A. 軸承公式
內徑代號：一般情況下軸承內徑用軸承內徑代號（基本代號的後兩位數）×5=內徑(mm)，例：軸承6204的內徑是04×5=20mm 。
常見特殊情況：
一 當軸承內徑小於20mm
軸承內徑尺寸為(mm)
10
12
15
17
對應內徑代號為
00
01
02
03
二 當軸承內徑小於10mm，直接用基本代號的最後一位表示軸承內徑尺寸；例：軸承608Z，用基本代號『608』的最後一位8作內徑尺寸，軸承608Z的內徑為8mm。以此類推627的內徑為7mm，634的內徑為4mm。
三 軸承的內徑不是5的倍數或者大於等於500mm，內徑代號用斜杠『/』隔開。另一種情況：有部分滾針軸承舊代號內徑代號直接用『/』隔開。這幾種情況『/』後邊的幾位數值為軸承內徑尺寸。見下表示例：
軸承型號
619/1.5
62/22
60/500
3519/1120
7943/25
內徑尺寸(mm)
1.5
22
500
1120
25
以上是幾種軸承內徑常見的表示方法，國際上有些公司的代號都不盡相同；要以實際情況為准。具體要參考各種資料和各廠家樣本。
尺寸系列代號：用於表達相同內徑但外徑和寬度不同的軸承，見圖。
外徑系列代號：特輕(0,1),輕(2),中(3),重(4)
寬度系列代號：一般正常寬度為「0」,通常不標注。但對圓錐滾子軸承(7類)和調心滾子軸承(3類)等類型不能省略「0」
6010為輕薄系列，應用於輕載荷、高轉速；6210是輕型系列，輕型負荷轉速最合理，是應用面最廣的類型；6310是中重型系列；6410是重系列，用於重載低速。中型和中重型應用最廣，如各類機械傳動部件、中小型電動機、流水線傳送帶、摩托車等等各種機械設備幾乎都有用到這兩種類型。
類型代號：應記住常用的軸承代號：3,5,6,7,N五類，對應老代號為7，8，0，6，2類。詳細請見本站首頁產品分類.
公差等級代號見表:
向心軸承和角接觸球軸承分五級見下表（高→低） 新等級代號
P2
P4
P5
P6
P0
舊等級代號
B
C
D
E
G
圓錐滾子軸承分四級見下表（高→低） 新等級代號
P4
P5
P6x
P0
舊等級代號
C
D
Ex
G(E)
推力球軸承分四級見下表（高→低） 新等級代號
P4 P5 P6 P0
舊等級代號
C D E G
如需要較高公差級別的軸承，可根據GB307標准規定選用適合的公差等級軸承。
游隙代號：游隙代號分六級以/C1 /C2 /C3 /C4 /CM為代號，CM為電機用軸承游隙組，其他游隙組數值越大游隙就越大；C0為基礎組游隙不標注。選擇軸承游隙要充分考慮軸承安裝孔和軸承與軸的配合公差及溫度，詳請參考GB/T4604標准或咨詢本站。
代號方法示例：
例①6308 6--深溝球軸承，3--中系列，08--內徑d=40mm，公差等級「O」級、游隙組為「0」組都不標注；
例②N105/P5 N--圓柱滾子軸承，1--特輕系列，05--內徑d=20mm，公差等級為5級，游隙組為「0」組不標注；
例③7214C/P4 7--角接觸球軸承，2--輕系列，14--內徑d=70mm，C--公稱接觸角α=15°，P4--公差等級為4級，游隙組為「0」組；
例④30213 3--圓錐滾子軸承，0--正常寬度(0不可省略)，2--輕系列，13--內徑d=65mm，公差等級為0級，游隙組為「0」組；
B. 向心推力軸承的額定轉速
能承受,內經80mm的向心推力軸承最低的極限轉速是3200rpm.
C. 滾動軸承高速、中速、低速還有重載、輕載怎樣區分有一個具體的臨界值嗎
向心軸承徑向當量動載荷Pr與徑向額定動載荷Cr的比值
載荷大小 Pr/Cr
輕載荷 ≤0.07
正常載荷＞0.07～0.15
重載荷＞0.15
D. 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
E. 軸承的極限轉速是怎麼來的，具體的數據標準是通過計算得來的還是通過試驗得來的
極限轉速的高低與軸承的類型、尺寸、負荷、潤滑、精度、游隙、保持架及冷卻條件等多種因素有關。但是，最主要的因素是潤滑劑或軸承材料所容許的工作溫度。各種型號軸承的極限轉速列於《滾動軸承產品樣本》軸承尺寸與性能表中，它們分別是在脂潤滑和油潤滑（含油浴潤滑）的條件下確定的，其適用范圍為：
(1)標准（G）級公差軸承；
(2)向心軸承僅承受徑向負荷推力軸承僅承受軸向負荷；
(3)P<=0.1C(C為軸承的基本額定動負荷）；
(4)剛性的軸承座和軸；
(5)潤滑冷卻條件正常。
當軸承在P>=0.1C的負荷條件下運轉時，由於滾動體與滾道接觸表面間的接觸應力增大，致使軸承工作溫度升高，潤滑劑的性能相對惡化，因此，軸承的極限轉速將會相應降低。
對於C/p>=10的范圍，由於極限轉速降低很小，故可不予考慮，即按f1=1取值。
對於承受聯合負荷作用的向心軸承，由於其承受負荷的滾動體數量增多，摩擦阻力增加，發熱量升高，潤滑與冷卻條件變差，而且作用於保持架上的力也增大，因此，必須根據軸承類型和負荷角的大小，將軸承的極限轉速乘以一個降低系數f2加以調整。
如果所選取軸承的極限速度轉速不能滿足使用要求時，可採用某些改進技術措施予以提高，以達到較滿意的要求。如提高軸承公差差級；適當增大游隙；改用特殊材料和改進保持架的結構；改變潤滑方式，如採用油氣、油霧和噴射潤滑；改善冷卻條件等。
軸承的轉速主要受到軸承內部的摩擦發熱引起的溫升的限制，當轉速超過某一界限後，軸承會因燒傷等而不能繼續旋轉。 軸承的極限轉速是指不產生導致燒傷的摩擦發熱並可連續旋轉的界限值。 因此，軸承的極限轉速取決於軸承的類型、尺寸和精度以及潤滑方式、潤滑劑的質和量、保持架的材料和型式、負荷條件等各種因素。 各類軸承採用脂潤滑及油潤滑（油浴潤滑）時的極限轉速分別載於各軸承尺寸表，其數值表示標准設計的軸承在一般負荷條件（C/P>=13,Fa/Fr<=0.25左右）下旋轉時轉速的界限值。 另外，潤滑劑根據其種類和牌號的不同，也可能雖優於其他性能但不適用於高速旋轉。 極限轉速的修正 負荷條件C/P<13（即當量動負荷P超過基本額定動負荷C的8％左右），或承受的合成負荷中的軸向負荷超過徑向負荷的25％時，要用下式對極限轉速進行修正。 na=f1*f2*n 這里na：修正後的極限轉速，rpm f1：與負荷條件有關的修正系數（圖8.1) f2：與合成負荷有關的修正系數（圖8.2) n ：一般負荷條件下的極限轉速，rpm（參照軸承尺寸表） C ：基本額定動負荷，N{kgf} P ：當量動負荷，N{kgf} Fr：徑向負荷，N{kgf} Fa：軸向負荷，N{kgf} 帶密封圈球軸承的極限轉速 帶接觸式密封圈（RS型）球軸承的極限轉速受到密封圈接觸面線速度的限制，允許線速度取決於密封圈的橡膠材質。 高速旋轉注意事項 軸承在高速旋轉、尤其是轉速接近或超過尺寸表記載的極限轉速時，主要應該注意如下事項：
（1）使用精密軸承
（2）分析軸承內部游隙（考慮溫升產生的軸承內部游隙減少量）
（3）分析保持架的材料的型式（對於高速旋轉，適合採用銅合金或酚醛樹脂切制保持架。另外也有適用於高速旋轉的合成樹脂成型保持架）
（4）分析潤滑方式（採用適用於高速旋轉的循環潤滑、噴射潤滑、油霧潤滑和油氣潤滑等潤滑方式） 軸承的摩擦系數（參考） 為便於與滑動軸承比較，滾動軸承的摩擦力矩可按軸承內徑由下式計算： M=uPd/2 這里M：摩擦力矩，mN.m{kgf.mm} u：摩擦系數，表1 P：軸承負荷，N{kgf} d：軸承公稱內徑，mm 摩擦系數u受軸承型式、軸承負荷、轉速、潤滑方式等的影響較大，一般條件下穩定旋轉時的摩擦系數參考值如表1所示。 對於滑動軸承，一般u=0.01-0.02，有時也達0.1-0.2。
F. 軸承滾動體轉速計算公式
因材料不同， 軸承滾動體轉速計算公式無法確定。
一般來說，這極限速度由潤滑劑的運行溫度或軸承部件的材料來設定。達到極限運行溫度的速度取決於NSK軸承運行中產生的摩擦熱量（包括任何外來的熱量），以及可以從軸承上散發的熱量。滾動軸承轉速運行速度有一個極限。
軸承的種類和尺寸、內部設計、負荷、潤滑方式和冷卻條件、以及保持架設計、精確度和內部游隙等等，都會影響轉速能力的確定。
G. 自潤滑型向心關節軸承的最高轉速是多少
這註定是一個無法精確答復的問題。下面的回答是工程師考慮問題的一個思路，給關注此類問題者一個參考。一般來說，軸承是高度標准化的元件，按其參數表選擇就可以了。不排除一些非標的用法或非標的軸承，需要我們自己去標定，那就需要用到工程的方法去試驗。首先需要一系列的設定，比如溫升允許多少，溫度過高會喪失潤滑條件造成失效。自潤滑是個很含糊的說法，細分的話還有許多種類，比如粉末冶金含油軸承，塑料軸承，石墨軸承等，許用溫升都是不一樣的。接下來定義磨損標准，磨到多大間隙時算失效。做好邊界定義，下面就做試驗了，畫表格定義一系列的參數，多大載荷，多少轉速，按先前定義的標准，一組一組地試，最後就得到了你想要的結論。
H. 誰能告訴我怎麼學習軸承知識便捷的方法
1.問：滾動軸承由哪幾個基本部分組成？
答：由內圈、外圈、滾動體和保持架等四部分組成。滾動體是滾動軸承中的核心元件，它使相對運動表面間的滑動摩擦變為滾動摩擦。
2.問：常用的滾動體有哪些？
答：滾動體有球、圓柱滾子、滾針、圓錐滾子、球面滾子、非對稱球面滾子等幾種。
3.問：保持架的主要作用是什麼？
答：保持架的主要作用是均勻地隔開滾動體，使滾動體等距離分布並減少滾動體間的摩擦和磨損。如果沒有保持架，則相鄰滾動體轉動時將會由於接觸處產生較大的相對滑動速度而引起磨損。
4.問：按軸承所承受的外載荷不同，滾動軸承可以分為哪幾種？
答：可以概況地分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承三大類。
5.問：常用滾動軸承的類型有哪些？
答：調心球軸承、調心滾子軸承、推力調心滾子軸承、圓錐滾子軸承、大錐角圓錐滾子軸承、推力球軸承、雙向推力球軸承、深溝球軸承、角接觸球軸承、外圈無擋邊的圓柱滾子軸承、內圈無擋邊的圓柱滾子軸承、內圈有單擋邊的圓柱滾子軸承、滾針軸承、帶頂絲外球面球軸承等。
6.問：選擇滾動軸承類型時應考慮的主要因素有哪些？
答：1）軸承的載荷：軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據。2）軸承的轉速：在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發生什麼影響，只有在轉速較高時，才會有比較顯著的影響。3）軸承的調心性能；4）軸承的安裝和拆卸。
7.問：什麼是軸承的壽命？
答：單個軸承，其中一個套圈或滾動體材料首次出現疲勞擴展之前，一套圈相對於另一套圈的轉數稱為軸承的壽命。由於製造精度、材料的均質程度等的差異，即使是同樣的材料、同樣尺寸以及同一批生產出來的軸承，在完全相同的條件下工作，它們的壽命也會極不相同。
8.問：滾動軸承的失效形式主要有哪幾種？
答：主要有：點蝕、塑性變形、磨粒磨損、粘著磨損、銹蝕、軸承燒傷等。
9.問：什麼是軸承的基本額定壽命？
答：按一組軸承中10%的軸承發生點蝕破壞，而90%的軸承不發生點蝕破壞前的的轉數（以百萬轉為單位）或工作小時數作為軸承的壽命，並把這個壽命叫做基本額定壽命，以L10表示。
10.問：什麼是軸承的基本額定動載荷？
答：使軸承的基本額定壽命恰好為一百萬轉時，軸承所能承受的載荷值，稱為軸承的基本額定動載荷，用C表示。對向心軸承，指的是純徑向載荷，用Cr表示；對推力軸承，指的是純軸向載荷，用Ca表示。
11.問：什麼是軸承的當量動載荷？
答：滾動軸承若同時承受徑向和軸向聯合載荷，為了計算軸承壽命時在相同條件下比較，在進行壽命計算時，必須把實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷，用P表示。
12.問：滾動軸承為什麼要進行靜載荷計算？
答：靜載荷是指軸承套圈相對轉速為零或相對轉速極度低時，作用在軸承上的載荷。為了限制滾動軸承在靜載荷下產生過大的接觸應力和永久變形，需進行靜載荷計算。
13.問：滾動軸承壽命計算式中，為什麼球軸承的ε值低於滾子軸承的ε值？
答：因為滾子軸承理論上為線接觸，而球軸承為點接觸，前者承載能力較高，故ε值較大，軸承壽命較高。
14.問：什麼是滾動軸承的預緊？為什麼滾動軸承需要預緊？
答：所謂預緊，就是在安裝時用某種方法在軸承中產生並保持一軸向力，以消除軸承中的軸向游隙，並在滾動體和內、外圈接觸處產生初變形。通過預緊可以提高軸承的旋轉精度，增加軸承裝置的剛性，減小機器工作時軸的振動，常採用預緊的滾動軸承。
15.問：滾動軸承為什麼需要潤滑？常用潤滑方式有哪些？
答：潤滑對於滾動軸承具有重要意義，軸承中的潤滑劑不僅可以降低摩擦陰力，還可以起著散熱、減小接觸應力、吸收振動、防止銹蝕等作用。軸承常用的潤滑方式有兩種：油潤滑和脂潤滑。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。
16.問：滾動軸承採用油潤滑時，常用的潤滑方法有哪些？
答：油浴潤滑、滴油潤滑、飛濺潤滑、噴油潤滑、油霧潤滑等。
17.問：當滾動軸承採用脂潤滑時，裝脂量一般為多少？
答：滾動軸承的裝脂量一般為軸承內部空間的1/3～2/3。
18.問：滾動軸承為何需要採用密封裝置？常用密封裝置有哪些？
答：軸承的密封裝置是為了阻止灰塵、水、酸氣和其它雜物進入軸承，並阻止潤滑劑流失而設置的。密封裝置可分為接觸式及非接觸式兩大類。
19.問：軸上成對安裝的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，其軸上左右兩個支承上軸承所承受的總軸向力Fa是否就等於各自軸
答：Fa1與Fa2不一定分別等於Fd1和Fd2。因為需綜合考慮軸上的外加軸向載荷Fae、Fa1及Fa2的影響，再根據力系平衡條件，按「放鬆」或「壓緊」軸承分別計算。
20.問：30000型和70000型軸承常成對使用，這時，什麼是正安裝？什麼是反安裝？什麼叫「面對面」安裝？什麼叫「背靠
答：成對使用時，「面對面」安裝方式稱為正安裝，「背對背」安裝方式稱為反安裝。而「面對面」系指兩軸承外圈窄邊相對，而「背對背」系指兩軸承外圈寬邊相對。
21.問：軸承裝置設計中，常用的軸承配置方法有哪幾種？
答：1）雙支點單向固定；2）一支點雙向固定，另一端支點游動；3）兩端游動支承。
一、滾動軸承的基本額定動載荷C
軸承的壽命值與受載荷的大小有關，當軸承的基本額定壽命為106為轉時，軸承所能承受的載荷值稱為基本額定動載荷，用字母C表示。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。C值可查軸承手冊。
二、滾動軸承的當量動載荷P
當知道了軸承在基本額定動載荷C下所具有的基本額定壽命為106後，就可計算出軸承在實際載荷下所具有的實際基本額定壽命是多少了，但是這種計算顯然必須在實際載荷與基本額定動載荷之間具有相同的載荷條件下才能進行。為此必須將軸承工作中的實際載荷換算為與基本額定動載荷條件相同的載荷。
基本額定動載荷C的手冊值對應的載荷條件為：
對於向心軸承，是指內圈旋轉、外圈靜止時的徑向載荷，並稱為徑向基本額定動載荷，用Cr表示；
對角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，是套圈間只產生純徑向位移的載荷的徑向分量，用Cr表示；
對於推力軸承，是過軸承中心的純軸向載荷，並稱為軸向基本額定動載荷，用Ca表示。
換算後的載荷稱為當量動載荷，是一個假想載荷，符號為P。在當量動載荷P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。當量動載荷P的計算公式是：
P=fp(XFr+YFa)
式中：Fr為軸承所受的徑向載荷(N)，即軸承實際載荷的徑向分量；或
Fa為軸承所受的軸向載荷(N)，即軸承實際載荷的軸向分量；
X為徑向載荷系數，將實際徑向載荷轉化為當量動載荷的系數，見表3；
Y為軸向載荷系數，將實際軸向載荷轉化為當量動載荷的系數，見表3。
fP為載荷系數，考慮沖擊力、慣性力、軸與軸承座變形所產生的附載入荷的系數，見表4
對於只能承受純徑向載荷的向心圓柱滾子軸承、滾針軸承、螺旋滾子軸承以及 對於只能承受純軸向載荷的推力軸承，只要分別令式中的Fr或Fa為0，即可計算P。
I. 怎樣計算軸承的徑向載荷
徑向載荷主要承受徑向載荷的軸承稱為向心軸承。
這類軸承的公稱接觸角小於或等於45°。尺寸相同的滾子軸承比球軸承能承受的徑向載荷更大。
N型和NU型FAG圓柱滾子軸承只能承受徑向載荷，其他類型的向心軸承既可承受徑向載荷，也可承受軸向載荷。