直线轴承的校核

直线轴承设计手册（原创实用版）目录1.直线轴承设计手册概述2.直线轴承的分类与特点3.直线轴承的设计要点4.直线轴承的选型与计算5.直线轴承的应用实例6.直线轴承的维护与保养正文【直线轴承设计手册概述】直线轴承设计手册是一本针对直线轴承的专用设计指南，旨在帮助工程师和设计人员更好地理解直线轴承的原理、特点、设计要点、选型与计算方法以及应用实例。

此外，该手册还提供了直线轴承的维护与保养知识，以便于用户更好地使用和保养直线轴承。

【直线轴承的分类与特点】直线轴承主要分为两大类：滑动轴承和滚动轴承。

滑动轴承的承载能力较大，抗震性能好，但摩擦阻力较大；滚动轴承则具有较小的摩擦阻力、较高的运动精度和承载能力，但抗震性能相对较差。

【直线轴承的设计要点】直线轴承的设计要点主要包括以下几个方面：1.确定轴承的类型：根据工作条件和性能要求，选择合适的轴承类型。

2.确定轴承的尺寸：根据工作负荷、运动速度和安装空间等因素，选择合适的轴承尺寸。

3.确定轴承的精度等级：根据运动精度要求，选择合适的轴承精度等级。

4.确定轴承的安装方式：根据工作条件和安装空间，选择合适的轴承安装方式。

【直线轴承的选型与计算】直线轴承的选型与计算主要包括以下几个步骤：1.根据工作负荷和运动速度，计算轴承的径向和轴向载荷。

2.根据载荷和轴承的寿命极限，确定轴承的尺寸和精度等级。

3.根据安装空间和轴承尺寸，选择合适的轴承类型和安装方式。

4.校核轴承的额定载荷、运动速度和寿命等参数，确保设计满足工作要求。

【直线轴承的应用实例】直线轴承广泛应用于各种工业设备和机械传动系统中，如机床、自动化生产线、工程机械等。

通过合理选型和设计，直线轴承能够满足不同工况下的承载、运动和精度要求。

【直线轴承的维护与保养】为了确保直线轴承的正常工作和延长使用寿命，应定期进行维护与保养，主要包括以下几个方面：1.清洁轴承：定期清洁轴承内外圈、滚子和保持架等部件，防止污物和杂质进入轴承。

轴承校核计算方法轴承是工程机械和设备中常见的关键零部件之一，其作用是支撑旋转轴并减少摩擦。

在轴承设计和选择过程中，校核计算是至关重要的步骤，以确保轴承能够承受所需的负荷和工作条件。

下面将介绍一种常见的轴承校核计算方法。

1.确定轴承所受的载荷：首先，需要确定轴承所受的载荷类型，如径向载荷、轴向载荷和扭矩载荷等。

这些载荷可以通过分析设计图纸或经验估计来确定。

同时需要确认载荷的方向、大小和分布。

2.计算轴承所受的载荷：通过载荷计算公式，将所得载荷转化为轴承所受的载荷。

例如，对于径向载荷，可以使用公式F=Fr+Fa，其中Fr为径向载荷，Fa为轴向载荷。

3.选择合适的轴承类型：根据轴承所受的载荷和工作条件，选择适合的轴承类型。

常见的轴承类型包括深沟球轴承、圆锥滚子轴承、调心滚子轴承等。

选择轴承时需要考虑载荷容量、旋转速度、寿命和安装尺寸等因素。

4.计算轴承寿命：通过使用轴承寿命计算公式，计算出轴承的寿命。

轴承的寿命受到轴承质量、润滑条件、工作温度和载荷等因素的影响。

根据所选轴承类型和工作条件，查找相关资料或使用在线计算工具来计算轴承的寿命。

5.校核轴承负荷能力：将所选轴承的额定载荷与计算得到的轴承载荷进行比较，确保所选轴承能够承受所需的载荷。

如果所选轴承的额定载荷小于计算得到的载荷，则需要重新选择更大负荷能力的轴承。

6.轴承校核校验：根据轴承的使用要求和校核标准，对轴承进行校核校验。

通常在进行校核校验时，需要考虑温度升高、振动和轴承寿命等因素。

总结：以上是一种常见的轴承校核计算方法，通过确定载荷、计算载荷、选择轴承类型、计算轴承寿命、校核轴承负荷能力和进行校核校验等步骤，可以保证所选轴承能够满足所需的工作条件和负荷要求。

在实际工程中，校核计算是确保轴承性能和可靠性的重要环节，需要根据具体情况和所选轴承类型进行具体分析和计算。

轴承的强度校核计算公式
一、轴承用语：
1、轴承内圈：指轴承支撑轴线的内圈件；
2、轴承外圈：指用于支持轴承内圈的外圈件；
3、受力轴：指轴承承受外力的轴；
4、滚道：指轴承滚子在轴承内圈和外圈之间所形成的滚动轨道；
5、滚子：指轴承滚动元件；
6、衬套：指轴承内圈和外圈之间的填料：
二、轴承强度校核计算：
（1）轴承内圈和外圈在受力轴上受外力的最大拉伸应力σ1（N/mm2）：
σ1=（F1+F2）/（πD1）
其中，F1、F2为内圈和外圈所受力，D1为轴承内圈的直径；
（2）滚动轴承受力的滚子上的最大压应力σ2（N/mm2）：
σ2=（F1-F2）/（πR2）
其中，R2为轴承滚子的半径；
（3）轴承滚道的最大摩擦应力σ3（N/mm2）：
σ3=（F1-F2）/（π（D1+D2）/2）
其中，D2为轴承外圈的直径；
（4）衬套上的最大应力σ4（N/mm2）：
σ4=（F1+F2）/（π（D2-D1）/2）
（5）轴承受力的最大轴向应力σ5（N/mm2）：
σ5=（F1+F2）/ （πD2）
三、轴承强度校核：
1、轴承内圈和外圈的强度校核：应强度校核的内外圈应力σ1应≤轴承材料的抗拉强度σb；
2、滚子的强度校核：应强度校核的滚子应力σ2应≤轴承滚子材料的抗压强度σs；
3、滚道的强度校核：应强度校核的滚道应力σ3应≤轴承材料的抗摩擦强度σf；
4、衬套的强度校核：应强度校核的衬套应力σ4应≤衬套材料的抗压强度σc；
5、轴向应力的校核：应强度校核的轴向应力σ5应≤轴承材料的抗拉强度σb；
注：实际计算时，应考虑安全系数和轴承的容许变形等因素。

轴的校核计算过程例题
本文是关于轴的校核计算过程例题的介绍。

首先，要进行轴的校核计算，必须要先确定轴的设计参数，包括轴的外径、长度、承载能力等。

然后，要确定轴承的设计参数，以及支撑轴的架台形式等。

最后，根据设计参数，准备按照轴承校核规程进行校核，计算出轴承的承载能力。

下面给出一个具体的轴的校核计算过程的例子：
假设轴的直径为d = 80 mm，长度为L = 200mm，轴承参数为：轴承类型：角接触球轴承
轴承型号：6202
搭接形式：直线搭接
架台形式：滑动架台
此时，计算轴承承载能力可按照如下步骤进行：
1、根据轴承的设计参数，计算轴承的最大负荷：
Fmax = 0.19 × d2 × c × n × E （kN）
其中d为轴外径（mm），c为轴承的接触角，n为搭接形式，E为轴承的偏心度（mm）。

本例中，c=0.24，n=1，E=0.005，则本轴承的最大负荷为：Fmax = 0.19×802×0.24×1×0.005=24.096 kN
2、根据轴的设计参数及轴承的最大负荷，计算轴的校核承载能力：
Fsc = Fmax × k ×φ（kN）
其中k为架台的滑动系数，φ为轴的倾斜修正系数。

本例中，k=0.8，φ=1，则轴承的校核承载能力为：Fsc = 24.096×0.8×1=19.272 kN
以上就是本文关于轴的校核计算过程例题的介绍，通过本文的介绍，可以了解到，轴的校核计算要综合考虑轴的设计参数及轴承的设计参数，结合架台滑动系数与轴的倾斜修正系数，计算出轴承的校核承载能力。

1基本概念1.轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。

批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。

2.基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10(r)或L10h(h)表示。

3.基本额定动载荷(C)：基本额定寿命为一百万转(106)时轴承所能承受的恒定载荷。

即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106转而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。

基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。

4.基本额定静载荷(径向C0r，轴向C0a)：是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。

在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr(径向)或Ca(轴向)，满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r(径向)或C0a(轴向)和控制轴承磨损的极限转速N0。

各种轴承性能指标值C、C0、N0等可查有关手册。

2寿命校核计算公式滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图17-6，其曲线方程为PεL10=常数其中P-当量动载荷，N；L10-基本额定寿命，常以106r为单位(当寿命为一百万转时，L10=1)；ε-寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。

由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=1、可靠度为90%为依据的。

由此可得当轴承的当量动载荷为P时以转速为单位的基本额定寿命L10为Cε×1=Pε×L10L10=(C/P)ε106r (17.6)若轴承工作转速为n r/min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命h(17.7)应取L10≥Lh＇。

Lh＇为轴承的预期使用寿命。

通常参照机器大修期限的预期使用寿命。

若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命Lh＇，则可按下式求得相应的计算额定动载荷C＇，它与所选用轴承型号的C值必须满足下式要求N(17.8)3当量动载荷在实际工况中，滚动轴承常同时受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时将基本额定动载荷与实际载荷在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。

轴承选型校核
轴承是机械设备中不可或缺的元件之一，它们的选型和校核对于机械设备的运行稳定性和寿命有着至关重要的影响。

因此，轴承选型校核是一项非常重要的工作。

在轴承选型方面，需要考虑的因素有很多，比如受力情况、转速、轴承类型等。

其中，受力情况是影响轴承选型的关键因素之一。

受力情况包括轴向力、径向力、弯曲力、扭矩等，根据不同的受力情况选择适合的轴承类型，可以保证机械设备的正常运行。

在轴承校核方面，需要根据轴承的最大受力和最大转速等参数进行计算，以确定轴承的可靠性和寿命。

轴承校核需要考虑的因素包括轴承的负荷承受能力、轴承的刚度、轴承的转速和温度等。

通过对这些因素的综合分析，可以为轴承的选型和校核提供科学的依据。

为了保证轴承选型校核的准确性和可靠性，需要运用一些科学技术手段进行辅助分析，比如使用计算机模拟软件对轴承的受力情况进行分析，进而确定最佳的轴承选型和校核方案。

这些技术手段的应用不仅可以提高轴承选型校核的精度，还可以提高工作效率，减少人为失误的发生。

总之，轴承选型校核是机械设备设计和制造过程中的一项关键工作，选择适合的轴承类型和进行可靠的轴承校核可以为机械设备的正常运行提供保障。

在进行轴承选型校核时，需要充分考虑各种因素，并运用科学的技术手段进行辅助分析，以确保选型校核结果的准确性和可靠性。

序表 派生轴向力Fd计算步骤参数数值备注与图示轴向力Fae(N)(向左为正)400径向力Fre(N)900切向力Fte(N)2200表1 轴承预期计算寿命轮节圆d(mm)314距离a(mm)200距离b(mm)320左轴承径向力Fr1(N)1512.62右轴承径向力Fr2(N)875.66200Fa1=Fa2=Fa 轴承类型7000AC 左轴承派生轴向力Fd1(N)1028.58右轴承派生轴向力Fd2(N)595.45根据Fae判断被压紧轴承左侧轴承被压紧表2 径向动载荷系数X和轴左轴承轴向力Fa1(N)995.45右轴承轴向力Fa2(N)595.45轴承型号(查样本)7207C 基本额定静载荷C0(N)20000估算e值(首次取0.45)0.4在左侧填入数值估算左Fd1(N)605.05估算右Fd2(N)350.26根据Fae判断被压紧轴承右侧轴承被压紧右轴承轴向力Fa2(N)1005.05左轴承轴向力Fa1(N)605.05右轴承Fa2/C00.0503左轴承Fa1/C00.0303右轴承e20.4220左轴承e10.4013右轴承派生轴向力Fd2(N)369.51左轴承派生轴向力Fd1(N)607.01右轴承轴向力Fa2(N)1007.01左轴承轴向力Fa1(N)607.01轴承型号32206圆锥滚子轴承Y1值1.6圆锥滚子轴承左轴承派生轴向力Fd1(N)472.69调心滚子轴承右轴承派生轴向力Fd2(N)273.64调心球轴承根据Fae判断被压紧轴承左侧轴承被压紧已知条件轴承校核计算合集序：典型轴承模型受力分析说明：此模型广泛应用于齿轮或皮带/链传动。

(1)当为直齿轮或皮带/链轮时，轴向力Fae=0；(2)当为齿轮传动时，径向力Fre为齿轮的重力；当为皮带轮时，Fre为重力和预紧力的合力；(3)切向力Fte可以通过转矩T求得，T=Fte*d/2。

圆锥滚子轴承不经常使用的仪器间断使用轴承径向力每天8h运转两端为深沟球轴承时轴向力Fa(N)两端为7000C时的轴向力深沟球轴承角接触轴承两端为7000AC 或7000B时的轴向力24H连续运作机械轴承类型e平均值=0.4116两端为圆锥滚子轴承时的轴向力Fre Fae Fte a b d 将此值填入再次计算Fae Fae 面朝面安装背靠背安装12Y F F r d左轴承轴向力Fa1(N)673.64表3 轴承载荷系数fp 右轴承轴向力Fa2(N)273.64步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500表4 温度系数ft轴向载荷Fa(N)2500工作温度(℃)转速n(r/min)1250ft预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)50表5 NHK深沟球轴承样本轴承型号6310基本额定动载荷Cr(N)62000基本额定静载荷C0(N)38500相对轴向载荷Fa/C00.0649e值0.2649表2附1自动计算轴径载荷比Fa/Fr0.45对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 0.56表2轴向动载荷系数Y1.6338表2附1自动计算NHK圆锥滚子轴承样本载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4当量动载荷P(N)8597.30P=fp(XFr+YFa)指数ε3.00所需基本额定动载荷C61997.25C≤Cr 计算寿命Ls(h)5000.66Ls≥Lh NHK角接触球轴承样本步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500轴向载荷Fa(N)2500转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)30确定轴承类型圆锥滚子轴承(3系)轴承型号32206基本额定动载荷Cr(N)52000基本额定静载荷C0(N)60000圆锥滚子轴承e值0.38圆锥滚子轴承Y1值 1.6子轴承时的轴向力载荷性质将以上计算的Fr和Fa的较大值带入下方对应表格计算无/轻微冲击深沟球轴承(6系)校核计算中等或中等惯性冲已知条件强大冲击已知条件1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表52,计算当量动载荷P3，校核轴承额定动载荷或使用寿命轴承额定动载荷Cr满足要求寿命满足要求，可以使用校核基本额定动载荷C=校核寿命Lh，二者等效，校核其一即可圆锥滚子轴承(3系)或角接触球轴承(7系)校核计算1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表57系不用填若不合格则重新选择型号若不ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610相对轴向载荷Fa/C00.0417轴径载荷比Fa/Fr0.45系数e0.3800对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 0.4表2轴向动载荷系数Y1.6000载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4NHK圆柱滚子样本截图当量动载荷P(N)7440.00P=fp(XFr+YFa)指数ε3.33所需基本额定动载荷C44033.41C≤Cr 计算寿命Ls(h)8703.76Ls≥Lh 步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500此处只考虑轴向载荷转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)40载荷系数fp1.2表3温度系数ft 1表4当量动载荷P(N)6600.00P=fp*Fr 指数ε3.33所需基本额定动载荷C39061.90初选选择轴承型号N208基本额定动载荷Cr(N)43500基本额定静载荷C0(N)43000计算寿命Ls(h)7157.42Ls≥Lh步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500轴向载荷Fa(N)2500转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)50轴承型号基本额定动载荷Cr(N)基本额定静载荷C0(N)3,寿命计算寿命满足要求，可以使用2,计算当量动载荷P3，校核轴承额定动载荷或使用寿命轴承额定动载荷Cr满足要求寿命满足要求，可以使用校核基本额定动载荷C=校核寿命Lh，二者等效，校核其一即可圆柱滚子轴承(N系)选型计算已知条件1,计算轴承额定动载荷2,轴承选型查样本，如表5其他轴承校核计算已知条件1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表5不合格则重新选择型号若ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610相对轴向载荷Fa/C0#DIV/0!e值表2附1自动计算轴径载荷比Fa/Fr0.45对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 表2轴向动载荷系数Y表2载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4当量动载荷P(N)P=fp(XFr+YFa)指数ε球轴承 3.00所需基本额定动载荷C0.00C≤Cr 计算寿命Ls(h)#DIV/0!#DIV/0!附图1 双支点各单向固定附图1 一端固定一端游动说明：1，轴承类型的选择：a 载荷：滚子轴承用于较大载荷，球轴承用于中轻载荷；纯径向载荷一般用深沟球轴承、圆柱棍子轴承、滚针轴承；纯轴向载荷可选用推力轴承(较小的纯轴向载荷可选用推力球球轴承，较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承)；径向载荷+不大的轴向载荷可选用深沟球、角接触球(70000C\70000AC)、圆锥滚子(α=10~18°)；径向载荷+较大的轴向载荷可选用角接触球(70000AC/70000B)、圆锥滚子(α=27~30°)、向心轴承+推力轴承组合。

轴承型号的确定以及校核高速级：左轴承，先假设选用的轴承为圆锥滚子轴承30206 GB/T 297,左轴承受动载荷作用F w(;. = 234.8AT, = 91Q167V, F af. =70&87N,n =4465/7 min 厶=300x8x10=2400仇由《机械设计基础》P273,表16-2中的圆锥滚子轴承中的a 取值选a = 3(T o由《机械设计基础》P280 ,表16-11中X =0.4,y = 0.4cot 30° « 1.099,F r,. = 7^+^；/ = ^234.82 + 910.162 «939.96N ・P s =XF rf +YF a, =0.4x939.16+70&87x 1.09% 1154717V根据《机械设计基础》P279页，表13-8,表13-9,/ =l,/r =l.l,^ = y,C『左=1 • 1 x 1 ： 5471 %(60;；65 %2400()爲心883732N v43.5 &V 满足要求②根据轴承校核假设，可知右轴承受径向载荷作用,n = 446.5 r/minX/z = 300x8x 10 = 24000?巧〃=173524N,竹y =761.99N,F r!i =二 + 硝=J173524?+761.99? a 189517N,尸 _ 巴 _ 189517F *---------- 〜86222A^o心2Y 2x1.099P{ = XF山 + YF打=0.4x189517+86222x 1.099^ 170565N根据《机械设计基础》p279页，表13-8,表13・9,/ =l，/p =1.1，£ = 丁，=1」彳170"?x24000侖心1305382N v43.5 KN满足要求ri i i(y低速级：①左轴承，先假设选用的轴承为：深沟球轴承6009 GB/T 276, 左轴承受动载荷作用厶抵=7.68(W,£〃低=2.799N,“=49.63;7min 厶=300x8x10=24000?,由《机械设计基础》P280 ,表611中X = 0.56,r = 1,F r,. = +低=j7.68(f+2.799" a8.17创，巧P, = XF 董+ YF a/. =0.56x & 174+4.087x1 2 &66444V根据《机械设计基础》p279页,表13・8,表13-9, / =i,/p =i.u=3, = l.lx8.66444 60X49.63X240003 2824.64/V < 17 KN满足要求1 1 106②根据轴承校核假设，可知右轴承受径向载荷作用，49.63r/min,L/, =300x8x10=24000?n =&冲=L543N,F“, =4.250N,F访=、瞪右+础右=V1.5432+4.25tf «4.52N, F.=鱼=竺22.26N。