轴承套圈的转速怎么求

⑴ 轴承的极限转速是怎么来的，具体的数据标准是通过计算得来的还是通过试验得来的

极限转速的高低与轴承的类型、尺寸、负荷、润滑、精度、游隙、保持架及冷却条件等多种因素有关。但是，最主要的因素是润滑剂或轴承材料所容许的工作温度。各种型号轴承的极限转速列于《滚动轴承产品样本》轴承尺寸与性能表中，它们分别是在脂润滑和油润滑（含油浴润滑）的条件下确定的，其适用范围为：

(1)标准（G）级公差轴承；
(2)向心轴承仅承受径向负荷推力轴承仅承受轴向负荷；
(3)P<=0.1C(C为轴承的基本额定动负荷）；
(4)刚性的轴承座和轴；
(5)润滑冷却条件正常。

当轴承在P>=0.1C的负荷条件下运转时，由于滚动体与滚道接触表面间的接触应力增大，致使轴承工作温度升高，润滑剂的性能相对恶化，因此，轴承的极限转速将会相应降低。
对于C/p>=10的范围，由于极限转速降低很小，故可不予考虑，即按f1=1取值。

对于承受联合负荷作用的向心轴承，由于其承受负荷的滚动体数量增多，摩擦阻力增加，发热量升高，润滑与冷却条件变差，而且作用于保持架上的力也增大，因此，必须根据轴承类型和负荷角的大小，将轴承的极限转速乘以一个降低系数f2加以调整。

如果所选取轴承的极限速度转速不能满足使用要求时，可采用某些改进技术措施予以提高，以达到较满意的要求。如提高轴承公差差级；适当增大游隙；改用特殊材料和改进保持架的结构；改变润滑方式，如采用油气、油雾和喷射润滑；改善冷却条件等。

轴承的转速主要受到轴承内部的摩擦发热引起的温升的限制，当转速超过某一界限后，轴承会因烧伤等而不能继续旋转。 轴承的极限转速是指不产生导致烧伤的摩擦发热并可连续旋转的界限值。 因此，轴承的极限转速取决于轴承的类型、尺寸和精度以及润滑方式、润滑剂的质和量、保持架的材料和型式、负荷条件等各种因素。 各类轴承采用脂润滑及油润滑（油浴润滑）时的极限转速分别载于各轴承尺寸表，其数值表示标准设计的轴承在一般负荷条件（C/P>=13,Fa/Fr<=0.25左右）下旋转时转速的界限值。 另外，润滑剂根据其种类和牌号的不同，也可能虽优于其他性能但不适用于高速旋转。 极限转速的修正 负荷条件C/P<13（即当量动负荷P超过基本额定动负荷C的8％左右），或承受的合成负荷中的轴向负荷超过径向负荷的25％时，要用下式对极限转速进行修正。 na=f1*f2*n 这里na：修正后的极限转速，rpm f1：与负荷条件有关的修正系数（图8.1) f2：与合成负荷有关的修正系数（图8.2) n ：一般负荷条件下的极限转速，rpm（参照轴承尺寸表） C ：基本额定动负荷，N{kgf} P ：当量动负荷，N{kgf} Fr：径向负荷，N{kgf} Fa：轴向负荷，N{kgf} 带密封圈球轴承的极限转速 带接触式密封圈（RS型）球轴承的极限转速受到密封圈接触面线速度的限制，允许线速度取决于密封圈的橡胶材质。 高速旋转注意事项 轴承在高速旋转、尤其是转速接近或超过尺寸表记载的极限转速时，主要应该注意如下事项：
（1）使用精密轴承
（2）分析轴承内部游隙（考虑温升产生的轴承内部游隙减少量）
（3）分析保持架的材料的型式（对于高速旋转，适合采用铜合金或酚醛树脂切制保持架。另外也有适用于高速旋转的合成树脂成型保持架）
（4）分析润滑方式（采用适用于高速旋转的循环润滑、喷射润滑、油雾润滑和油气润滑等润滑方式） 轴承的摩擦系数（参考） 为便于与滑动轴承比较，滚动轴承的摩擦力矩可按轴承内径由下式计算： M=uPd/2 这里M：摩擦力矩，mN.m{kgf.mm} u：摩擦系数，表1 P：轴承负荷，N{kgf} d：轴承公称内径，mm 摩擦系数u受轴承型式、轴承负荷、转速、润滑方式等的影响较大，一般条件下稳定旋转时的摩擦系数参考值如表1所示。 对于滑动轴承，一般u=0.01-0.02，有时也达0.1-0.2。

⑵ 轴承套圈沟道磨削时砂轮与工件的转速比多少最佳

这个用些专业的啦，不同的设备，加工工艺，原材料都是不一样的啊
只要能到达工艺的要求就可以的，这个都是工艺工程师长期实践摸索出来的。
工件的转速一般都是由变频器控制电机的，采用无极调速机构控制。可以多做实验积累经验。

⑶ 轴承是它的转速是多少

轴承的极限转速是指不产生导致烧伤的摩擦发热并可连续旋转的界限值。

轴承钢的特点：

1、接触疲劳强度

轴承在周期负荷的作用下，接触外表很轻易发作疲惫破坏，即涌现龟裂剥落，这是轴承的重要破坏情势。因而，为了进步轴承的运用寿命，轴承钢必需具备很高的接触疲惫强度。

2、耐磨性能

轴承任务时，套圈、滚动体和维持架之间不只发作滚动摩擦，而且也会发作滑动摩擦，从而使轴承零件一直地磨损。为了增加轴承零件的磨损，维持轴承精度稳固性，延伸运用寿命，轴承钢应有很好的耐磨性能。

3、硬度

硬度是轴承质量的重要质量之一，对接触疲惫强度、耐磨性、弹性极限都有间接的影响。轴承钢在运用状况下的硬度个别要到达HRC61~65，能力使轴承取得较高的接触疲惫强度和耐磨性能。

(3)轴承套圈的转速怎么求扩展阅读：

用途：

1、润滑

滚动轴承的润滑目有减少轴承内部摩擦及磨损，防止烧粘；延长其使用寿命；排出摩擦热、冷却，防止轴承过热，防止润滑油自身老化；也有防止异物侵入轴承内部，或防止生锈、腐蚀之效果。

2、润滑方法

轴承的润滑方法，分为脂润滑和油润滑。为了使轴承很好地发挥机能，首先，要选择适合使用条件、使用目的的润滑方法。

若只考虑润滑，油润滑的润滑性占优势。但是，脂润滑油可以简化轴承周围结构的特长，将脂润滑和油润滑的利弊比较。润滑时要特别注意用量，不管是油润滑还是脂润滑，量太少润滑不充分影响轴承寿命，量太多会产生大的阻力，影响转速。

3、密封

轴承的密封可分为自带密封和外加密封两类。所谓轴承自带密封就是把轴承本身制造成具有密封性能装置的。如轴承带防尘盖、密封圈等。

⑷ 轴承都分什么级别 没级别转速大约是多少

轴承按照精度等级分为P0级、P6级、P5级、P4级、P2级五个等级。精度从0级起依次提高，对于一般用途0级已足够，但在用于特殊条件或场合时，需要5级或更高的精度。

每一级别的转速没有固定的数据，不同类型、不同型号的轴承转速是不一样的。轴承的转速取决于轴承的结构型式、尺寸和精度、润滑方式、润滑剂的质和量、保持架的材料和型式以及负荷条件等各种因素。

(4)轴承套圈的转速怎么求扩展阅读：

轴承的分类与用途：

一、角接触球轴承

套圈与球之间有接触角，标准的接触角为15°、30°和40°，接触角越大轴向负荷能力也越大，接触角越小则越有利于高速旋转，单列轴承可承受径向负荷与单向轴向负荷。结构上为背面组合的两个单列角接触球轴承共用内圈与外圈，可承受径向负荷与双向轴向负荷。

主要用途：

单列：机床主轴、高频马达、燃汽轮机、离心分离机、小型汽车前轮、差速器小齿轮轴。

双列：油泵、罗茨鼓风机、空气压缩机、各类变速器、燃料喷射泵、印刷机械。

二、调心球轴承

双排钢珠，外圈滚道为内球面型，因此可自动调整因轴或外壳的挠曲或不同心引起的轴心不正，圆锥孔轴承通过使用紧固件可方便地安装在轴上，主要承受径向载荷。

主要用途：木工机械、纺织机械传动轴、立式带座调心轴承。

三、调心滚子轴承

该类轴承在球面滚道外圈与双滚道内圈之间装有球面滚子，按内部结构的不同，分为R、RH、RHA和SR四种型式，由于外圈滚道的圆弧中心与轴承中心一致，具有调心性能，因此可自动调整因轴或外壳的挠曲或不同心引起的轴心不正，可承受径向负荷与双向轴向负荷。

主要用途：造纸机械、减速装置、铁路车辆车轴、轧钢机齿轮箱座、轧钢机辊道子、破碎机、振动筛、印刷机械、木工机械、各类产业用减速机、立式带座调心轴承。

四、推力调心滚子轴承

该类轴承中球面滚子倾斜排列，由于座圈滚道面呈球面，具有调心性能，因此可允许轴有若干倾斜，轴向负荷能力非常大，在承受轴向负荷的同时还可承受若干径向负荷，使用时一般采用油润滑。

主要用途：水力发电机、立式电动机、船舶用螺旋桨轴、轧钢机轧制螺杆用减速机、塔吊、碾煤机、挤压机、成形机。

五、圆锥滚子轴承

该类轴承装有圆台形滚子，滚子由内圈大挡边引导，设计上使得内圈滚道面、外圈滚道面以及滚子滚动面的各圆锥面的顶点相交于轴承中心线上的一点。单列轴承可承受径向负荷与单向轴向负荷，双列轴承可承受径向负荷与双向轴向负荷，适用于承受重负荷与冲击负荷。

主要用途：汽车：前轮、后轮、变速器、差速器小齿轮轴。机床主轴、建筑机械、大型农业机械、铁路车辆齿轮减速装置、轧钢机辊颈及减速装置。

⑸ 计算轴承寿命时有一个公式设计到寿命系数和转速系数

一、额定寿命与额定动载荷

1、轴承寿命

在一定载荷作用下，轴承在出现点蚀前所经历的转数或小时数，称为轴承寿命。

2、额定寿命

同样规格（型号、材料、工艺）的一批轴承，在同样的工作条件下使用，90%的轴承不产生点蚀，所经历的转数或小时数称为轴承额定寿命。

3、基本额定动载荷

规定轴承的额定寿命为一百万转（106）时，所能承受的最大载荷为基本额定动载荷，以C表示。

也就是轴承在额定动载荷C作用下，这种轴承工作一百万转（106）而不发生点蚀失效的可靠度为90%，C越大承载能力越高。

对于基本额定动载荷：

（1）向心轴承是指纯径向载荷

（2）推力球轴承是指纯轴向载荷

（3）向心推力轴承是指产生纯径向位移的径向分量

二、轴承寿命的计算公式

轴承厂轴承为对象，进行大量的试验研究，建立了载荷与寿命的数字关系式和曲线。

式中：

L10--轴承载荷为P时，所具有的基本额定寿命(106转)

C--基本额定动载荷 N

ε--指数。对球轴承：ε=3。对滚子轴承：ε= 10/3

P--当量动载荷(N)

实验研究时，轴承寿命用106转为单位比较方便(记数器)，但在实际生产中一般寿命用小时表示，为此须进行转换。所以：

其中：ft为温度系数，n为轴承的转速

温度系数ft表

t ≤120 125 150 200 300
ft 1 0.95 0.90 0.80 0.60

三、当量动载荷P的计算

在实际生产中轴承的工作条件是多种多样的，为此，要把实际工作条件下的载荷折算为假想寿命相同的实验载荷--当量载荷。

对于只承受径向载荷：

P＝Rfp

对于只承受轴向载荷：

P=Afp

对于其它类型轴承：

Pr=fp (XR+YA)

式中：

R--轴承实际上承受的径向载荷

A--轴承实际上承受的轴向载荷

X--向折算载荷系数

Y--轴向折算载荷系数

fp--载荷系数，考虑载荷和应力的变化、机器惯性等

四、向心推力轴承轴向载荷的计算

向心推力轴承承受径向载荷时，要产生派生轴向力S。轴承不同，其计算公式不同。

派生轴向力S作用在轴上的方向是指向轴承的大端。

向心推力轴承轴承计算轴向载荷A的方法：

(1)根据轴承安装结构，先判明轴上全部轴向力合力的指向，分清被压紧和放松轴承，合力由面指向背的轴承被压紧。

(2)被压紧轴承，轴向力A等于除本身派生轴向力外，其它轴向力的矢量和。

(3)被放松轴承，轴向力A等于它本身派生轴向力。

五、滚动轴承的静载荷

对于转速低或基本不旋转的轴承，滚动接触面上由于接触应力过大，而产生永久的过大凹坑，称为塑性变形，导致冲击振动。为此，应按静强度选择轴承尺寸，同样用额定静载荷表征轴承抵抗塑性变形的能力。

额定静载荷：规范上规定使受载最大滚动体与较弱的套圈滚道上产生永久变形量之和，等于滚动体直径的万分之一时的载荷，作为额定静载荷以C0示之。

手册上列出了各类各型号轴承的C0 值。

静强度计算：

C0≥S0P0

式中：

P0--当量静载荷

S0--静强度的安全系数

⑹ 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

⑺ 轴承滚动体转速计算公式

因材料不同， 轴承滚动体转速计算公式无法确定。
一般来说，这极限速度由润滑剂的运行温度或轴承部件的材料来设定。达到极限运行温度的速度取决于NSK轴承运行中产生的摩擦热量（包括任何外来的热量），以及可以从轴承上散发的热量。滚动轴承转速运行速度有一个极限。
轴承的种类和尺寸、内部设计、负荷、润滑方式和冷却条件、以及保持架设计、精确度和内部游隙等等，都会影响转速能力的确定。