸承承受純徑向載荷時，要產生派生的軸向力，圖9-7所示為兩種不同安裝方式時，由純徑向載荷產生派生軸向力的情況。其中：
a)為正裝(或稱為"面對面"安裝，這種安裝方式可以使支點中心靠近)(圖9-8a)；
b)為反裝(或稱"背靠背"安裝，支點中心距離加長)(圖9-8b)。
安裝方式不同時，所產生的派生軸向力的方向也不同，但其方向總是由軸承寬度中點指向載荷中心的。 (a)正裝 (b)反裝圖9-8角接觸球軸承軸向載荷分析角接觸球軸承及圓錐滾子軸承的派生軸向力的大小按表9-9計算。但計算支反力時，若兩軸承支點間的距離不是很小，為簡便起見，可以軸承寬度中點作為支反力的作用點，這樣處理，誤差不大。表9-9約有半數滾動體接觸時派生軸向力S 的計算公式圓錐滾子軸承 角接觸球軸承
70000C(a =15°) 70000AC(a =25°) 70000B(a =40°)
S=Fr/(2Y)① S=0.5Fr S=0.7Fr S=1.1Fr 註：① Y 是對應於表9-7中Fa/Fr>e時的Y 值。
圖9-9所示為一成對安裝的向心角接觸軸承(可以是角接觸球軸承或圓錐滾子軸承)，及分別為作用於軸上的徑向外載荷及軸向外載荷。兩軸承所受的徑向載荷為及，相應的派生軸向力為及。 圖9-9向心角接觸軸承的軸向載荷取軸和軸承內圈為分離體，當軸處於平衡狀態時，應滿足：
+=
如果+>，如圖9-10所示，則軸有右移的趨勢，此時右邊軸承Ⅱ被"壓緊"，左邊軸承Ⅰ被"放鬆"。但實際上軸並沒有移動。因此，根據力的平衡關系，作用在軸承Ⅱ的外圈上的力應是＋'，且有：
+=＋'
故
' ＝+－ 圖9-10軸向力示意圖(S1+FA>S2時)作用在軸承Ⅱ上的總的軸向力為：
＝＋' ＝+(9-8a)
作用在軸承Ⅰ上的軸向力為(即軸承1隻受其自身的派生軸向力)：
=(9-8b)
如果+<(見圖9-11)。此時軸有左移的趨勢，軸承Ⅰ被"壓緊"，軸承Ⅱ被"放鬆"，為了保持軸的平衡，在軸承Ⅰ的外圈上必有一個平衡力' 作用，作與上述同樣的分析，得作用在軸承Ⅰ及軸承Ⅱ上的軸向力分別為： 圖9-11軸向力示意圖(S1+FA<S2時)＝－(9-9a)
＝(9-9b)
綜上可知，計算角接觸球軸承和圓錐滾子軸承所受軸向力的方法可歸結為：
(1) 根據軸承的安裝方式及軸承類型，確定軸承派生軸向力、的方向、大小；
(2) 確定軸上的軸向外載荷的方向、大小(即所有外部軸向載荷的代數和)；
(3) 判明軸上全部軸向載荷(包括外載荷和軸承的派生軸向載荷)的合力指向；根據軸承的安裝形式，找出被"壓緊"的軸承及被"放鬆"的軸承；
(4) 被"壓緊"軸承的軸向載荷等於除本身派生軸向載荷以外的其它所有軸向載荷的代數和(即另一個軸承的派生軸向載荷與外載荷的代數和)；
(5) 被"放鬆"軸承的軸向載荷等於軸承自身的派生軸向載荷。(二)極限轉速校核滾動軸承轉速過高，會使摩擦表面間產生很高的溫度，影響潤滑劑的性能，破壞油膜，從而導致滾動體回火或元件膠合失效。因此，對於高速滾動軸承，除應滿足疲勞壽命約束外，還應滿足轉速的約束，其約束條件為

式中：為滾動軸承的最大工作轉速；
為滾動軸承的極限轉速。滾動軸承的極限轉速值已列入軸承樣本中，在有關標准和手冊可以查到。但這個轉速是指負荷不太大（P≤0.1C，C為基本額定動載荷），冷卻條件正常，且軸承公差等級為0級時的最大允許轉速。當軸承在重負荷(P>0.1C)下工作時，接觸應力將增大；向心軸承受軸向力作用時，將使受載滾動體增加，增大軸承接觸表面間的摩擦，使潤滑態變壞。這時，要用負荷系數 f1 和負荷分布系數 f2 對手冊中的極限轉速值進行修正。這樣，滾動軸承極限轉速的約束條件為：
≤ f1f2
式中：f1、f2的值可從圖9-12中查得。 (a)載荷系數 (b)載荷分配系數圖9-12載荷系數和載荷分配系數(三)靜強度校核由於不轉動或轉速極低的軸承，其主要的失效形式是產生過大的塑性變形，因此，靜強度的校核的目的是要防止軸承元件產生過大的塑性變形。其約束強度條件為
或式中：
S0為軸承靜強度安全系數，其值見表9-10；為徑向額定靜載荷。它是在最大載荷滾動體與滾道接觸中心處，引起與下列計算接觸應力相當的徑向靜載荷：對調心球軸承為4600MPa；對所有其它的向心球軸承為4200MPa；對所有向心滾子軸承為4000MPa。對單列角接觸球軸承，其徑向額定靜載荷是指使軸承套圈間僅產生相對純徑向位移的載荷的徑向分量。為軸向額定靜載荷。它是在最大載荷滾動體與滾道接觸中心處，引起與下列計算接觸應力相當的中心軸向靜載荷：對推力球軸承為4200MPa；對所有推力滾子軸承為4000MPa。為徑向當量靜載荷。它是指最大載荷滾動體與滾道接觸中心處，引起與實際載荷條件下相同接觸應力的徑向靜載荷。為軸向當量靜載荷。它是指最大載荷滾動體與滾道接觸中心處，引起與實際載荷條件下相同接觸應力的軸向靜載荷。
、 可從有關設計手冊中查到。、可分別按下面的公式進行計算。(1)對深溝球軸承、角接觸球軸承、調心球軸承：


(取上兩式計算值較大者)(2)向心球軸承和0°的向心滾子軸承：
0°；；
(取上兩式計算值較大者)
a＝0°(且僅承受徑向載荷的向心滾子軸承)；(3)a＝90°的推力軸承：
＝(4)90°的推力軸承：
＝2.3tga＋對於雙向SKF軸承，此公式適用於徑向載荷與軸向載荷之比為任意值的情況。對於單向軸承，當/≤0.44ctga時，該公式是可靠的。當/大至0.67ctga時，該公式仍可給出滿意的值。式中：和分別為當量靜載荷的徑向載荷系數和軸向載荷系數，其值見表9-11。
為軸承徑向載荷即軸承實際載荷的徑向分量(N)；
為軸承軸向載荷即軸承實際載荷的軸向分量(N)；
a 為接觸角。表9-10靜載荷安全系數軸承使用性況 使用要求、負荷性質及使用場合
旋轉軸承 對旋轉精度和平穩性要求較高，或受強大沖擊負荷
一般情況
對旋轉精度和平穩性要求較低，沒有沖擊或振動 1.2～2.5
0.8～1.2
0.5～0.8
在工作載荷下基本不
旋轉或擺動軸承 水壩門裝置
吊橋
附加動載荷較小的大型起重機吊鉤
附加動載荷很大的小型裝卸起重機吊鉤 ≥1.0
≥1.5
≥1.0
≥1.6
各種使用場合下的推力調心滾子軸承 ≥2 表9-11系數和的值軸承類型 單列向心球軸承 雙列向心球軸承 0°的向心滾子軸承
② ①② ①
深溝球軸承 0.6 0.5 0.6 0.5 0.5 1 0.22ctga 0.44ctga
角接觸球軸承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
圓錐滾子軸承 0.5 0.22ctga 1 0.44ctga
調心球軸承(0°) 0.5 0.22ctga 1 0.44ctga 註：
①對於兩套相同的單列深溝球軸承以"背對背"或「面對面」安裝(成對安裝)在同一軸上作為一個支承整體運轉情況下，計算其徑向當量靜載荷時用雙列軸承的和值，以和為作用在該支承上的總載荷。
②對於中間接觸的值，用線性內插法求得。本文地址： http://www.nskfag.org/news/201012_32335.html

3. 軸承端蓋厚度計算公式

外壓下端蓋厚度計算假設製造材料已經確定，端蓋尺寸由 邊外圓直徑，邊外緣厚度，端蓋總厚度，端蓋內徑，內徑深度 五個量組成。其中，邊外圓直徑取決於軸承座的孔大小，邊外緣厚度取決於軸承座預留的間隙大小，端蓋內徑由軸的粗細決定，這三個量是客觀量，不可更改。1.端蓋的有效厚度（即端蓋總厚度-內徑深度）與承受壓力有關，壓力越大，厚度越大，具體可查表。端蓋總厚度，即：內徑深度+有效厚度。2.外壓是開孔所需補強面積是開孔減少面積的一半，接頭系數=1，然後按照內壓的開孔補強面積程序算。 滿就是這個計算式需要計算厚度（外壓要求的），不知怎麼來的。3.就是這個計算式需要計算厚度（外壓要求的），不知怎麼來的。 gb150和asme都有計算外壓的曲線圖，比如假定管子2mm，帶進去算，和設計壓力比較，《ps，且相差不大，就是計算厚度，否則，要加厚，再試算4.外壓是開孔所需補強面積是開孔減少面積的一半，接頭系數=1，然後按照陪鉛內壓的開孔補強面積程序算。 滿足外壓開孔補強，細長的還要校核長度方向的穩定性，能滿足穩定性的最小壁厚就是計算厚度吧。
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外壓下端蓋厚度計算
假設製造材料已經確定，端蓋尺寸由 邊外圓直徑，邊外緣厚度，端蓋總厚度，端蓋內徑，內徑深度 五個量組成。其中，邊外圓直徑取決於軸承座的孔大小，邊外緣厚度取決於軸承座預留的間隙大小，端襪顫蓋內徑由軸的粗細決定，這三個量是客觀量，不可更改。
1.端蓋的有效厚度（即端蓋總厚度-內徑深度）與承受壓力有關，壓力越大，厚度越大，具體可查表。端蓋總厚度，即：內徑深度+有效厚度。
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2.外壓是開孔所需補強面積是開孔減少面積的一半，接頭系數=1，然後按照內壓的開孔補強面積程序算。 滿就是這個計算式需要計算厚度（外壓要求的），不知怎麼來的。
3.就是這個計算式需要計算厚度（外壓要求的），不知怎麼來的。 gb150和asme都有計算外壓的曲線圖，比如假定管子2mm，帶進去算，和設計壓力比較，《ps，且相差不大，就是計算厚度，否則，要加厚，再試算
4.外壓是開孔所需補強面積是開孔減少面積的一半，接頭系數=1，然後按照內壓的開孔補強面積程序算。 滿足外壓開孔補強，細長的還要校核長度方向的穩定性，能滿足穩定性的最小壁厚就是計算厚蘆好好度。

4. 混合摩擦滑動軸承計算中P、PV、V各代表這什麼意義為什麼大多數材料[P][V]≠[PV]

混合摩擦滑動軸承計算中P代表軸承面的壓力，PV代表壓力與速度的乘積、PV代表壓力與速度的乘積。
混合摩擦滑動中，既要保證軸承合金的耐壓限外，還要形成液體磨擦面，即軸要浮在油膜上，對其壓力P有個絕限值，工程上取個許允壓力[P]使其保證不超過P值。相應對速度也有個限值，用許允[V] 值去確保。而[PV] 是個綜合參數，從這個值可以看出，如壓力大些，只要速度相應小些也行，成反比關系。
但形成液體磨擦的條件與壓力成反比外，軸承面的速度V十分相關，此時V值越大越能形成液體磨擦面，從這個意義講，V值是越大越好，這與上面所說的產生了矛盾，因此，混合摩擦滑動軸承出現了[P][V]≠[PV] 的情況。
附帶說明，要形成液體磨擦，前面說的以外，與油的粘度、軸承的結構與寬度、軸承的直徑大小及軸與承間的夾角相當有關。

5. 軸承的尺寸是怎麼算的

第一個數字或第一個字母或字母組合表示軸承類型；可以在示意圖中看到實際軸承類型。

後面兩位數字確定ISO尺寸系列；第一位數字代表寬度或高度系列（分別是尺寸B、T或H），第二位數代表直徑系列（尺寸D） 。

基本型號的最後兩位數字是軸承的尺寸代號；乘以5就能得出以毫米為單位的內徑。

(5)復合軸承的面壓值怎麼計算擴展閱讀：

在一些情況下，表示軸承類型的數字和/或表示尺寸系列的第一個數字被省略。這些數字在表中放在括弧里。

對於內徑小於等於10毫米或者大於等於500毫米的軸承，內徑通常用毫米表示，不用代號。尺寸與軸承型號的其餘部分用斜線分開，例如：618/8 (d = 8毫米)或511/530 (d = 530毫米)。

按照ISO15：1998內徑為22、28或32毫米的標准軸承也適用該方法，例如62/22 (d = 22毫米)。

內徑為10、12、15與17毫米的軸承有下列尺寸代號標志：00 = 10毫米01 = 12毫米；02 = 15毫米
03 = 17毫米；

對於一些內徑小於10毫米的較小軸承，例如深溝、自調心與角接觸球軸承，內徑也用毫米來表示（不用代號），但是它與系列型號之間不用斜線分開， 例如629或129 (d = 9毫米)。

偏離標准內徑的軸承內徑總是不用代號，而是用多達三位小數的毫米來表示。該內徑標志是基本型號的一部分，它與基本型號之間用斜線分開，例如6202/15875 (d = 15875毫米＝5/8英寸)。

6. 軸承摩擦產生熱是怎樣計算的

軸承的發熱量，主如果走出的磨擦面磨擦作歷時惹起，磨擦面溫度回升身分，經驗上可知，滑動速率V的影響遠大於面壓P的更改。自光滑軸承若應用於統一
PV值，速率V越大，軸承磨擦面溫度愈回升，素以在低溫使歷時，最佳踴躍供應光滑油，增大冷卻後果和流體光滑，鑽營低落磨擦系數，這是比擬正當，平安性高
的軸承計劃。
一樣平常軸承的能源喪失，通常以μ·P·V求得，次為軸承磨擦時發生的熱量。總之，自光滑軸承在單元光陰，單元面積所發生的熱量Q，能夠採納下式盤算：
CJ110-BTAN
3308A-2ZTN9/C3VT113
3306-BD-2Z-TVH-L140
C3
412748
698ZZ1MC3ER
J
J=磨擦熱的事情常量=427（kgf/Kcal·m）sl182952*900
P=面壓
kgf/cm2
V=滑動速率
m/min
μ=磨擦系數
24140CC/W33
假定磨擦系數μ簡略同等，軸承臨盆的磨擦熱量Q與PV值成正比例，在經驗上，已被認為自光滑軸承計劃時的緊張根據。
當軸運行時，軸承因磨擦發生的熱量及軸承的散熱量，通常會在必定溫度上穩固上去。若運行連續進行中，有雜志滲透，光滑有的性子低落，發生的磨擦粉末影響，
或資料的疲憊，此時磨擦面的狀態即發生變更，磨擦系數進步，軸承溫度回升，以致膜材毀傷乃至燒焦。基於此種環境，軸承的運行溫度越低，也即應用低PV值
時，軸承的負荷性較好，壽命延伸，所以在計劃上，盡量應用較低的PV值較平安；反之，採納冷卻的辦法，軸的材質及外面粗糙度等，與軸承共同的身分，如已
具體闡發配歷時，欲超出最大PV值應用，並非不可能。

7. 軸承動載荷怎麼計算

悔鋒哪初步計算軸承當量動載荷：
當量動載荷：P=fP(XR+YA)(下表)
式中：fP--載荷系數X--徑向載荷系數Y--軸向載荷系數(可暫選一近似中間值)表：徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y(摘自1989年軸承樣本)
註：
1)C0是軸承基本額定靜載基滑荷；a是接觸角。實用時，X、Y、e等值應按目前最新國標GB6391-1995查取。
2)表中括弧內的系數Y、Y1、Y2和e的詳值應查取手冊，對不同型號的軸承，有不同的值。
3)深溝球軸承的X、Y值僅適用於0組游隙的軸承，對應其它游隙組的X、Y值可查取軸承手冊。
4)對於深溝球軸承和角接觸軸承，先根據算得的相對軸向載荷的值查出對應的e值，然後再得出相應的X、Y值。對於表中未列出的A/C0值碧碼可按線性插值法求出相應的e、X、Y值。
5)兩套相同的角接觸球軸承可在同一支點上「背對背」、「面對面」或「串聯」安裝作為一個整體使用，這種軸承可由生產廠選配組合成套提供，其基本額定動載荷及X、Y系數可查取軸承手冊。