滾動軸承如何測量負荷量

① 軸最大負荷怎麼算

問題一：軸承載荷如何計算？ 軸承載荷：
指一個軸承假想承受一個大小和方向恆定的徑向(或中心軸向)負荷,在這一負荷作用下軸承基本額定壽命為一百萬轉。
根據鬧友我國國家標准GB/T6391-1995的規定,計算公式：

問題二：電線算負荷怎麼算的 電纜選擇的原則是【簡單演算法】：

10mm2（含10mm2）以下的線以導線截面積乘以5就是該截面積導線的載流量
相應的截面積100mm2以上乘以乘以2
16mm2、25mm2乘以4
35mm2、50mm2乘以3
70mm2、95mm2乘以2.5
如果導線穿管乘以系數0.8（穿管導線總截面積不超過管截面積的百分之四十）
高溫場所使用乘以系數0.9（85攝氏度以內）
裸線（如架仿檔空裸線）截面積乘以相應倍率後再乘以2（如16mm2導線：16*4*2）
以上是按鋁線截面積計算
銅線升級算是指1.5mm2銅線載流量等於2.5mm2鋁線載流量，依次類推。

問題三：滾珠絲杠副的軸向載荷怎麼計算 「軸向載荷」這個概念，包括：額定動載荷、平均軸向載荷、最小軸向載荷、最大軸向載荷。
額定動載荷：指一批相同規格的滾珠絲杠經過運轉一百萬次後，90%的絲杠副（螺紋表面或滾珠）不產生疲勞剝傷（點蝕） 時的軸向載荷。在實際應用中，額定動載荷值可按下式計算：
C＝Pd×（fh×fd×fH÷fn）
式中：Pd為平均軸向載荷；fh為壽命系數（按滾珠絲杠預期壽命選取）；fd為載荷性質系數（按工作載荷性質選取）；fH為動載荷硬度影響系數（按滾珠及滾道表面硬度選取）；fn為轉速系數（按絲杠平均轉速Nd選取）。
平均軸向載荷Pd和平均轉速Nd，可按下式計算：
Pd＝（2Pmax＋Pmin）÷3
Nd＝（Nmax＋Nmin）÷2
式中：Pmax最大軸向載荷；Pmin為最小軸向載荷；Nmax為最大轉速；Nmin為最小轉速。
最小軸向載荷：為工作台和工件作用下的導軌摩擦力；
最大軸向載荷：為機器承受最大負荷時滾珠絲杠副的傳動力，它為切削力在滾珠絲杠軸向的分力與導軌摩擦力之和（此時導軌摩擦力是由工作台、工件、夾具三者總的重量以及切削力在垂直於導軌方向的分力共同引起。）

問題四：負載扭矩計算 首先算沿斜面方向的分力。如果是滾動導向支承，可以忽略摩擦力。則沿斜面方向分力為
F=m*g*tg30°=250*9.8*0.577=1414N
作用在電機軸的扭矩：T=F*r=1414*0.03=42.42N.m
考慮餘量，電機扭矩至少在60N.m。則電機功率P=T*n/9550=60*25/9550=0.157kw。選180w。
如果負載的支承導向是滑動元件，則要加入摩擦力進行計算。摩擦力F1=m*g*ctg30°*f。f是摩擦系數。總負載力就應該是F+F1。

問題五：怎麼根據電機扭矩和轉子慣量計算電機最大負載 20分 是的，傳動軸系統裡面，各軸的轉的轉動慣量J=輸出軸動慣量（Je）÷到計算軸減速比的平方（i2）。或者說，從低速軸計算到高速軸，高速軸轉動慣量（Jo）=低速軸轉動慣量（J1）÷減速比平方（i2）；從高速軸計算到低速軸，低速軸轉動慣量（J1）=高速軸轉動慣量（Jo）×減速比平方（i2）。計算中，減速比規定為大於等於1，即低速軸齒數/高速軸齒數。高速軸就是一般就指電機軸。
這個公式是通過動能守恆得來：單軸的動能E=1/2×J×ω2。J為轉動慣量，ω為角速度，動能守恆，高速軸的動能等於低速軸的動能，那麼有：Jo×ωo2=J1×ω12，那麼化簡方程就可以得到慣量比就是加速度的平方比，也就是傳動比的平方。
在一般使用普通交流非同步電機的時候，不用計算慣量，交流電機的特性是，他的輸出慣量不夠的，也就是驅動的太重，雖然穩態的扭矩夠了，但瞬態慣性太大，那麼電機一開始達到不額定轉速，電備彎亂機先慢會快，慢慢的提速，最終達到額定轉速，所以驅動是不會發抖，這對控制影響不大。但是選擇伺服電機時，由於伺服電機是依靠編碼器反饋控制，所以它的啟動是很剛性的，必須達到轉速目標和位置目標，此時如果超過電機能承受的慣性量，電機就會發抖。因此在算用伺服電機作為動力源時必須充分考慮慣性因素，需要計算運動件最終折算到電機軸的慣量，通過這個慣量計算啟動時間內的力矩，M=J×B，J為轉動慣量，B為角加速度，這個計算的力矩M要小於電機的啟動力矩才可做到平穩啟動。

問題六：機車軸重如何計算 機車和車輛的軸重是由機車車輛的整備重量除於軸數得出的，如DF7系列的機車，機車整備重量是138噸，機車軸式是C0-C0,也就是6軸，138/6＝23噸，這個數就是軸重了。

問題七：軸承負荷是什麼 通俗的講，軸承的作用就是支撐軸，讓軸平穩旋轉的，並承受整個軸系的力。軸承負荷就是軸承可以承受的最大負荷，包括徑向和軸向之分。
額定靜負荷是滾動軸承最重要的技術特性之一,其與額定動負荷一起,共同構成了滾動軸承負荷性能的兩個基本方面.額定靜負荷表徵軸承抗永久變形的能力,額定動負荷表徵軸承耐疲勞破壞的能力。
GB/T4662―93相對於舊標准GB4662―84(等同採用ISO76―1978)而言,所作的修訂是實質性的.額定靜亥荷的定義、計算公式、理論和實驗依據及實用效果等,均與過去不盡一致,在內涵上是滾動軸承技術領域內的一個全新概念靜負荷軸承計算靜負荷安全系數Fs有助於確定所選軸承是否具有足夠的額定靜負荷。

問題八：擋圈 軸向負荷怎樣計算 30分 力學 物理力學 自己搞個小實驗 來算蒜不久行了嗎

問題九：如何計算減速機輸出軸需要多大扭矩來帶動負載 先要確定要帶動的工作機的負載T1（N.m）和轉速的大小，再確定電機的大小和減速機的傳動比，最後根據簡化公式T=9550*P/n算出減速電機的輸出扭矩T2(N.m),確保T2=T1*K(K為工作機的工況系數、安全系數等的乘積)，詳細的可以在網上找哈SEW、FLENDER的相關選型資料

問題十：如何計算負載,扭矩 電機應選用多大功率?
式中：J―轉動慣量，β―角加速度
當圓柱狀負載繞其軸線轉動時，轉動慣量 J=mr^2/2
式中：m―圓柱體質量，r―圓柱體半徑
已知圓柱半徑r、長度L和材料密度ρ，則質量 m=ρv=ρπr^2L
根據在△t秒達到△ω轉/分角速度的要求，可算出圓柱的角加速度β=△ω/△t
這樣，根據半徑r、長度L、材料密度ρ，算出質量m和轉動慣量J，
根據要求的啟動速度算出角加速度β，然後就可算出扭轉力矩M了。再根據M選取電機。 提問者 的感言： 謝謝!你回答得很完整! 2009-08-24其他回答(1) 熱心問友 2011-08-23根已知l件能算出角加速度幔課以觴NX得先根P的|量算出它的最小扭矩T,T=F(慣性力)*r（半徑） F=mrω^2 m重量 r半徑 ω角速度 ω=2πn n（轉速）F=20*0.14*(3*3.14*4)^2=1765.4NT=F(慣性力)*r（半徑） =247N*MT=9550*W/nW=釘47*4/9550=0.104(KW) 在不考慮摩擦的情況下，選用電機功率在0.104KW 以上。

② 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

③ 什麼是曲軸軸向間隙,怎麼測量

指軸承在未安裝於軸或軸承箱時，將其內圈或外圈的一方固定，然後便未被固定的一方做徑向或軸向移動時的移動量。根據移動方向，可分為徑向游隙和軸向游隙。運轉時的游隙（稱做工作游隙）的大小對軸承的滾動疲勞壽命、溫升、雜訊、振動等性能有影響。

軸承間隙的測量

測量軸承的間隙時，為得到穩定的測量值，一般對軸承施加規定的測量負荷。 因此，所得到的測量值比真正的間隙（稱做理論間隙）大，即增加了測量負荷產生的彈性變形量。 但對於滾子軸承來說，由於該彈性變形量較小，可以忽略不計。安裝前軸承的內部間隙一般用理論間隙表示。

用塞尺檢查，確認滾動軸承最大負荷部位，在與其成180°的滾動體與外（內）圈之間塞入塞尺，松緊相宜的塞尺厚度即為軸承徑向游隙。這種方法廣泛應用於調心軸承和圓柱滾子軸承。

用千分表檢查，先把千分表調零，然後頂起滾動軸承外圈，千分表的讀數就是軸承的徑向游隙。

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間隙的選擇

從理論間隙減去軸承安裝在軸上或外殼內時因過盈配合產生的套圈的膨脹量或收縮後的間隙稱做 「安裝游隙」。

在安裝間隙上加減因軸承內部溫差產生的尺寸變動量後的間隙稱做「有效間隙」。軸承安裝有機械上承受一定的負荷放置時的間隙， 即有效間隙加上軸承負荷產生的彈性變形量後的以便稱做「工作間隙」。

當工作間隙為微負值時， 軸承的疲勞壽命最長但隨著負間隙的增大疲勞壽命同顯著下降。 因此，選擇軸承的間隙時，一般使 工作間隙為零或略為正為宜 。

另外， 需提高軸承的剛性或需降低雜訊時，工作間隙要進一步取負值，而在軸承溫升劇烈時，工作間隙則要進一步取正值等等，還必須根據使用條件做具體分析

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⑤ 圓錐滾子軸承的角度以及滾到的測量方法

圓柱滾子與滾道為線接觸軸承。負荷能力大，主要承受徑向負荷。滾動體與套圈擋邊摩擦小，適於高速旋轉。根據套圈有無擋邊，可以分有NU、NJ、NUP、N、NF等單列軸承，及NNU、NN等雙列軸承。該軸承是內圈、外圈可分離的結構。內圈或外圈無擋邊的圓柱滾子軸承，其內圈和外圈可以向軸向作相對移動，所以可以作為自由端軸承使用。在內圈和外圈的某一側有雙擋邊，另一側的套圈有單個擋邊的圓柱滾子軸承，可以承受一定程度的一個方向軸向負荷。一般使用鋼板沖壓保持架，或銅合金車制保持架。但也有一部分使用聚醯胺成形保持架。 圓柱滾子軸承的溫度，一般有圓柱滾子軸承室外面的溫度就可推測出來，如果利用油孔能直接測量圓柱滾子軸承外圈溫度，則更位合適。通常，圓柱滾子軸承的溫度隨著圓柱滾子軸承運轉開始慢慢上升，1-2小時後達到穩定狀態。圓柱滾子軸承的正常溫度因機器的熱容量，散熱量，轉速及負載而不同。如果潤滑、安裝部合適，則圓柱滾子軸承溫都會急驟上升，會出現異常高溫，這時必須停止運轉，採取必要的防範措施。使用熱感器可以隨時監測圓柱滾子軸承的工作溫度，並實現溫度超過規定值時自動報警或停止防止燃軸事故發生。用高溫經常表示圓柱滾子軸承已處於異常情況。 高溫也有害於圓柱滾子軸承的潤滑劑。有時圓柱滾子軸承過熱可歸諸於圓柱滾子軸承的潤滑劑。若圓柱滾子軸承在超過125℃的溫度長期連轉會降低圓柱滾子軸承壽命。引起高溫圓柱滾子軸承的原因包括：潤滑不足或過分潤滑，潤滑劑。內含有雜質，負載過大，圓柱滾子軸承損環，間隙不足，及油封產生的高磨擦等等。因此連續性的監測圓柱滾子軸承溫度是有必要的，無論是量測圓柱滾子軸承本身或其它重要的零件。如果是在運轉條件不變的情況下，任何的溫度改變可表示已發生故障。 圓柱滾子軸承溫度的定期量測可藉助於溫度計，例如數字型溫度計，可精確的測圓柱滾子軸承溫度並依℃或華氏溫度定單位顯示。重要性的圓柱滾子軸承，意謂當其損壞時，會造成設備的停機，因此這類圓柱滾子軸承最好應加裝溫度探測器。正常情況下，圓柱滾子軸承在剛潤滑或再潤滑過後會有自然的溫度上升並且持續一或二天。更詳細的資料參考：www.tj-zrd.com

⑥ 調心滾子軸承額定動負荷是什麼標准

向心滾子軸承基本額定動載荷計算公式：
向心滾子軸承Cr=bmfc(i Lwe cosa)7/9Z3/ 4Dwe29/27
表中各計算公式符號
Cr:徑向基本額定動載荷
N
Ca:軸向基本額定動載荷
N
bm: 材料(真空脫氣)和加工質量的額定系數,該值隨軸承類型不同而異。見表2-2
fc:與軸承零件的幾何形狀、製造精度和材料有關的系數i :軸承中球或滾子的列數
Lwe:額定載荷計算中用的滾子長度
mm
即滾子與接觸長度最短的滾道間的理論最大接觸長度。正常情況下，
或者取滾子尖角之間的距離減去滾子倒角,或者取不包括磨削越程