青岛NSK轴承40TAC72BDBC10PN7A    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。

关于轴承的硬度，滚动轴承的内外圈和滚动体采用高铬钢GCr15或GCr15SiMn两种轴承钢制造，成品轴承套圈的硬度在洛氏HRC60-65；成品轴承滚动体硬度在洛氏HRC60-66。其中，GCr15轴承钢制造的钢球硬度在洛氏HRC62-66范围内；GCr15SiMn轴承钢制造的滚子的硬度在洛氏HRC60-64、钢球在洛氏HRC60-66范围内。也许你不了解是什么洛氏硬度HRC是什么概念，举个例子:家庭用的菜刀的刀锋的硬度一般在HRC50左右，手术刀具和军用刀具的钢材要精纯一些，硬度也在洛氏HRC60以内。机床金属车削用的合金刀头的硬度常规的也就在洛氏HRC62~65左右。滚动轴承的硬度相对是比较硬的，成品轴承想再深加工必须用专用设备和工具加工。滚道声是由于轴承旋转时滚动体在滚道中滚动而激发出一种平稳且连续性的噪声，只有当其声压级或声调极大时才引起人们注意。其实滚道声所激发的声能是有限的，如在正常情况下，优质的6203轴承滚道声为25～27dB。这种噪声以承受径向载荷的单列深沟球轴承为最典型，它有以下特点：a.噪声、振动具有随机性；b.振动频率在1kHz以上；c.不论转速如何变化，噪声主频率几乎不变而声压级则随转速增加而提高；d.当径向游隙增大时，声压级急剧增加；e.轴承座刚性增大，总声压级越低，即使转速升高，其总声压级也增加不大；f.润滑剂粘度越高，声压级越低，但对于脂润滑，其粘度、皂纤维的形状大小均能影响噪声值。
　　滚道声产生源在于受到载荷后的套圈固有振动所致。由于套圈和滚动体的弹性接触构成非线性振动系统。当润滑或加工精度不高时就会激发与此弹性特征有关的固有振动，传递到空气中则变为噪声。众所周知，即使是采用了当代最高超的制造技术加工轴承零件，其工作表面总会存在程度不一的微小几何误差，从而使滚道与滚动体间产生微小波动激发振动系统固有振动。
　　尽管NSK轴承的滚道噪声是不可避免的，然而可采取高精度加工零件工作表面，正确选用轴承及精确使用轴承使之降噪减振。
1）承孔的测量
　　承孔的测量可以使用内径量表在外径千分尺上核对基准尺寸后测量，同时还需测量承孔的圆度和圆柱度。烧坏轴承常使承孔在开口处直径缩小而圆度超差，对轴承的正常工作极为不利。如果连杆螺栓的定位面的配合松旷，连杆轴承盖会移位使承孔圆度超差。轴承承孔的圆度误差应控制在尺寸公差之内，而圆柱度则应严格控制。
　　（2）轴承主要尺寸的测量
　　① 轴承厚度：将外径千分尺固定测头由平面改制成球面，可用来测量轴承厚度。轴承厚度一般应控制在0.005~0.010毫米范围内，否则会使轴承内径超差。轴承在近开口处有微量减薄，测量时应予注意。
　　② 轴承与承孔的配合紧度：配合紧度是由轴承的自由弹开量和余面高度来保证的。测量余面高度的方法下：按规定装合轴承，交轴承盖螺栓紧固到规定扭矩后松开其中一个螺栓，用塞尺测量轴承盖接口处的间隙，其值应在0.05~0.15毫米范围之内。
　　③ 轴承内径：测量前需将轴承按规定装合并按规定扭矩拧紧轴承盖螺栓，用内径量表，在外径千分尺上校对基准尺寸后测量，测量时要避开减薄区。轴承内径和对应轴颈外径尺寸之差值是配合间隙。
　　④ 主轴承内孔的同轴度：主轴承内孔的同轴度误差主要是其承孔同轴度误差造成的，而承孔同轴度误差产生的原因则是缸体的变形。当主轴颈径向圆跳动在规定公差内时，检查主轴颈和轴承的吃合印痕，如果各道主轴承吃合印痕位置明显不一致，说明同轴度误 差大，可采用刮削、镗削轴承或更换缸体等办法解决，否则难以保证发动机正常工作。
风力发电机用轴承大致可以分为三类，即：偏航轴承、变桨轴承、传动系统轴承(主轴和变速箱轴承)。偏航轴承安装在塔架与座舱的连接部，变桨轴承安装在每个叶片的根部与轮毂连接部位。每台风力发电机设备用一套偏航轴承和三套变桨轴承(部分兆瓦级以下的风力发电机为不可调桨叶，可不用变桨轴承)。