⑴ 普通直線導軌的摩擦系數大概是多少，要實際的，別太理想化的。
直線導軌摩擦系數理論上在0.01至0.02之間，但實際應用中由於安裝平行度，為消除間隙採取的預緊，回珠器曲線失真（在高速時體現），內外滾道一致性等因素不可控性太強。常常大於理論值很多。建議按照0.15核算。
計算公式：
對於使用滾柱的直線滾動導軌，額定壽命為：
直線導軌摩擦系數的計算式中
L：額定壽命．km；
C：基本額定動負荷，kN；
PC：計算負荷，LN；
FH：硬度系數；
FT：溫度系數；
FC：接觸系數，
FW：負荷系數。
由上述兩式可以看出，直線滾動導軌的額定壽命受硬度系數fH、溫度系數fT、接觸系數fC、負荷系數fW的直接影響。
硬度系數
為了充分發揮直線滾動導軌的優良性能，與鋼珠或滾柱相接觸的導軌表面從表面到適當的深度應具有HRC58～64的硬度。如果因某種原因達不到所要求的硬度，會導致壽命縮短。計算時要將基本額定動負荷C乘以硬度系數fH。
溫度系數
直線滾動導軌的工作溫度超過100℃時，導軌表面的硬度就會下降，與在常溫下使用相比，壽命會縮短，計算時要將基本額定動負荷C乘以溫度系數fT。
同時，在高溫下運行時，還應考慮材料產生的尺寸改變及潤滑方式的不同。
負荷系數
在計算作用於直線滾動導軌上負荷時，必須正確地計算出因物體重量而產生的負荷，包括因運動速度變化而產生的慣性負荷和由於懸重部分而造成的力矩負荷。另外，機床在作往復運動時，常常伴隨著振動和沖擊，特別是在高速運動時產生的振動及正常工作時因反復起動、停止等操作而產生的沖擊等，往往很難正確地計算出來。因此，進行壽命計算時應將基本額定動負荷C乘以表2所示經驗負荷系數fw。
接觸系數
大多數情況下，為實現直線運動，至少要在導軌上安裝兩個以上的滾動滑塊。然而施加在各個滑塊上的負荷受安裝精度和滑塊自身精度的影響，不一定象計算值那麼完全均等。因此，進行壽命計算時應將基本額定動負荷C乘以表1所示的接觸系數fC。
⑵ 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
⑶ 計算軸承壽命時有一個公式設計到壽命系數和轉速系數
一、額定壽命與額定動載荷
1、軸承壽命
在一定載荷作用下，軸承在出現點蝕前所經歷的轉數或小時數，稱為軸承壽命。
2、額定壽命
同樣規格（型號、材料、工藝）的一批軸承，在同樣的工作條件下使用，90%的軸承不產生點蝕，所經歷的轉數或小時數稱為軸承額定壽命。
3、基本額定動載荷
規定軸承的額定壽命為一百萬轉（106）時，所能承受的最大載荷為基本額定動載荷，以C表示。
也就是軸承在額定動載荷C作用下，這種軸承工作一百萬轉（106）而不發生點蝕失效的可靠度為90%，C越大承載能力越高。
對於基本額定動載荷：
（1）向心軸承是指純徑向載荷
（2）推力球軸承是指純軸向載荷
（3）向心推力軸承是指產生純徑向位移的徑向分量
二、軸承壽命的計算公式
軸承廠軸承為對象，進行大量的試驗研究，建立了載荷與壽命的數字關系式和曲線。
式中：
L10--軸承載荷為P時，所具有的基本額定壽命(106轉)
C--基本額定動載荷 N
ε--指數。對球軸承：ε=3。對滾子軸承：ε= 10/3
P--當量動載荷(N)
實驗研究時，軸承壽命用106轉為單位比較方便(記數器)，但在實際生產中一般壽命用小時表示，為此須進行轉換。所以：
其中：ft為溫度系數，n為軸承的轉速
溫度系數ft表
t ≤120 125 150 200 300
ft 1 0.95 0.90 0.80 0.60
三、當量動載荷P的計算
在實際生產中軸承的工作條件是多種多樣的，為此，要把實際工作條件下的載荷折算為假想壽命相同的實驗載荷--當量載荷。
對於只承受徑向載荷：
P＝Rfp
對於只承受軸向載荷：
P=Afp
對於其它類型軸承：
Pr=fp (XR+YA)
式中：
R--軸承實際上承受的徑向載荷
A--軸承實際上承受的軸向載荷
X--向折算載荷系數
Y--軸向折算載荷系數
fp--載荷系數，考慮載荷和應力的變化、機器慣性等
四、向心推力軸承軸向載荷的計算
向心推力軸承承受徑向載荷時，要產生派生軸向力S。軸承不同，其計算公式不同。
派生軸向力S作用在軸上的方向是指向軸承的大端。
向心推力軸承軸承計算軸向載荷A的方法：
(1)根據軸承安裝結構，先判明軸上全部軸向力合力的指向，分清被壓緊和放鬆軸承，合力由面指向背的軸承被壓緊。
(2)被壓緊軸承，軸向力A等於除本身派生軸向力外，其它軸向力的矢量和。
(3)被放鬆軸承，軸向力A等於它本身派生軸向力。
五、滾動軸承的靜載荷
對於轉速低或基本不旋轉的軸承，滾動接觸面上由於接觸應力過大，而產生永久的過大凹坑，稱為塑性變形，導致沖擊振動。為此，應按靜強度選擇軸承尺寸，同樣用額定靜載荷表徵軸承抵抗塑性變形的能力。
額定靜載荷：規范上規定使受載最大滾動體與較弱的套圈滾道上產生永久變形量之和，等於滾動體直徑的萬分之一時的載荷，作為額定靜載荷以C0示之。
手冊上列出了各類各型號軸承的C0 值。
靜強度計算：
C0≥S0P0
式中：
P0--當量靜載荷
S0--靜強度的安全系數
⑷ 關於機械設計製造的題目 求解答
球軸承的壽命計算公式
Lh=((10^6)/(60n))*((fT*C)/(fP*P))^E
=40608
Lh：軸承的壽命
C：額定動載荷
P：當量動載荷，這里取徑向載荷
fT：溫度系數,這里取1
fP:載荷系數，無沖擊，這里選1
E：對於球軸承為3
能滿足要求
⑸ 滾動軸承的失效形式及選擇計算
1.滾動軸承的失效形式
（1）疲勞點蝕：軸承工作時，作用於軸上的力是通過軸承內圈、滾動體、外圈傳到機座上，使滾動體與內、外圈滾道的接觸表面產生接觸應力。由於內、外圈要做相對運動，滾動體沿滾道滾動，所以接觸表面的接觸應力按脈動循環規律變化。當應力循環次數達到一定值後，在滾動體或內、外圈滾道的表層金屬將發生剝落，即形成疲勞點蝕，從而使軸承產生振動和雜訊，旋轉精度下降，影響機器的正常工作。疲勞點蝕是滾動軸承的主要失效形式。
（2）塑性變形：當軸承的轉速很低（n＜10r/min）或間歇擺動時，一般不會發生疲勞點蝕，此時軸承往往因受過大的靜載荷或沖擊載荷，使內、外圈滾道與滾動體接觸處的局部應力超過材料的屈服點而產生塑性變形，形成不均勻的凹坑，使軸承失效。
2.軸承的壽命與壽命計算
（1）軸承的壽命：滾動軸承的壽命是指軸承中任何一個滾動體或內、外圈滾道上出現疲勞點蝕前軸承轉過的總轉數，或在一定轉速下總的工作小時數。
一批類型、尺寸相同的軸承，由於材料、加工精度、熱處理與裝配質量不可能完全相同，即使在同樣條件下工作，各個軸承的壽命也是不同的，壽命最長與最短的相差可達幾十倍，因此人們很難預測出單個軸承的具體壽命。為了保證軸承工作的可靠性，在國標中規定以基本額定壽命作為計算依據。
軸承的基本額定壽命是指一批相同的軸承，在同樣條件下工作，其中10％的軸承產生疲勞點蝕時轉過的總轉數，以L10表示。
基本額定壽命為106r時軸承所能承受的載荷稱為基本額定動載荷，以C表示。軸承在基本額定動載荷作用下，工作106r不發生疲勞點蝕的可靠度是90％。對於徑向接觸軸承C是徑向載荷，軸向接觸軸承C是中心軸向載荷，向心角接觸軸承C是載荷的徑向分量。各種類型和不同尺寸軸承的C值查機械設計手冊。
（2）壽命計算：軸承基本額定壽命的計算式為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：L10為軸承的基本額定壽命，106r；FP為當量動載荷，見本節之當量動載荷計算；ε為壽命指數，球軸承ε＝3，滾子軸承ε≈10/3。
實際計算時，人們習慣於以時間Lh（h）作為軸承的壽命。若軸承轉速為n（r/min），則軸承壽命計算的另一表達式為
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
當軸承的工作溫度高於120℃時，會降低軸承的壽命，影響基本額定動載荷；工作中的沖擊和振動，將使軸承實際工作載荷加大，故在計算時應分別引入溫度系數ft（表2-11）和載荷系數fp（表2-12）對C值和Fp值加以修正。此時軸承的壽命計算式為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
表2-11 溫度系數ft
表2-12 載荷系數fp
3.當量動載荷的計算
當量動載荷是一個假想載荷，在這個載荷作用下，軸承的壽命與實際載荷作用下的壽命相同。
對於僅能承受徑向載荷的圓柱滾子軸承，當量動載荷為軸承的徑向載荷Fr，即
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
對於只能承受軸向載荷的推力球軸承，當量動載荷為軸承的軸向載荷Fa，即
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
對於能同時承受徑向和軸向載荷的深溝球軸承、調心軸承和向心角接觸軸承，當量動載荷的計算式為
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Fr為軸承所受的徑向載荷；Fa為軸承所受的軸向載荷；X為徑向載荷系數，見表2-13；Y為軸向載荷系數，見表2-13。
查表2-13時，對於深溝球軸承和7000C型角接觸球軸承，需先計算Fa/C0，查出e值，再計算Fα/Fr並與e比較後才能確定X、Y值。
表2-13 徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y
註：1.C0為軸承的基本額定靜載荷，查機械設計手冊。
2.e為系數X和Y不同值時Fa/Fr適用范圍的界限值。
3.對於Fa/C0的中間值，其e和Y值可由線性內插法求得。
4.向心角接觸軸承軸向載荷的計算
如圖2-9所示，由於向心角接觸軸承有接觸角α，故軸承在受到徑向載荷作用時，承載區內每一個滾動體的法向力FQi可分解成徑向分力FRi和軸向分力FSi。各滾動體軸向分力之和FS（FS＝∑iFSi）將使軸承外圈與內圈沿軸向有分離的趨勢，故這類軸承都應成對使用反向安裝。
圖2-9 向心角接觸軸承的內部軸向力
FS是在徑向載荷作用下產生的軸向力，通常稱為內部軸向力，其大小按表2-14所給公式求出，方向（對軸而言）沿軸向由軸承外圈的寬邊指向窄邊。
向心角接觸軸承在成對使用時實際所受的軸向載荷Fa，除與外加軸向載荷FA有關外，還應考慮內部軸向力FS的影響。
表2-14 向心角接觸軸承內部軸向力FS
註：Y值查機械設計手冊。
圖2-10為角接觸球軸承的兩種安裝方式，圖2-10a為兩外圈的窄邊相對，圖2-10b為兩外圈的寬邊相對。FA為外加軸向載荷，FS1、FS2分別為軸承1、2的內部軸向力，兩軸承所受的實際軸向載荷，可根據力平衡條件求出。
圖2-10 角接觸軸承的軸向載荷分析
對於軸承1：因FS2與FA方向相反，故軸承所受軸向載荷應通過比較FS1與FS2-FA的大小來確定。
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
對於軸承2：因FS1與FA方向相同，故軸承所受軸向載荷應通過比較FS2與FS1＋FA的大小來確定。
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
如果外加軸向載荷FA方向與圖示方向相反，則應取（-FA）代入公式計算。
5.滾動軸承的靜載荷計算
軸承靜載荷計算的目的是防止軸承產生過大的塑性變形。
軸承在某一載荷作用下，若受載最大的滾動體與內、外圈滾道接觸處的接觸應力達到：球軸承———4200MPa（調心球軸承4600MPa），滾子軸承———4000MPa，這個載荷稱為基本額定靜載荷，以C0表示。實踐表明，軸承在不超過該載荷作用下能正常工作。因此，基本額定靜載荷是軸承靜載荷的計算依據。對於徑向接觸軸承，C0是徑向載荷；對於向心角接觸軸承，C0是載荷的徑向分量；對於軸向接觸軸承C0是中心軸向
載荷。軸承在工作時，如果同時承受徑向載荷與軸向載荷，則應按當量靜載荷進行計算。當量靜載荷是一個假想載荷，軸承在這個載荷作用下，受力最大處的滾動體與內、外圈滾道塑性變形量總和與實際載荷作用下塑性變形量總和相等。對於徑向接觸軸承和向心角接觸軸承，當量靜載荷是徑向載荷；對於軸向接觸軸承，當量靜載荷是軸向載荷。當量靜載荷以FP0表示，它與實際載荷的關系是
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Fr為軸承所受的徑向載荷；Fa為軸承所受的軸向載荷；X0為靜徑向載荷系數，見表2-15；Y0為靜軸向載荷系數，見表2-15。
表2-15 靜徑向載荷系數X0與靜軸向載荷系數Y0
當計算結果FP0＜Fr時，應取FP0＝Fr
按靜載荷計算的強度條件是
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：C0為軸承的基本額定靜載荷，查機械設計手冊；S0為安全系數，見表2-16。
表2-16 安全系數S0
⑹ 軸承的使用壽命
一、額定壽命與額定動載荷
1、軸承壽命
在一定載荷作用下，軸承在出現點蝕前所經歷的轉數或小時數，稱為軸承壽命。
由於製造精度，材料均勻程度的差異，即使是同樣材料，同樣尺寸的同一批軸承，在同樣的工作條件下使用，其壽命長短也不相同。若以統計壽命為1單位，最長的相對壽命為4單位，最短的為0.1-0.2單位，最長與最短壽命之比為20-40倍。
為確定軸承壽命的標准，把軸承壽命與可靠性聯系起來。
2、額定壽命
同樣規格（型號、材料、工藝）的一批軸承，在同樣的工作條件下使用，90%的軸承不產生點蝕，所經歷的轉數或小時數稱為軸承額定壽命。
3、基本額定動載荷
為比較軸承抗點蝕的承載能力，規定軸承的額定壽命為一百萬轉（106）時，所能承受的最大載荷為基本額定動載荷，以C表示。
也就是軸承在額定動載荷C作用下，這種軸承工作一百萬轉（106）而不發生點蝕失效的可靠度為90%，C越大承載能力越高。
對於基本額定動載荷
（1）向心軸承是指純徑向載荷
（2）推力球軸承是指純軸向載荷
（3）向心推力軸承是指產生純徑向位移得徑向分量
二、軸承壽命的計算公式：
洛陽軸承廠以208軸承為對象，進行大量的試驗研究，建立了載荷與壽命的數字關系式和曲線。
式中：
L10--軸承載荷為P時，所具有的基本額定壽命(106轉)
C--基本額定動載荷 N
ε--指數
對球軸承：ε=3
對滾子軸承：ε=10/3
P--當量動載荷(N)
把在實際條件下軸承上所承受的載荷: A、R ,轉化為實驗條件下的載荷稱為當量動載荷，對軸承元件來講這個載荷是變動的，實驗研究時，軸承壽命用106轉為單位比較方便(記數器)，但在實際生產中一般壽命用小時表示，為此須進行轉換
L10×106=Lh×60n
所以
滾動軸承壽命計算分為：
1、已知軸承型號、載荷與軸的轉速，計算Lh；
2、已知載荷、轉速與預期壽命，計算C ，選取軸承型號。
通常取機器的中修或大修界限為軸承的設計壽命，一般取Lh'=5000，對於高溫下工作的軸承應引入溫度系數ft
Ct=ftC
t ≤120 125 150 200 300
ft 1 0.95 0.90 0.80 0.60
上兩式變為：
對於向心軸承
對於推力軸承
三、當量動載荷P的計算
在實際生產中軸承的工作條件是多種多樣的，為此，要把實際工作條件下的載荷折算為假想壽命相同的實驗載荷--當量載荷。
對於N0OOO、NU0OOO、NJ0OOO、NA0000隻承受徑向載荷：Pr＝Rfp
對於51000、52000隻承受軸向載荷：Pa=Afp
對於其它類型軸承2OOOO、lOO00、20OOO、60000、70000、30000、29000
Pr=fp(XR+YA)
式中：
R--軸承實際上承受的徑向載荷
A--軸承實際上承受的軸向載荷
x--徑向折算載荷系數
Y--軸向折算載荷系數
fp--載荷系數，考慮載荷和應力的變化、機器慣性等
四、向心推力軸承軸向載荷的計算
1．壓力中心
外圈是反力作用線與軸心線交點
對於向力推力軸承
式中： Dm＝0.5(D十d)
對於跨度較大的軸，為簡化計算假設壓力中心在軸承寬度中心。
2．軸向載荷計算
首先介紹：軸承正裝圖13-13 b)，鈾承反裝圖13-13a)
向心推力軸承承受徑向載荷時,要產生派生軸向力S，
按表13-7計算：
70000C：S＝0.4R 70OOOAC：S＝0.7R 70OOOB：S＝R
30OOO：S＝R/(2Y)
圖13--13所示為一對向心推力軸承支承的軸，其上作用載荷為 Fr、Fa
為計算出各軸承上的當量動載荷P必須首先求出R1、A1和R2、A2。根據Fr很容易求出R1、R2；而計算A1、A2時不僅考慮Fa，還應考慮派生軸向力 S1，S2
圖b)示為正裝,取軸、內圈和滾動體為分離體，在 Fr作用下，軸承外圈對分離體的支反力N分解為R、S
圖S2和Fa同向
1）如果 Fa+S2=S1
為保持平衡 A1=Fa+S2 A2=S1
2）如果 Fa+S2＞S1時，則軸有向左竄動趨勢；為保持平衡，軸承上必受軸承外圈一個平衡力Fb1
軸承1被壓緊： A1=Fa+S2=S1+Fb1
軸承2被放鬆： A2=S1+Fb1-Fa=S2
3）如果 Fa+S2＜S1時，則軸有向右竄動趨勢，軸承2被壓緊，軸承1放鬆，為保持平衡，軸承2上受軸承外圈平衡力Fb2
被壓緊軸承2：A2=S1-Fa=S2+Fb2
被放鬆軸承1：A1=Fa+S2+Fb2=S1
下面歸納30000、70000軸承計算軸向載荷A的方法：
(l)根據軸承安裝結構，先判明軸上全部軸向力合力的指向，分清被壓緊和放鬆軸承，合力由面指向背的軸承被壓緊。
(2)被壓緊軸承，軸向力 A等於除本身派生軸向力外，其它軸向力的代數和。
(3)被放鬆軸承，軸向力 A等於它本身派生軸向力。
五、滾動軸承的靜載荷
對於轉速低或基本不旋轉的軸承，滾動接觸面上由於接觸應力過大，而產生永久的過大凹坑，稱為塑性變形，導致沖擊振動。為此，應按靜強度選擇軸承尺寸，同樣用額定靜載荷表徵軸承抵抗塑性變形的能力。
額定靜載荷：規范上規定使受載最大滾動體與較弱的套圈滾道上產生永久變形量之和，等於滾動體直徑的萬分之一時的載荷，作為額定靜載荷以 C0示之。
手冊上列出了各類各型號軸承的C0 值。
靜強度計算
C0≥S0P0
1．當量靜載荷P0
(l)6OOOO，30OOO，70OOO，l0OOO，200OOO
P0=X0R+Y0A
式中： X0、Y0 見表13-8
求取的P0如果P0＜R時，取P0＝R
(2)推力軸承
P0A=A+2.3tgα
2．S0--靜強度的安全系數，表13-8