軸承安全系數載荷如何校核

1. 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。

2. 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：

(2)軸承安全系數載荷如何校核擴展閱讀

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。

3. 滾動軸承的軸向載荷的確定方法有哪些

1、確定主機傳動系統作為外負荷的在圓周方向、徑向和軸向的分力；

2、將這些分力整列為平行於軸線方向和垂直於軸線方向的兩種力，即軸向力和向心力；

3、根據軸的支點平衡條件，求出各支點的支承反作用力，即軸承所受的外負荷；

4、根據支承所受向心力和軸向力的大小和比例，確定出適合於承受這種外力的軸承類型；

5、將這些外力按一定的規律，折算成施加於軸承的當量動負荷，以供進行軸承疲勞壽命計算的需要；

6、有時要將這些外力按另一種規律，折算成施加於軸承的當量靜負荷，藉以校核軸承是否發生永久變形。

軸向載荷的計算方法

公式法

第一種方法是直接寫出公式，此法在國內眾多文獻中可見到。
在一般計算中，如果Fa為軸線的方向，則軸承的軸向載荷可按下列兩式兩式算出，取其值較大者：
Fa1=S1
Fa1=S2+Fa
軸承的垂直軸線方向的軸向載荷可按下列兩式計算，取其數值較大者：
Fa2=S2
Fa2=S1一Fa
軸承上產生的對於與其配合軸承來說是一個外力，它和外加軸向載荷Fa同方向。文獻處理的方法的特點是比較簡單，但使用時必須注意向心推力軸承在軸上的安裝型式，型式不同時，軸承上的受力也不同。因此在計算軸向載荷時易發生錯誤

4. 關於機械設計軸的校核怎麼計算

軸的設計過程如下：
1.根據該軸所傳遞的功率，用公式T=9550*p/n算出傳遞的轉矩。
2.根據轉矩，利用扭轉切應力公式初步估算軸的直徑。
3.根據軸上的齒輪尺寸，所採取的裝配方案，選出軸承，並做好初步的結構設計。
4.現在開始對軸進行校核，如果是一般的轉軸，就用彎扭合成公式進行校核。如果是心軸，就用彎曲公式來校核，如果是傳動軸，一般不用校核。
5.利用機械零件強度理論對軸進行精確校核。確定各種影響系數。
最後如果強度滿足，一般不做修改，強度不滿足，重新設計即可。
公式的話，可以參考材料力學或者機械設計教材。

軸的材料一般選用40CR

5. 軸承校核是幹嘛

滾動軸承的校核計算
1基本概念
1.軸承壽命：軸承中任一元件出現疲勞剝落擴展跡象前運轉的總轉數或一定轉速下的工作小時數。
批量生產的元件，由於材料的不均勻性，導致軸承的壽命有很大的離散性，最長和最短的壽命可達幾十倍，必須採用統計的方法進行處理。
2.基本額定壽命：是指90%可靠度、常用材料和加工質量、常規運轉條件下的壽命，以符號L10(r)或L10h(h)表示。
3.基本額定動載荷(C)：基本額定壽命為一百萬轉(106)時軸承所能承受的恆定載荷。即在基本額定動載荷作用下，軸承可以工作106轉而不發生點蝕失效，其可靠度為90%。基本額定動載荷大，軸承抗疲勞的承載能力相應較強。
4.基本額定靜載荷(徑向C0r，軸向C0a)：是指軸承最大載荷滾動體與滾道接觸中心處引起以下接觸應力時所相當的假象徑向載荷或中心軸向靜載荷。
在設計中常用到滾動軸承的三個基本參數：滿足一定疲勞壽命要求的基本額定動載荷Cr(徑向)或Ca(軸向)，滿足一定靜強度要求的基本額定靜強度C0r(徑向)或C0a(軸向)和控制軸承磨損的極限轉速N0。各種軸承性能指標值C、C0、N0等可查有關手冊。
2壽命校核計算公式
滾動軸承的壽命隨載荷的增大而降低，壽命與載荷的關系曲線如圖17-6，其曲線方程為
PεL10=常數
其中P-當量動載荷，N；L10-基本額定壽命，常以106r為單位(當壽命為一百萬轉時，L10=1)；ε-壽命指數，球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3。
由手冊查得的基本額定動載荷C是以L10=1、可靠度為90%為依據的。由此可得當軸承的當量動載荷為P時以轉速為單位的基本額定壽命L10為
Cε×1=Pε×L10
L10=(C/P)ε106r (17.6)
若軸承工作轉速為n r/min，可求出以小時數為單位的基本額定壽命h(17.7)
應取L10≥Lh＇。Lh＇為軸承的預期使用壽命。通常參照機器大修期限的預期使用壽命。
若已知軸承的當量動載荷P和預期使用壽命Lh＇，則可按下式求得相應的計算額定動載荷C＇，它與所選用軸承型號的C值必須滿足下式要求N(17.8)
3當量動載荷
在實際工況中，滾動軸承常同時受徑向和軸向聯合載荷，為了計算軸承壽命時將基本額定動載荷與實際載荷在相同條件下比較，需將實際工作載荷轉化為當量動載荷。在當量動載荷作用下，軸承的壽命與實際聯合載荷下軸承的壽命相同。當量動載荷P的計算公式是
P=XFr+YFa
式中Fr-徑向載荷，N；Fa-軸向載荷，N；X，Y-徑向動載荷系數和軸向動載荷系數，由表17-7查取。
4角接觸軸承的載荷計算
對"3"、"7"類軸承，由於本身結構的特點，當有徑向力作用時會產生派生S，在計算時應考慮。
1.裝配形式必須成對安裝：正裝(或稱為"面對面")-兩支點距離較短；見圖17-7a。反裝(或成為"背靠背")-兩指點距離較長，適用於懸臂安裝傳動件的軸承，見圖17-7b。
2.軸承作用力在軸上的作用點
軸上支點是在滾動體與滾道接觸點法線與軸線交點上，見圖17-8。圖中的O，距外端面的距離為a，此值可查手冊。
3.軸向力的計算
分析角接觸軸承所受的軸向載荷要同時考慮由徑向力引起的附加軸向力和作用於軸上的其他工作軸向力，根據具體情況由力的平衡關系進行計算。
FR和FA分別為作用於軸上的徑向和軸向載荷，兩軸承的徑向反力為Fr1及Fr2，相應產生的附加軸向力則為Fs1和Fs2。作用於軸上的各軸向力如圖17-10。
根據軸的平衡關系按下列兩種情況分析軸承Ⅰ、Ⅱ所受的軸向力：
-如果FS1+FA>Fs2(圖17-11)，軸有向右移動的趨勢，使軸承Ⅱ"壓緊"，軸的右端將通過軸承Ⅱ受一平衡反力Fs2＇，由此可求出軸承Ⅱ的軸向力為
Fa2=Fs2+Fs2＇=Fs1+FA
因軸承Ⅰ只受附加軸向力，故
Fa1=FS1
-如果FS1+FAs2(圖17-12)，軸有向左移動的趨勢，使軸承Ⅰ"壓緊"，此時軸的左端將通過軸承Ⅰ受一平衡反力Fs1＇，由此可求出兩軸承上的軸向力分別為
Fa1=Fs1+FS1＇=Fs2-FA
Fa2=Fs2
計算角接觸軸承軸向力的方法可歸納如下：1)判明軸上全部軸向力(包括外載荷和軸承的附加軸向力)合力的指向，確定"壓緊"端軸承；2)"壓緊"端軸承的軸向力等於除本身的附加軸向力外其他所有軸向力的代數和；3)另一端軸承的軸向力等於它本身的附加軸向力。
5靜載荷及極限轉速計算公式
1.靜載荷計算
靜載荷是指軸承套圈相對轉速為零時作用在軸承上的載荷。為了限制滾動軸承在靜載荷作用下產生過大的接觸應力和永久變形，需進行靜載荷計算。按額定靜載荷選擇軸承，其基本公式為
C0≥C0＇=S0P0
式中C0-基本額定靜載荷，N；C0＇-計算額定靜載荷，N；P0-當量靜載荷，N；S0-安全系數。
靜止軸承、緩慢擺動或轉速極低的軸承，安全系數可參考表17-9選取。
若軸承轉速較低，對運轉精度和摩擦力矩要求不高時，允許有較大的接觸應力，可取S0<1。推力調心滾子軸承，不論是否旋轉，均應取S0≥4。
2.極限轉速
滾動軸承轉速過高時會使摩擦面間產生高溫，影響潤滑劑性能，破壞油膜，從而導致滾動體回火或元件膠合失效。
滾動軸承的極限轉速N0是指軸承在一定的工作條件下，達到所能承受最高熱平衡溫度時的轉速值。軸承的工作轉速應低於其極限轉速。
滾動軸承性能表中所給出的極限轉速值分別是在脂潤滑和油潤滑條件下確定的，且僅適用於0級公差、潤滑冷卻正常、與剛性軸承座和軸配合、軸承載荷P≤0.1C(C為軸承的基本額定動載荷，向心軸承只受徑向載荷，推力軸承只受軸向載荷)的軸承。
當滾動軸承載荷P>0.1C時，接觸應力將增大；軸承承受聯合載荷時，受載滾動體將增加，這都會增大軸承接觸表面間的摩擦，使潤滑狀態變壞。此時，極限轉速值應修正，實際許用轉速值可按下式計算
N=f1f2N0
式中N-實際許用轉速，r/min；N0-軸承的極限轉速，r/min；f1-載荷系數；f2-載荷分布系數。

6. 兩個單列的圓錐滾子軸承該怎麼校核

雙列和四列圓錐滾子軸承游隙已在產品出廠時依據用戶要求給定，不須校核。

圓錐滾子軸承主要承受以徑向為主的徑、軸向聯合載荷。軸承承載能力取決於外圈的滾道角度，角度越大承載能力越大。該類軸承屬分離型軸承，根據軸承中滾動體的列數分為單列、雙列和四列圓錐滾子軸承。單列圓錐滾子軸承游隙需用戶在安裝時調整；
圓錐滾子軸承有圓錐形內圈和外圈滾道，圓錐滾子排列在兩者之間。所有圓錐表面的投影線都在軸承軸線的同一點相聚。這種設計使圓錐滾子軸承特別適合承受復合（徑向與軸向）負荷。軸承的軸向負荷能力大部分是由接觸角α決定的；α角度越大，軸向負荷能力就越高。角度大小用計算系數e來表示；e值越大，接觸角度越大，軸承承受軸向負荷的適用性就越大。

7. 什麼是等量軸承靜載荷P0SKF的一個計算公式f1=0.001(P0/C0)0.33,0.33是前括弧的次方。

P0是軸承的當量靜載荷，與P當量動載荷相對應，
其實就是把徑向軸承受到的徑向載荷，軸向載荷和力矩都用一個徑向載荷來代替，推力軸承受到的徑向載荷，軸向載荷和力矩都用一個軸向載荷來代替。
算壽命的時候，球L10=(C/P)的3次方或圓柱L10=(C/P)的10/3次方，這個C/P的P就是當量動載荷。
就像軸承有額定靜載C0r和額定動載荷Cr一樣。
當量靜載荷主要是用來在靜載沖擊的情況下校核軸承的靜載安全系數的。

8. 軸承的計算公式

(一)滾動進口軸承疲勞壽命的校核計算一、基本額定壽命和基本額定動載荷
所謂NSK軸承壽命，對於單個滾動軸承來說，是指其中一個套圈或滾動體材料首次出現疲勞點蝕之前，一套圈相對於另一套圈所能運轉的轉數。
由於對同一批軸承(結構、尺寸、材料、熱處理以及加工等完全相同)，在完全相同的工作條件下進行壽命實驗，滾動軸承的疲勞壽命是相當離散的，所以只能用基本額定壽命作為選擇軸承的標准。
基本額定壽命：是指一批相同的NTN軸承，在相同條件下運轉，其中90%的軸承在發生疲勞點蝕以前能運轉的總轉數(以轉為單位)或在一定轉速下所能運轉的總工作小時數。
基本額定動載荷C：當軸承的基本額定壽命為轉時，軸承所能承受的載荷值。基本額定動載荷，對向心FAG軸承，指的是純徑向載荷，並稱為徑向基本額定動載荷，用表示；對推力軸承，指的是純軸向載荷，並稱為軸向基本額定動載荷，用表示；對角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，指的是使套圈間只產生純徑向位移的載荷的徑向分量。
不同型號的軸承有不同的基本額定動載荷值，它表徵了不同型號軸承承載能力的大小。二、滾動軸承疲勞壽命計算的基本公式 圖9-7nachi軸承的載荷-壽命曲線圖9-7是軸承的載荷-壽命曲線，它表示了載荷P與基本額定壽命之間的關系。此曲線用公式表示為：
(轉) (9-1)
式中：P 為當量動載荷(N)；
ε 為壽命指數，對於球軸承 ε ＝3；對於滾子軸承 ε ＝10/3。實際計算時，常用小時數表示軸承壽命為：
(h)(9-2)
式中：n為代表INA軸承的轉速(r/min)。
溫度的變化通常會對軸承元件材料產生影響，軸承硬度將要降低，承載能力下降。所以需引入溫度系數 ft (見表9-5)，對壽命計算公式進行修正：
(轉)(9-3)
(h)(9-4)表9-5溫度系數 ft軸承工作溫度(℃) ≤120 125 150 175 200 225 250 300 350
溫度系數ft 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.6 0.5 疲勞壽命校核計算應滿足的約束條件為
'
式中：' 為koyo軸承預期計算壽命，列於表9-6，可供參考。
如果當量動載荷P和轉速n已知，預期計算壽命' 也已被選定，則可從公式(9-5)中計算出軸承應具有的基本額定動載荷' 值，從而可根據' 值選用所需軸承的型號：
(9-5)表9-6推薦的timken軸承預期計算壽命機器類型 預期計算壽命 （h）
不經常使用的儀器或設備，如閘門開閉裝置等 300～3000
短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重後果，如手動機械等 3000～8000
間斷使用的機械，中斷使用後果嚴重，如發動機輔助設計、流水作業線自動傳送裝置、長降機、車間吊車、不常使用的機床等 8000～12000
每日8小時工作的機械（利用率較高），如一般的齒輪傳動、某些固定電動機等 12000～20000
每日8小時工作的機械（利用率不高），如金屬切削機床、連續使用的起重機、木材加工機械、印刷機械等 20000～30000
24小時連續工作的機械，如礦山升降機、紡織機械、泵、電機等 40000～60000
24小時連續工作的機械，中斷使用後果嚴重。如纖維生產或造紙設備、發電站主電機、礦井水泵、船舶漿軸等 100000～200000
三、滾動軸承的當量動載荷
滾動IKO軸承的基本額定動載荷對於向心軸承，是指內圈旋轉、外圈靜止時的徑向載荷，對向心推力軸承，是使滾道半圈受載的載荷的徑向分量。對於推力軸承，基本額定動載荷是中心軸向載荷。因此，必須將工作中的實際載荷換算為與基本額定動載荷條件相同的當量動載後才能進行計算。換算後的當量動載荷是一個假想的載荷，用符號表示。在當量動載荷作用下的軸承壽命與工作中的實際載荷作用下的壽命相等。在不變的徑向和軸向載荷作用下，當量動載荷的計算公式是：
(9-6a)
式中：為軸承所受的徑向載荷(N)，即軸承實際載荷的徑向分量；
為軸承所受的軸向載荷(N)，即軸承實際載荷的軸向分量；
為徑向載荷系數，將實際徑向載荷轉化為當量動載荷的修正系數，見表9-7；
為軸向載荷系數，將實際軸向載荷轉化為當量動載荷的修正系數，見表9-7。
對於只能承受純徑向載荷的向心圓柱滾子軸承、滾針軸承、螺旋滾子軸承：
＝(9-6b)
對於只能承受純軸向載荷的推力軸承：
＝(9-6c)
根據軸承的實際工作情況，還需引入載荷系數(表9-8)對其進行修正，修正後的當量動載荷應按下面的公式進行計算：
＝(＋)(9-7a)
＝ (9-7b)
＝ (9-7c)表9-8載荷系數 f p 載荷性質 f p 舉例
無沖擊或輕微沖擊 1.0～1.2 電機、汽輪機、通風機、水泵等
中等沖擊或中等慣性力 1.2～1.8 車輛、動力機械、起重機、造紙機、冶金機械、選礦機、卷揚機、機床等
強大沖擊 1.8～3.0 破碎機、軋鋼機、鑽探機、振動篩等 在表9-7中，e為軸向載荷影響系數或稱判別系數：
當時，表示軸向載荷的影響較大，計算當量動載荷時必須考慮的作用，此時：
＝(＋)
當時，表示軸向載荷的影響較小，計算當量動載荷時可忽略，此時：
＝注意：
1、在式9-7中，是軸承所受的徑向載荷，通常為軸承水平面徑向支反力與垂直面徑向支反力的矢量和；
2、對於深溝球軸承，其軸向載荷由外界作用在軸上的軸向力決定，所指向的軸承，其所承受的軸向力為外界作用在軸上的軸向力(＝)，另一軸承所承受的軸向力為零；對於角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，其軸向力由外界的總軸向作用力與各軸承因徑向載荷產生的派生軸向力S之間的平衡條件得出。
四、角接觸球軸承與圓錐滾子軸承的軸向載荷的計算。
角接觸球軸承和圓錐滾子軸承承受純徑向載荷時，要產生派生的軸向力，圖9-7所示為兩種不同安裝方式時，由純徑向載荷產生派生軸向力的情況。其中：
a)為正裝(或稱為"面對面"安裝，這種安裝方式可以使支點中心靠近)(圖9-8a)；
b)為反裝(或稱"背靠背"安裝，支點中心距離加長)(圖9-8b)。
安裝方式不同時，所產生的派生軸向力的方向也不同，但其方向總是由軸承寬度中點指向載荷中心的。 (a)正裝 (b)反裝圖9-8角接觸球軸承軸向載荷分析角接觸球軸承及圓錐滾子軸承的派生軸向力的大小按表9-9計算。但計算支反力時，若兩軸承支點間的距離不是很小，為簡便起見，可以軸承寬度中點作為支反力的作用點，這樣處理，誤差不大。表9-9約有半數滾動體接觸時派生軸向力S 的計算公式圓錐滾子軸承 角接觸球軸承
70000C(a =15°) 70000AC(a =25°) 70000B(a =40°)
S=Fr/(2Y)① S=0.5Fr S=0.7Fr S=1.1Fr 註：① Y 是對應於表9-7中Fa/Fr>e時的Y 值。
圖9-9所示為一成對安裝的向心角接觸軸承(可以是角接觸球軸承或圓錐滾子軸承)，及分別為作用於軸上的徑向外載荷及軸向外載荷。兩軸承所受的徑向載荷為及，相應的派生軸向力為及。 圖9-9向心角接觸軸承的軸向載荷取軸和軸承內圈為分離體，當軸處於平衡狀態時，應滿足：
+=
如果+>，如圖9-10所示，則軸有右移的趨勢，此時右邊軸承Ⅱ被"壓緊"，左邊軸承Ⅰ被"放鬆"。但實際上軸並沒有移動。因此，根據力的平衡關系，作用在軸承Ⅱ的外圈上的力應是＋'，且有：
+=＋'
故
' ＝+－ 圖9-10軸向力示意圖(S1+FA>S2時)作用在軸承Ⅱ上的總的軸向力為：
＝＋' ＝+(9-8a)
作用在軸承Ⅰ上的軸向力為(即軸承1隻受其自身的派生軸向力)：
=(9-8b)
如果+<(見圖9-11)。此時軸有左移的趨勢，軸承Ⅰ被"壓緊"，軸承Ⅱ被"放鬆"，為了保持軸的平衡，在軸承Ⅰ的外圈上必有一個平衡力' 作用，作與上述同樣的分析，得作用在軸承Ⅰ及軸承Ⅱ上的軸向力分別為： 圖9-11軸向力示意圖(S1+FA<S2時)＝－(9-9a)
＝(9-9b)
綜上可知，計算角接觸球軸承和圓錐滾子軸承所受軸向力的方法可歸結為：
(1) 根據軸承的安裝方式及軸承類型，確定軸承派生軸向力、的方向、大小；
(2) 確定軸上的軸向外載荷的方向、大小(即所有外部軸向載荷的代數和)；
(3) 判明軸上全部軸向載荷(包括外載荷和軸承的派生軸向載荷)的合力指向；根據軸承的安裝形式，找出被"壓緊"的軸承及被"放鬆"的軸承；
(4) 被"壓緊"軸承的軸向載荷等於除本身派生軸向載荷以外的其它所有軸向載荷的代數和(即另一個軸承的派生軸向載荷與外載荷的代數和)；
(5) 被"放鬆"軸承的軸向載荷等於軸承自身的派生軸向載荷。(二)極限轉速校核滾動軸承轉速過高，會使摩擦表面間產生很高的溫度，影響潤滑劑的性能，破壞油膜，從而導致滾動體回火或元件膠合失效。因此，對於高速滾動軸承，除應滿足疲勞壽命約束外，還應滿足轉速的約束，其約束條件為

式中：為滾動軸承的最大工作轉速；
為滾動軸承的極限轉速。滾動軸承的極限轉速值已列入軸承樣本中，在有關標准和手冊可以查到。但這個轉速是指負荷不太大（P≤0.1C，C為基本額定動載荷），冷卻條件正常，且軸承公差等級為0級時的最大允許轉速。當軸承在重負荷(P>0.1C)下工作時，接觸應力將增大；向心軸承受軸向力作用時，將使受載滾動體增加，增大軸承接觸表面間的摩擦，使潤滑態變壞。這時，要用負荷系數 f1 和負荷分布系數 f2 對手冊中的極限轉速值進行修正。這樣，滾動軸承極限轉速的約束條件為：
≤ f1f2
式中：f1、f2的值可從圖9-12中查得。 (a)載荷系數 (b)載荷分配系數圖9-12載荷系數和載荷分配系數(三)靜強度校核由於不轉動或轉速極低的軸承，其主要的失效形式是產生過大的塑性變形，因此，靜強度的校核的目的是要防止軸承元件產生過大的塑性變形。其約束強度條件為
或式中：
S0為軸承靜強度安全系數，其值見表9-10；為徑向額定靜載荷。它是在最大載荷滾動體與滾道接觸中心處，引起與下列計算接觸應力相當的徑向靜載荷：對調心球軸承為4600MPa；對所有其它的向心球軸承為4200MPa；對所有向心滾子軸承為4000MPa。對單列角接觸球軸承，其徑向額定靜載荷是指使軸承套圈間僅產生相對純徑向位移的載荷的徑向分量。為軸向額定靜載荷。它是在最大載荷滾動體與滾道接觸中心處，引起與下列計算接觸應力相當的中心軸向靜載荷：對推力球軸承為4200MPa；對所有推力滾子軸承為4000MPa。為徑向當量靜載荷。它是指最大載荷滾動體與滾道接觸中心處，引起與實際載荷條件下相同接觸應力的徑向靜載荷。為軸向當量靜載荷。它是指最大載荷滾動體與滾道接觸中心處，引起與實際載荷條件下相同接觸應力的軸向靜載荷。
、 可從有關設計手冊中查到。、可分別按下面的公式進行計算。(1)對深溝球軸承、角接觸球軸承、調心球軸承：


(取上兩式計算值較大者)(2)向心球軸承和0°的向心滾子軸承：
0°；；
(取上兩式計算值較大者)
a＝0°(且僅承受徑向載荷的向心滾子軸承)；(3)a＝90°的推力軸承：
＝(4)90°的推力軸承：
＝2.3tga＋對於雙向SKF軸承，此公式適用於徑向載荷與軸向載荷之比為任意值的情況。對於單向軸承，當/≤0.44ctga時，該公式是可靠的。當/大至0.67ctga時，該公式仍可給出滿意的值。式中：和分別為當量靜載荷的徑向載荷系數和軸向載荷系數，其值見表9-11。
為軸承徑向載荷即軸承實際載荷的徑向分量(N)；
為軸承軸向載荷即軸承實際載荷的軸向分量(N)；
a 為接觸角。表9-10靜載荷安全系數軸承使用性況 使用要求、負荷性質及使用場合
旋轉軸承 對旋轉精度和平穩性要求較高，或受強大沖擊負荷
一般情況
對旋轉精度和平穩性要求較低，沒有沖擊或振動 1.2～2.5
0.8～1.2
0.5～0.8
在工作載荷下基本不
旋轉或擺動軸承 水壩門裝置
吊橋
附加動載荷較小的大型起重機吊鉤
附加動載荷很大的小型裝卸起重機吊鉤 ≥1.0
≥1.5
≥1.0
≥1.6
各種使用場合下的推力調心滾子軸承 ≥2 表9-11系數和的值軸承類型 單列向心球軸承 雙列向心球軸承 0°的向心滾子軸承
② ①② ①
深溝球軸承 0.6 0.5 0.6 0.5 0.5 1 0.22ctga 0.44ctga
角接觸球軸承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
圓錐滾子軸承 0.5 0.22ctga 1 0.44ctga
調心球軸承(0°) 0.5 0.22ctga 1 0.44ctga 註：
①對於兩套相同的單列深溝球軸承以"背對背"或「面對面」安裝(成對安裝)在同一軸上作為一個支承整體運轉情況下，計算其徑向當量靜載荷時用雙列軸承的和值，以和為作用在該支承上的總載荷。
②對於中間接觸的值，用線性內插法求得。本文地址： http://www.nskfag.org/news/201012_32335.html

9. 怎麼校核推力圓柱滾子軸承呢

這個數據是最小軸向負荷，不是最大軸向負荷。