① 机械行业的设计结构上怎么进行计算和校核
不同的零件有不同的设计和校核方式，比如轴，主要校核强度和刚度，根据第三强度理论，有对应的公式，设计出来的肯定满足第三强度理论的强度要求，然后再计算挠度，转角，扭角，计算刚度是否满足要求，齿轮也有对应的计算公式，一般是第三强度理论设计计算，第四强度理论校核，轴承是校核计算静强度、动强度和寿命，这些公式都可以在机械设计手册或者厂家给的技术文献中查到，而对于箱体、支架这类非标零部件，外形复杂，传统方式很难计算，没有对应的计算公式，只能通过经验公式或者有限元分析的方式来校核计算，希望对你有帮助。
② 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
③ 轴承的计算公式
内径代号：一般情况下轴承内径用轴承内径代号（基本代号的后两位数）×5=内径(mm)，例：轴承6204的内径是04×5=20mm 。
常见特殊情况：
一 当轴承内径小于20mm
轴承内径尺寸为(mm)
10
12
15
17
对应内径代号为
00
01
02
03
二 当轴承内径小于10mm，直接用基本代号的最后一位表示轴承内径尺寸；例：轴承608Z，用基本代号‘608’的最后一位8作内径尺寸，轴承608Z的内径为8mm。以此类推627的内径为7mm，634的内径为4mm。
三 轴承的内径不是5的倍数或者大于等于500mm，内径代号用斜杠‘/’隔开。另一种情况：有部分滚针轴承旧代号内径代号直接用‘/’隔开。这几种情况‘/’后边的几位数值为轴承内径尺寸。见下表示例：
轴承型号
619/1.5
62/22
60/500
3519/1120
7943/25
内径尺寸(mm)
1.5
22
500
④ 轴承校核是干嘛
滚动轴承的校核计算
1基本概念
1.轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。
批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。
2.基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10(r)或L10h(h)表示。
3.基本额定动载荷(C)：基本额定寿命为一百万转(106)时轴承所能承受的恒定载荷。即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106转而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。
4.基本额定静载荷(径向C0r，轴向C0a)：是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。
在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr(径向)或Ca(轴向)，满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r(径向)或C0a(轴向)和控制轴承磨损的极限转速N0。各种轴承性能指标值C、C0、N0等可查有关手册。
2寿命校核计算公式
滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图17-6，其曲线方程为
PεL10=常数
其中P-当量动载荷，N；L10-基本额定寿命，常以106r为单位(当寿命为一百万转时，L10=1)；ε-寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=1、可靠度为90%为依据的。由此可得当轴承的当量动载荷为P时以转速为单位的基本额定寿命L10为
Cε×1=Pε×L10
L10=(C/P)ε106r (17.6)
若轴承工作转速为n r/min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命h(17.7)
应取L10≥Lh＇。Lh＇为轴承的预期使用寿命。通常参照机器大修期限的预期使用寿命。
若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命Lh＇，则可按下式求得相应的计算额定动载荷C＇，它与所选用轴承型号的C值必须满足下式要求N(17.8)
3当量动载荷
在实际工况中，滚动轴承常同时受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时将基本额定动载荷与实际载荷在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承的寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。当量动载荷P的计算公式是
P=XFr+YFa
式中Fr-径向载荷，N；Fa-轴向载荷，N；X，Y-径向动载荷系数和轴向动载荷系数，由表17-7查取。
4角接触轴承的载荷计算
对"3"、"7"类轴承，由于本身结构的特点，当有径向力作用时会产生派生S，在计算时应考虑。
1.装配形式必须成对安装：正装(或称为"面对面")-两支点距离较短；见图17-7a。反装(或成为"背靠背")-两指点距离较长，适用于悬臂安装传动件的轴承，见图17-7b。
2.轴承作用力在轴上的作用点
轴上支点是在滚动体与滚道接触点法线与轴线交点上，见图17-8。图中的O，距外端面的距离为a，此值可查手册。
3.轴向力的计算
分析角接触轴承所受的轴向载荷要同时考虑由径向力引起的附加轴向力和作用于轴上的其他工作轴向力，根据具体情况由力的平衡关系进行计算。
FR和FA分别为作用于轴上的径向和轴向载荷，两轴承的径向反力为Fr1及Fr2，相应产生的附加轴向力则为Fs1和Fs2。作用于轴上的各轴向力如图17-10。
根据轴的平衡关系按下列两种情况分析轴承Ⅰ、Ⅱ所受的轴向力：
-如果FS1+FA>Fs2(图17-11)，轴有向右移动的趋势，使轴承Ⅱ"压紧"，轴的右端将通过轴承Ⅱ受一平衡反力Fs2＇，由此可求出轴承Ⅱ的轴向力为
Fa2=Fs2+Fs2＇=Fs1+FA
因轴承Ⅰ只受附加轴向力，故
Fa1=FS1
-如果FS1+FAs2(图17-12)，轴有向左移动的趋势，使轴承Ⅰ"压紧"，此时轴的左端将通过轴承Ⅰ受一平衡反力Fs1＇，由此可求出两轴承上的轴向力分别为
Fa1=Fs1+FS1＇=Fs2-FA
Fa2=Fs2
计算角接触轴承轴向力的方法可归纳如下：1)判明轴上全部轴向力(包括外载荷和轴承的附加轴向力)合力的指向，确定"压紧"端轴承；2)"压紧"端轴承的轴向力等于除本身的附加轴向力外其他所有轴向力的代数和；3)另一端轴承的轴向力等于它本身的附加轴向力。
5静载荷及极限转速计算公式
1.静载荷计算
静载荷是指轴承套圈相对转速为零时作用在轴承上的载荷。为了限制滚动轴承在静载荷作用下产生过大的接触应力和永久变形，需进行静载荷计算。按额定静载荷选择轴承，其基本公式为
C0≥C0＇=S0P0
式中C0-基本额定静载荷，N；C0＇-计算额定静载荷，N；P0-当量静载荷，N；S0-安全系数。
静止轴承、缓慢摆动或转速极低的轴承，安全系数可参考表17-9选取。
若轴承转速较低，对运转精度和摩擦力矩要求不高时，允许有较大的接触应力，可取S0<1。推力调心滚子轴承，不论是否旋转，均应取S0≥4。
2.极限转速
滚动轴承转速过高时会使摩擦面间产生高温，影响润滑剂性能，破坏油膜，从而导致滚动体回火或元件胶合失效。
滚动轴承的极限转速N0是指轴承在一定的工作条件下，达到所能承受最高热平衡温度时的转速值。轴承的工作转速应低于其极限转速。
滚动轴承性能表中所给出的极限转速值分别是在脂润滑和油润滑条件下确定的，且仅适用于0级公差、润滑冷却正常、与刚性轴承座和轴配合、轴承载荷P≤0.1C(C为轴承的基本额定动载荷，向心轴承只受径向载荷，推力轴承只受轴向载荷)的轴承。
当滚动轴承载荷P>0.1C时，接触应力将增大；轴承承受联合载荷时，受载滚动体将增加，这都会增大轴承接触表面间的摩擦，使润滑状态变坏。此时，极限转速值应修正，实际许用转速值可按下式计算
N=f1f2N0
式中N-实际许用转速，r/min；N0-轴承的极限转速，r/min；f1-载荷系数；f2-载荷分布系数。
⑤ 两个单列的圆锥滚子轴承该怎么校核
双列和四列圆锥滚子轴承游隙已在产品出厂时依据用户要求给定，不须校核。
圆锥滚子轴承主要承受以径向为主的径、轴向联合载荷。轴承承载能力取决于外圈的滚道角度，角度越大承载能力越大。该类轴承属分离型轴承，根据轴承中滚动体的列数分为单列、双列和四列圆锥滚子轴承。单列圆锥滚子轴承游隙需用户在安装时调整；
圆锥滚子轴承有圆锥形内圈和外圈滚道，圆锥滚子排列在两者之间。所有圆锥表面的投影线都在轴承轴线的同一点相聚。这种设计使圆锥滚子轴承特别适合承受复合（径向与轴向）负荷。轴承的轴向负荷能力大部分是由接触角α决定的；α角度越大，轴向负荷能力就越高。角度大小用计算系数e来表示；e值越大，接触角度越大，轴承承受轴向负荷的适用性就越大。
⑥ 轴承的尺寸是怎么算的
第一个数字或第一个字母或字母组合表示轴承类型；可以在示意图中看到实际轴承类型。
后面两位数字确定ISO尺寸系列；第一位数字代表宽度或高度系列（分别是尺寸B、T或H），第二位数代表直径系列（尺寸D）。
基本型号的最后两位数字是轴承的尺寸代号；乘以5就能得出以毫米为单位的内径。
(6)轴承的校核怎么算扩展阅读：
在一些情况下，表示轴承类型的数字和/或表示尺寸系列的第一个数字被省略。这些数字在表中放在括号里。
对于内径小于等于10毫米或者大于等于500毫米的轴承，内径通常用毫米表示，不用代号。尺寸与轴承型号的其余部分用斜线分开，例如：618/8(d=8毫米)或511/530(d=530毫米)。
按照ISO15：1998内径为22、28或32毫米的标准轴承也适用该方法，例如62/22(d=22毫米)。
内径为10、12、15与17毫米的轴承有下列尺寸代号标志：00=10毫米01=12毫米；02=15毫米
03=17毫米；
对于一些内径小于10毫米的较小轴承，例如深沟、自调心与角接触球轴承，内径也用毫米来表示（不用代号），但是它与系列型号之间不用斜线分开，例如629或129(d=9毫米)。
偏离标准内径的轴承内径总是不用代号，而是用多达三位小数的毫米来表示。该内径标志是基本型号的一部分，它与基本型号之间用斜线分开，例如6202/15875(d=15875毫米＝5/8英寸)。