轴承计算中载荷系数怎么取

❶ 滚动轴承计算选型中 在选X、Y系数时，有个e值是什么，该如何选取

e值应该没有实际的意义，可能就是实验得出的一个临界值，至于如何选取，可以先根据算得的相对轴向载荷值查出对应的e值，然后再得出相应的X，Y值，对于表中没有列出的相对轴向载荷值，可按线性插值法求出相应的e、X、Y值。

❷ 轴承当量动载荷的计算方法

初步计算轴承当量动载荷：
当量动载荷：P=fP(XR+YA)(下表)
式中：fP--载荷系数X--径向载荷系数Y--轴向载荷系数(可暂选一近似中间值)表：径向载荷系数X和轴向载荷系数Y(摘自1989年轴承样本)
注：
1)C0是轴承基本额定静载荷；a是接触角。实用时，X、Y、e等值应按目前最新国标GB6391-1995查取。
2)表中括号内的系数Y、Y1、Y2和e的详值应查取手册，对不同型号的轴承，有不同的值。
3)深沟球轴承的X、Y值仅适用于0组游隙的轴承，对应其它游隙组的X、Y值可查取轴承手册。
4)对于深沟球轴承和角接触轴承，先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的e值，然后再得出相应的X、Y值。对于表中未列出的A/C0值可按线性插值法求出相应的e、X、Y值。
5)两套相同的角接触球轴承可在同一支点上“背对背”、“面对面”或“串联”安装作为一个整体使用，这种轴承可由生产厂选配组合成套提供，其基本额定动载荷及X、Y系数可查取轴承手册。

❸ 轴承载荷如何计算

C=(60nL/10^6)开ε次方再乘以P
C——动载荷
n——每分钟多少转
L——基本额定寿命
P——动载荷
ε——球轴承取3；滚子轴承取10/3

❹ 轴承当量动载荷与当量静载荷，如何确定 是不是轴承承载的重量的总和

轴承当量动载荷
滚动轴承的额定动载荷是在假定的运转条件下确定的。即对同心轴承是指内圈旋转、外圈静止时的径向载荷；对推力轴承是指中心轴向载荷；对向心推力轴承是指使轴承半圈滚道受载的载荷的径向分量。

如果作用轴承上的实际载荷与假定的条件不同，则必须把实际载荷转换为确定额定动载荷的运转条件相同的假定载荷。在此假定载荷的作用下，轴承的寿命和实际载荷条件下的寿命相同，因此把此假定载荷称为当量动载荷，用p表示。
滚动轴承的当量静载荷
额定静载荷是在假定的条件下确定的。对向心和向心推力轴承是假定内、外套仅有相对径向位移，即载荷参数T=0.5.对推力和美国timken轴承推力向心轴承是假定套圈仅有相对轴向位移，即载荷分布参数.如果美国timken轴承的实际载荷条件与确定额定静载荷的假定条件不同，则应将实际载荷换算为当量静载荷后才能与额定静载荷相比较。

当量静载荷为一假定载荷，在此载荷作用下，承受载荷最大的滚动体与滚道接触处总的塑性变形量，与实际载荷条件下的塑性变形量相同。对向心轴承，当量静载荷为径向载荷；对推力和推力向心轴承，为中小轴向载荷；对向心推力轴承，为使套圈滚道半圈受载荷的径向分量。

1、决定当量静载荷p0的方法

由载荷分布公式（2-84）可得在任意载荷作用下，向心推力轴承中最大的滚动体载荷。

QMAX—-轴承中最大滚动体载荷；

Fr—–实际作用于轴承上的径向载荷；

Jr(T)—-载荷分布的径向积分；

Ja(T)—-载荷分布的轴向积分；

T—-载荷分布参数；

z—滚动体数

a—接触角；

p0—-当量静载荷；

Jr（0.5）—-半圈滚道承受载荷时的径向积分。

❺ 轴承载荷系数是什么意思

因为使用而导致的磨损，滚子轴承的实际寿命比理论计算的额定寿命低，因此在理论计算滚子轴承的实际寿命中引入一个降低系数，降低系数的数值与轴承结构形式，滚子引导形式，接触类型等因素有关。这个降低系数就是轴承载荷系数。

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。
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

轴承载荷系数
实验数据表明滚子轴承的实际承载能力比理论计算的额定寿命低，因此在理论计算中引入一降低系数λ，降低系数的数值与轴承结构形式，滚子引导形式，接触类型等因素有关，λ<1。

轴承在使用中是对旋转的轴进行支撑的，轴可能受到径向或轴向载荷，这些载荷就会作用到轴承上，如减速器上的斜齿轮轴，在传动过程中会有轴向载荷产生，这时的轴承就会受到轴向载荷。
轴向指的是沿轴的轴线方向，径向与之垂直是沿轴的半径方向。所以轴承的轴向载荷是指在轴承的轴线方向上产生的载荷。通俗的讲就是会将轴承内圈推出外圈的力。轴承种类中按照承受轴向载荷能力的从小到大依次是：圆柱滚子轴承<球轴承<圆锥滚子轴承<端面轴承。其中圆柱滚子轴承是完全不承受轴向载荷的，端面轴承是专门承受轴向载荷的。
轴承静止时的载荷能力由允许的塑性变形量决定。滚动轴承中的塑性变形是不可避免的。如果限定允许的塑性变形量很小，则轴承的静载荷能力也很小；如果允许的塑性变形较大，则在滚道上产生的凹坑将使轴承在运转中噪声和振动增大、运转精度降低，影响轴承的正常工作。
长期的轴承使用经验表明，滚动轴承中，在承受载荷最大的滚动体与滚道接触点处，总的塑性变形量（滚道塑性变形加滚动体塑性变形）小于滚动体直径的万分之一时对进口轴承的正常运转没有多大的影响。把在这种塑性变形条件下确定的轴承静承载能力称为额定静载荷 ，一般用C0表示。
额定静载荷是在假定的载荷条件下决定的，对向心轴承，额定静载荷是指径向载荷，对向心推力轴承（角接触球轴承）是指使轴承中半圈滚道受载的载荷的径向分量，对推力轴承是指中心轴向载荷。

❻ 如何求滚动轴承的径向载荷和轴向载荷

当量动负荷：
P=Fr
当Fa/Fr小于等于e
时
P=XFr＋YFa
当Fa/Fr大于e
时
系数e、X和Y取决于f0Fa/C0的关系，其中f0为计算系数（轴承供应商提供的产品表里有），Fa为轴向负荷,C0为额定静负荷。
f0Fa/C0
e
X
Y
0.172
0.19
0.56
2.30
0.345
0.22
0.56
1.99
.
.
.
.
.
.
.
.
不少你具体算我再给你吧.
当量静负荷:
P0=0.6Fr+0.5Fa
如果P0小于Fr,应使用P0=Fr
以上都是深沟球的.
顺便问一下你是哪个城市的?

❼ 动载荷系数如何确定

载荷系数表示了实际作用于飞机重心处(坐标原点)除重力外的外力与飞机重力的关系。它是用比值的概念来表示的，为一相对值。就y方向而言，ny表示飞机升力是重力G(也即是平直飞行时的升力)的多少倍。

(7)轴承计算中载荷系数怎么取扩展阅读：

动载荷应用

在工程中，构件受动载荷作用的例子很多。例如，内燃机的连杆、机器的飞轮等，在工作时它们的每一微小部分都有相当大的加速度，因此是动载荷问题。

当发生碰撞时，载荷在极短的时间内作用在构件上，在构件中所引起的应力可能很大，而材料的强度性质也与静载荷作用时不同，这种应力称为冲击应力。

此外，当载荷作用在构件上时，如果载荷的大小经常作周期性的改变，材料的强度性质也将不同，这种载荷作用下的应力成为交变应力。

❽ 机械设备中的静载荷，动载荷应该怎么计算

动载荷计算：

1、物体一般加速度时的动荷问题

惯性力与动静法：做加速度运动物体的惯性力大小等于物体的质量m和加速度a的乘积，方向与a相反。假想在每一具有加速度的运动质点上加上惯性力，则物体（质点系）作用的原力系与惯性力系将组成平衡力系。这样就可以把动力问题形式上作为静力学问题来处理，这就是达朗伯原理。

2、冲击问题

工程上采用偏于保守的能量平衡方程来近似估算被冲击物与受冲击物所受冲击载荷与冲击应力。冲击系统能量平衡方程：

(8)轴承计算中载荷系数怎么取扩展阅读

机械设备可造成碰撞、夹击、剪切、卷入等多种伤害。其主要危险部位如下：

⑴、旋转部件和成切线运动部件间的咬合处，如动力传输皮带和皮带轮、链条和链轮、齿条和齿轮等。

⑵、旋转的轴，包括连接器、心轴、卡盘、丝杠和杆等。

⑶、旋转的凸块和孔处。含有凸块或空洞的旋转部件是很危险的，如风扇叶、凸轮、飞轮等。

⑷、对向旋转部件的咬合处，如齿轮、混合辊等。

⑸、旋转部件和固定部件的咬合处，如辐条手轮或飞轮和机床床身、旋转搅拌机和无防护开口外壳搅拌装置等。

⑹、接近类型，如锻锤的锤体、动力压力机的滑枕等。

⑺、通过类型，如金属刨床的工作台及其床身、剪切机的刀刃等。

⑻、单向滑动部件，如带锯边缘的齿、砂带磨光机的研磨颗粒、凸式运动带等。

⑼、旋转部件与滑动之间，如某些平板印刷机面上的机构、纺织机床等。

❾ 轴承如何选型在选用轴承时要考虑哪些因素如何计算

根据轴承所受轴向力的大小选型，无轴向力时，可选深沟球轴承、圆柱滚子轴承；有轴向力时，可选角接触球轴承、圆锥滚子轴承。
选用轴承时，要考虑轴承的极限转速和载荷系数。计算方法参阅《机械设计手册》。

❿ 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