軸承徑向額定靜載荷怎麼取

㈠ 軸承載荷如何計算

C=(60nL/10^6)開ε次方再乘以P C——動載荷 n——每分鍾多少轉 L——基本額定壽命 P——動載荷 ε——球軸承取3；滾子軸承取10/3 到減速機論壇網站查看回答詳情>>

㈡ 軸承軸向載荷與徑向載荷如何計算，不是手冊上查的

軸承的參數當然要由軸承廠商提供。但對於咱們自己選型來說就要看工況了。比如一個主要承受徑向載荷的軸承，徑向載荷的力，我們肯定是知道的，比如說軋機支承輥軸承承受的就是軋制力。軸向載荷，如果有確切的力當然可以提，如果軸向力理論上沒有，就可以按照經驗選取，比如四輥軋機支承輥的軸向力可以按照軋制力的百分之一選取。當然在選取軸承的時候，還要參看軸承工作的條件，比如沖擊很大、低速重載等。實際上如果你選用的是一價格不菲的大軸承，那就更好說了，把你的工況描述給軸承廠，你對軸承的最短壽命提出要求，軸承廠對你的工況進行校核。校核後資料雙方確認簽字。軸承如果出了問題，就讓軸承廠就負責了。

㈢ 軸承的額定靜載荷和當量的確定，怎麼弄的 急急 謝謝

基本額定靜負荷：軸承受過大的靜負荷或在極低轉速下承受沖擊負荷時，滾動體與滾道的接觸面會產生局部永久變形。其變形量隨負荷增大而增大，超過一定限度的話，將會影響正常旋轉。
基本額定靜負荷是指使承受最大負荷的滾動體與滾道的接觸面中央產生以下計算接觸應力的靜負荷
調心球軸承..........4600MPa
其他球軸承..........4200MPa
滾子軸承..............4000MPa
在這些接觸應力下產生的滾動體與滾道的永久變形量約為滾動體直徑的0.0001倍

當量靜負荷是指一種假想負荷，當軸承靜止或轉速極低時，該假想負荷下承受最大負荷的滾動體與滾道的接觸面中央產生與實際負荷條件下相同的接觸應力。
向心軸承與推力軸承的當量靜負荷分別採用通過軸承中心的徑向負荷與通過軸向中心線的軸向負荷
當量靜負荷可由下式計算
{向心軸承}.........由以下兩式計算，取其中的較大值
Por=XoFr+YoFa
Por=Fr
{推力軸承}
（α≠ 90度)
Poa=XoFr+Fa(但Fa<XoFr時，准確性降低）
（α=90度)
Poa=Fa

Por:徑向當量靜負荷，N
Poa:軸向當量靜負荷，N
Fr:徑向負荷，N
Fa:軸向負荷，N
Xo:徑向靜負荷系數
Yo:軸向靜負荷系數
還有就是要分析基本額定靜負荷的安全度還涉及到了安全系數Fs

㈣ 該軸承徑向載荷怎麼求

軸承徑向載荷=徑向力A、徑向力B、軸及齒輪等轉動部件重力由該軸承承擔部分的力，這三個力的矢量和。

㈤ 在實際設計中，如何確定軸承的軸向載荷和徑向載荷才能計算出當量載荷呢

我也遇到類似問題 請樓主告知如何計算的 謝謝~

㈥ 軸承當量動載荷與當量靜載荷，如何確定 是不是軸承承載的重量的總和

軸承當量動載荷
滾動軸承的額定動載荷是在假定的運轉條件下確定的。即對同心軸承是指內圈旋轉、外圈靜止時的徑向載荷；對推力軸承是指中心軸向載荷；對向心推力軸承是指使軸承半圈滾道受載的載荷的徑向分量。

如果作用軸承上的實際載荷與假定的條件不同，則必須把實際載荷轉換為確定額定動載荷的運轉條件相同的假定載荷。在此假定載荷的作用下，軸承的壽命和實際載荷條件下的壽命相同，因此把此假定載荷稱為當量動載荷，用p表示。
滾動軸承的當量靜載荷
額定靜載荷是在假定的條件下確定的。對向心和向心推力軸承是假定內、外套僅有相對徑向位移，即載荷參數T=0.5.對推力和美國timken軸承推力向心軸承是假定套圈僅有相對軸向位移，即載荷分布參數.如果美國timken軸承的實際載荷條件與確定額定靜載荷的假定條件不同，則應將實際載荷換算為當量靜載荷後才能與額定靜載荷相比較。

當量靜載荷為一假定載荷，在此載荷作用下，承受載荷最大的滾動體與滾道接觸處總的塑性變形量，與實際載荷條件下的塑性變形量相同。對向心軸承，當量靜載荷為徑向載荷；對推力和推力向心軸承，為中小軸向載荷；對向心推力軸承，為使套圈滾道半圈受載荷的徑向分量。

1、決定當量靜載荷p0的方法

由載荷分布公式（2-84）可得在任意載荷作用下，向心推力軸承中最大的滾動體載荷。

QMAX—-軸承中最大滾動體載荷；

Fr—–實際作用於軸承上的徑向載荷；

Jr(T)—-載荷分布的徑向積分；

Ja(T)—-載荷分布的軸向積分；

T—-載荷分布參數；

z—滾動體數

a—接觸角；

p0—-當量靜載荷；

Jr（0.5）—-半圈滾道承受載荷時的徑向積分。

㈦ 滾動軸承的失效形式及選擇計算

1.滾動軸承的失效形式

（1）疲勞點蝕：軸承工作時，作用於軸上的力是通過軸承內圈、滾動體、外圈傳到機座上，使滾動體與內、外圈滾道的接觸表面產生接觸應力。由於內、外圈要做相對運動，滾動體沿滾道滾動，所以接觸表面的接觸應力按脈動循環規律變化。當應力循環次數達到一定值後，在滾動體或內、外圈滾道的表層金屬將發生剝落，即形成疲勞點蝕，從而使軸承產生振動和雜訊，旋轉精度下降，影響機器的正常工作。疲勞點蝕是滾動軸承的主要失效形式。

（2）塑性變形：當軸承的轉速很低（n＜10r/min）或間歇擺動時，一般不會發生疲勞點蝕，此時軸承往往因受過大的靜載荷或沖擊載荷，使內、外圈滾道與滾動體接觸處的局部應力超過材料的屈服點而產生塑性變形，形成不均勻的凹坑，使軸承失效。

2.軸承的壽命與壽命計算

（1）軸承的壽命：滾動軸承的壽命是指軸承中任何一個滾動體或內、外圈滾道上出現疲勞點蝕前軸承轉過的總轉數，或在一定轉速下總的工作小時數。

一批類型、尺寸相同的軸承，由於材料、加工精度、熱處理與裝配質量不可能完全相同，即使在同樣條件下工作，各個軸承的壽命也是不同的，壽命最長與最短的相差可達幾十倍，因此人們很難預測出單個軸承的具體壽命。為了保證軸承工作的可靠性，在國標中規定以基本額定壽命作為計算依據。

軸承的基本額定壽命是指一批相同的軸承，在同樣條件下工作，其中10％的軸承產生疲勞點蝕時轉過的總轉數，以L₁₀表示。

基本額定壽命為10⁶r時軸承所能承受的載荷稱為基本額定動載荷，以C表示。軸承在基本額定動載荷作用下，工作10⁶r不發生疲勞點蝕的可靠度是90％。對於徑向接觸軸承C是徑向載荷，軸向接觸軸承C是中心軸向載荷，向心角接觸軸承C是載荷的徑向分量。各種類型和不同尺寸軸承的C值查機械設計手冊。

（2）壽命計算：軸承基本額定壽命的計算式為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：L₁₀為軸承的基本額定壽命，10⁶r；F_P為當量動載荷，見本節之當量動載荷計算；ε為壽命指數，球軸承ε＝3，滾子軸承ε≈10/3。

實際計算時，人們習慣於以時間L_h（h）作為軸承的壽命。若軸承轉速為n（r/min），則軸承壽命計算的另一表達式為

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

當軸承的工作溫度高於120℃時，會降低軸承的壽命，影響基本額定動載荷；工作中的沖擊和振動，將使軸承實際工作載荷加大，故在計算時應分別引入溫度系數ft（表2-11）和載荷系數f_p（表2-12）對C值和F_p值加以修正。此時軸承的壽命計算式為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

表2-11 溫度系數f_t

表2-12 載荷系數f_p

3.當量動載荷的計算

當量動載荷是一個假想載荷，在這個載荷作用下，軸承的壽命與實際載荷作用下的壽命相同。

對於僅能承受徑向載荷的圓柱滾子軸承，當量動載荷為軸承的徑向載荷F_r，即

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

對於只能承受軸向載荷的推力球軸承，當量動載荷為軸承的軸向載荷F_a，即

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

對於能同時承受徑向和軸向載荷的深溝球軸承、調心軸承和向心角接觸軸承，當量動載荷的計算式為

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：F_r為軸承所受的徑向載荷；F_a為軸承所受的軸向載荷；X為徑向載荷系數，見表2-13；Y為軸向載荷系數，見表2-13。

查表2-13時，對於深溝球軸承和7000C型角接觸球軸承，需先計算F_a/C₀，查出e值，再計算F_α/F_r並與e比較後才能確定X、Y值。

表2-13 徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y

註：1.C₀為軸承的基本額定靜載荷，查機械設計手冊。

2.e為系數X和Y不同值時F_a/F_r適用范圍的界限值。

3.對於F_a/C₀的中間值，其e和Y值可由線性內插法求得。

4.向心角接觸軸承軸向載荷的計算

如圖2-9所示，由於向心角接觸軸承有接觸角α，故軸承在受到徑向載荷作用時，承載區內每一個滾動體的法向力F_Qi可分解成徑向分力F_Ri和軸向分力F_Si。各滾動體軸向分力之和F_S^（F_S＝∑_iF_Si^{）將使軸承外圈與內圈沿軸向有分離的趨勢，故這類軸承都應成對}使用反向安裝。

圖2-9 向心角接觸軸承的內部軸向力

F_S是在徑向載荷作用下產生的軸向力，通常稱為內部軸向力，其大小按表2-14所給公式求出，方向（對軸而言）沿軸向由軸承外圈的寬邊指向窄邊。

向心角接觸軸承在成對使用時實際所受的軸向載荷F_a，除與外加軸向載荷F_A有關外，還應考慮內部軸向力F_S的影響。

表2-14 向心角接觸軸承內部軸向力F_S

註：Y值查機械設計手冊。

圖2-10為角接觸球軸承的兩種安裝方式，圖2-10a為兩外圈的窄邊相對，圖2-10b為兩外圈的寬邊相對。F_A為外加軸向載荷，F_S1、F_S2分別為軸承1、2的內部軸向力，兩軸承所受的實際軸向載荷，可根據力平衡條件求出。

圖2-10 角接觸軸承的軸向載荷分析

對於軸承1：因F_S2與F_A方向相反，故軸承所受軸向載荷應通過比較F_S1與F_S2-F_A的大小來確定。

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

對於軸承2：因F_S1與F_A方向相同，故軸承所受軸向載荷應通過比較F_S2與F_S1＋F_A的大小來確定。

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

如果外加軸向載荷F_A方向與圖示方向相反，則應取（-F_A）代入公式計算。

5.滾動軸承的靜載荷計算

軸承靜載荷計算的目的是防止軸承產生過大的塑性變形。

軸承在某一載荷作用下，若受載最大的滾動體與內、外圈滾道接觸處的接觸應力達到：球軸承———4200MPa（調心球軸承4600MPa），滾子軸承———4000MPa，這個載荷稱為基本額定靜載荷，以C₀表示。實踐表明，軸承在不超過該載荷作用下能正常工作。因此，基本額定靜載荷是軸承靜載荷的計算依據。對於徑向接觸軸承，C₀是徑向載荷；對於向心角接觸軸承，C₀是載荷的徑向分量；對於軸向接觸軸承C₀是中心軸向

載荷。軸承在工作時，如果同時承受徑向載荷與軸向載荷，則應按當量靜載荷進行計算。當量靜載荷是一個假想載荷，軸承在這個載荷作用下，受力最大處的滾動體與內、外圈滾道塑性變形量總和與實際載荷作用下塑性變形量總和相等。對於徑向接觸軸承和向心角接觸軸承，當量靜載荷是徑向載荷；對於軸向接觸軸承，當量靜載荷是軸向載荷。當量靜載荷以F_P0表示，它與實際載荷的關系是

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：F_r為軸承所受的徑向載荷；F_a為軸承所受的軸向載荷；X₀為靜徑向載荷系數，見表2-15；Y₀為靜軸向載荷系數，見表2-15。

表2-15 靜徑向載荷系數X₀與靜軸向載荷系數Y₀

當計算結果F_P0＜F_r時，應取F_P0＝F_r

按靜載荷計算的強度條件是

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：C₀為軸承的基本額定靜載荷，查機械設計手冊；S₀為安全系數，見表2-16。

表2-16 安全系數S₀

㈧ 機械設備中的靜載荷，動載荷應該怎麼計算

動載荷計算：

1、物體一般加速度時的動荷問題

慣性力與動靜法：做加速度運動物體的慣性力大小等於物體的質量m和加速度a的乘積，方向與a相反。假想在每一具有加速度的運動質點上加上慣性力，則物體（質點系）作用的原力系與慣性力系將組成平衡力系。這樣就可以把動力問題形式上作為靜力學問題來處理，這就是達朗伯原理。

2、沖擊問題

工程上採用偏於保守的能量平衡方程來近似估算被沖擊物與受沖擊物所受沖擊載荷與沖擊應力。沖擊系統能量平衡方程：

(8)軸承徑向額定靜載荷怎麼取擴展閱讀

機械設備可造成碰撞、夾擊、剪切、捲入等多種傷害。其主要危險部位如下：

⑴、旋轉部件和成切線運動部件間的咬合處，如動力傳輸皮帶和皮帶輪、鏈條和鏈輪、齒條和齒輪等。

⑵、旋轉的軸，包括連接器、心軸、卡盤、絲杠和桿等。

⑶、旋轉的凸塊和孔處。含有凸塊或空洞的旋轉部件是很危險的，如風扇葉、凸輪、飛輪等。

⑷、對向旋轉部件的咬合處，如齒輪、混合輥等。

⑸、旋轉部件和固定部件的咬合處，如輻條手輪或飛輪和機床床身、旋轉攪拌機和無防護開口外殼攪拌裝置等。

⑹、接近類型，如鍛錘的錘體、動力壓力機的滑枕等。

⑺、通過類型，如金屬刨床的工作台及其床身、剪切機的刀刃等。

⑻、單向滑動部件，如帶鋸邊緣的齒、砂帶磨光機的研磨顆粒、凸式運動帶等。

⑼、旋轉部件與滑動之間，如某些平板印刷機面上的機構、紡織機床等。

㈨ 軸承的載荷計算公式

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。

㈩ 怎樣計算軸承的徑向載荷

徑向載荷主要承受徑向載荷的軸承稱為向心軸承。
這類軸承的公稱接觸角小於或等於45°。尺寸相同的滾子軸承比球軸承能承受的徑向載荷更大。
N型和NU型FAG圓柱滾子軸承只能承受徑向載荷，其他類型的向心軸承既可承受徑向載荷，也可承受軸向載荷。