㈠ 面对面和背靠背角接触轴承轴承的区别
角接触轴承的安装方式对性能有着显著影响。"背靠背"安装，即两小端向内，是角接触轴承的反装形式，这种安装方式能承受最大的荷载和承载力矩，轴向定位效果最佳。相比之下，"面对面"安装，即两小端向外，虽然有轴向游隙，适用于荷载较小的情况，但通常不被广泛应用。
在实际应用中，背靠背安装是最常见的选择，因为它能保证更稳定的性能。如果需要计算径向载荷和轴向载荷，可以通过理论力学的方法来判断。具体来说，根据轴的运动趋势，可以区分"放松"端和"压紧"端。"放松端"的轴向力仅包括其本身的派生力，而"压紧端"的轴向力则包含了除本身派生力以外的其他所有轴向力的总和。
㈡ 怎样区分一对滚动轴承是正装还是反装，轴承是被压紧还是放松是
纠正一下前面兄弟说的，怕大家看到被误导。正装是向外凸的，反装向内凸的。
㈢ 怎样区分一对滚动轴承是正装还是反装，轴承是被压紧还是放松是
一、判断六类轴承正反装的方法：
1. 六类轴承的正装：面对面安装两轴承外圈的窄边相对，内部轴向力指向相对。正装时轴距短，轴承的接触角线朝回转轴线方向收敛，其地承角度刚性较小。由于轴承的内圈伸出外圈，当两轴承的外圈压紧到一起时，外圈的原始间隙消除，可以增加轴承的预加载荷。
2. 六类轴承的反装：背对背安装，两轴承外圈的宽边相对，内部轴向力指向相背。反装时跨距长，轴刚度小。反装时，轴承的接触角线沿回转轴线方向扩散，可增加其径向和轴向的支承角度刚性，抗变形能力达到上限。
二、正装和反装的刚度分析：
1. 当传动零件悬臂安装时，反装的轴系刚度比正装的轴系高，因为反装的轴承压力中心距离较大，使轴承的反力、变形及轴的最大弯矩和变形均小于正装。
2. 当传动零件介于两轴承中间时，正装使轴承压力中心距离减小而有助于提高轴的刚度，反装则相反。
三、轴承正反装的选择：
轴承的正装和反装应该根据传动零件（齿轮、蜗轮蜗杆）和轴的结构综合考虑。
㈣ 一个角接触轴承如果是反装的，它的压紧端和放松端的判断是不是和正装的时候相反
轴承正装，受派生轴向力及外加载荷大的被压紧，小的放松，轴承反装受派生轴向力大的放松，小的被压紧
㈤ 危险轴承的当量动载荷 轴承的额定寿命
轴承的当量动载荷：轴承大多承受径向负荷与轴向负荷的合成负荷，而且负荷条件多种多样，如大小变化等。因此，不可能将轴承的实际负荷与基本额定动载荷进行比较。于是，为了计算轴承寿命时在相同条件下比较，在进行寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷，用P表示。
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。
由于制造精度，材料均匀程度的差异，即使是同样材料，同样尺寸的同一批轴承，在同样的工作条件下使用，其寿命长短也不相同。若以统计寿命为1单位，最长的相对寿命为4单位，最短的为0.1-0.2单位，最长与最短寿命之比为20-40倍。
为确定轴承寿命的标准，把轴承寿命与可靠性联系起来。
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
为比较轴承抗点蚀的承载能力，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得径向分量
二、轴承寿命的计算公式：
洛阳轴承厂以208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)
把在实际条件下轴承上所承受的载荷: A、R ,转化为实验条件下的载荷称为当量动载荷，对轴承元件来讲这个载荷是变动的，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
L10×106=Lh×60n
所以
滚动轴承寿命计算分为：
1、已知轴承型号、载荷与轴的转速，计算Lh；
2、已知载荷、转速与预期寿命，计算C ，选取轴承型号。
通常取机器的中修或大修界限为轴承的设计寿命，一般取Lh'=5000，对于高温下工作的轴承应引入温度系数ft
Ct=ftC
t ≤120 125 150 200 300
ft 1 0.95 0.90 0.80 0.60
上两式变为：
对于向心轴承
对于推力轴承
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N0OOO、NU0OOO、NJ0OOO、NA0000只承受径向载荷：Pr＝Rfp
对于51000、52000只承受轴向载荷：Pa=Afp
对于其它类型轴承2OOOO、lOO00、20OOO、60000、70000、30000、29000
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--径向折算载荷系数
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
1．压力中心
外圈是反力作用线与轴心线交点
对于向力推力轴承
式中： Dm＝0.5(D十d)
对于跨度较大的轴，为简化计算假设压力中心在轴承宽度中心。
2．轴向载荷计算
首先介绍：轴承正装图13-13 b)，铀承反装图13-13a)
向心推力轴承承受径向载荷时,要产生派生轴向力S，
按表13-7计算：
70000C：S＝0.4R 70OOOAC：S＝0.7R 70OOOB：S＝R
30OOO：S＝R/(2Y)
图13--13所示为一对向心推力轴承支承的轴，其上作用载荷为 Fr、Fa
为计算出各轴承上的当量动载荷P必须首先求出R1、A1和R2、A2。根据Fr很容易求出R1、R2；而计算A1、A2时不仅考虑Fa，还应考虑派生轴向力 S1，S2
图b)示为正装,取轴、内圈和滚动体为分离体，在 Fr作用下，轴承外圈对分离体的支反力N分解为R、S
图S2和Fa同向
1）如果 Fa+S2=S1
为保持平衡 A1=Fa+S2 A2=S1
2）如果 Fa+S2＞S1时，则轴有向左窜动趋势；为保持平衡，轴承上必受轴承外圈一个平衡力Fb1
轴承1被压紧： A1=Fa+S2=S1+Fb1
轴承2被放松： A2=S1+Fb1-Fa=S2
3）如果 Fa+S2＜S1时，则轴有向右窜动趋势，轴承2被压紧，轴承1放松，为保持平衡，轴承2上受轴承外圈平衡力Fb2
被压紧轴承2：A2=S1-Fa=S2+Fb2
被放松轴承1：A1=Fa+S2+Fb2=S1
下面归纳30000、70000轴承计算轴向载荷A的方法：
(l)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，其它轴向力的代数和。
(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
1．当量静载荷P0
(l)6OOOO，30OOO，70OOO，l0OOO，200OOO
P0=X0R+Y0A
式中： X0、Y0 见表13-8
求取的P0如果P0＜R时，取P0＝R
(2)推力轴承
P0A=A+2.3tgα
2．S0--静强度的安全系数，表13-8
㈥ 轴承放松和压紧怎么判断
你好 轴向小，可以看轴向是否有窜动，可以打表测量，轴承太大，可以用塞尺塞外圈和滚子之间是否有间隙。