起重机车轮组滚动轴承的计算
滚动轴承受力计算及寿命计算
滚动轴承相关计算1.当量动载荷轴承承受的载荷,虽有单一径向载荷或轴向载荷,但是,实际上却往往是同时承受径向载荷与轴向载荷的联合载荷,而且其大小和方向也会发生变化。
在这种情况下,计算轴承疲劳寿命不能直接采用轴承承受的载荷。
为此,就要假定一个在各种旋转条件与载荷条件下,都能保证与轴承实际疲劳寿命等同,大小恒定,且通过轴承中心的假想载荷。
这一假想载荷,称为当量动载荷。
设径向当量载荷为P r，径向载荷为F r,轴向载荷为F a,接触角为α，则径向当量载荷与轴承载荷的关系将近似于下列公式：P r=XF r+YF a (1)式中, X:径向载荷系数Y:轴向载荷系数轴向载荷系数随接触角而变；滚子轴承接触角恒定，与接触角无关；单列深沟球轴承与角触球轴承的接触角却随着轴向载荷加大而增大。
接触角的这种变化，可用基本而定静载荷C0r与轴向载荷F a的比值来表示。
为此，在表1中列出了该比值莹莹接触角的轴向载荷系数。
当同时承受径向载荷与轴向载荷、接触角α≠90°时，推力轴承的轴向当量载荷P a为：P a=XF r+YF a (2)2.三列组合角接触球轴承的当量动载荷当使用角接触球轴承并要求承受较大轴向载荷时,如图所示,采用3套单列轴承组合的组合方法有3种,分别以联装代号DBD、DFD、DTD来表示。
在计算这种组合轴承的疲劳寿命时,与单列轴承或双列轴承一样,也采用由轴承承受的径向载荷与轴向载荷求出的当量动载何进行计算。
设径向当量载荷为P r，径向载荷为F r,轴向载荷为F a,接触角为α，则径向当量载荷与轴承载荷的关系将近似于下列公式：P r=XF r+YF a (1)式中, X:径向载荷系数Y:轴向载荷系数轴向载荷系数,会随着接触角而变化。
接角角较小的角接触球轴承在轴向载荷增大时,接触角也会变大。
接触角的这一变化.可以用基本额定静载荷C0r与轴向载荷F a的比值来表示。
因此、接触角为15°的角接触球轴承,就表示与该比值相应接触角的轴向载荷系数。
滚动轴承寿命计算公式
轴承寿命计算公式
右图为在大量实验研究基础上得出
的代号为6207的轴承的载荷－寿命曲
线。
该曲线表示此类轴承的载荷P与基
本额定寿命L10 之间的关系。
曲线上相
应与寿命L10为一百万转的载荷
（25.5kN），即为6207轴承的基本额定
动载荷C。
其它型号的轴承，也有与上
述曲线的函数规律完全一样的载荷－寿
命曲线。
把此曲线用公式表示为：
或 （小
时）
式中：L10为以转数计的滚动轴承基本额定寿命
L h为以小时计的滚动轴承基本额定寿命
C 为滚动轴承的基本额定动载荷（单位：N）
P 为滚动轴承的当量额定动载荷（单位：N）
n 为滚动轴承的工作转速（单位：r/min)
ε为计算指数，对于球轴承，ε＝3；对于滚子轴承，ε＝10/3。
对于在较高温度下（如高于125℃）工作的滚动轴承，上述公式中的C值
须乘以温度系数f t（见下表）,即： C t=f t C
轴承工作温度／℃≤120125150175200225250300350
温度系数f t 1.000.950.900.850.800.750.700.600.50
返 回/jp2003/jxsj/ch13/html/l10.htm[2011-11-27 15:59:27]。
轴承计算方法
轴承计算方法轴承是机械设备中常用的零部件，其作用是支撑和引导旋转机械零件，以及承受轴向和径向载荷。
轴承的计算方法是确定轴承尺寸和选型的重要步骤，正确的计算方法可以保证轴承在使用过程中具有良好的性能和寿命。
本文将介绍轴承计算的基本方法和步骤。
1. 确定轴承所受载荷。
在进行轴承计算之前，首先需要确定轴承所受的轴向和径向载荷。
轴向载荷是指沿轴线方向作用的力，而径向载荷是指垂直于轴线方向作用的力。
在实际工程中，轴承所受的载荷可以通过静态力学分析或者动态仿真计算得到。
2. 计算轴承额定寿命。
轴承的额定寿命是指在标准工况下，轴承在一定数量的转动循环后，有百分之九十的轴承可以继续正常工作。
轴承的额定寿命可以通过轴承的基本额定动载荷和实际载荷来计算得到，其计算公式为：L10 = (C / P)^3 10^6。
其中，L10为额定寿命（单位，转），C为基本额定动载荷（单位，N），P为实际载荷（单位，N）。
3. 确定轴承尺寸和选型。
在确定轴承所受载荷和额定寿命之后，可以根据轴承的静载荷和动载荷来选择合适的轴承尺寸和型号。
通常情况下，轴承的静载荷要大于或等于实际静载荷，动载荷要大于或等于实际动载荷，以确保轴承在工作过程中具有足够的承载能力和寿命。
4. 考虑轴承安装和润滑。
除了轴承的基本计算之外，还需要考虑轴承的安装和润滑。
轴承的安装质量直接影响轴承的使用寿命和性能，因此需要按照标准的安装工艺进行安装。
同时，轴承在工作过程中需要进行润滑，以减小摩擦和磨损，延长轴承的使用寿命。
5. 结语。
轴承计算是确定轴承尺寸和选型的重要步骤，正确的计算方法可以保证轴承在使用过程中具有良好的性能和寿命。
通过确定轴承所受载荷、计算轴承的额定寿命、确定轴承尺寸和选型，以及考虑轴承的安装和润滑等步骤，可以有效地进行轴承计算，并选择合适的轴承以满足实际工程需求。
在实际工程中，轴承的计算方法需要结合具体的工程要求和条件进行综合考虑，以确保轴承在工作过程中具有良好的性能和可靠性。
起重机车轮组滚动轴承的计算
起重机车轮组滚动轴承的计算通用桥门式起重机系列大、小车车轮组（含水平轮）所用的轴承有三个系列，调心球轴承、单列圆锥滚子轴承和双列调心滚子轴承，轴承代号及标准号见下表：银起厂桥门吊系列大、小车轮组（含水平轮）采用的轴承型号规格参数见下表：注：1.有轴向载荷的起重机大车轮采用双“单列圆锥滚子轴承”且制造安装均能保证载荷均布时，稳定动负荷并不是单列轴承的两倍，对线接触是27/9=1.71倍。
2.两套向心球轴承或向心滚子轴承并排安装且作为整体运转时，计算其额定动载荷时，应按一套双列轴承来考虑。
太重集团“工厂标准”-主（从）动车轮TZQ7163/4-1989，科尼公司1998系列计算书中给出的起重机车轮组所采用的轴承型号规格见下表：近年来，由于单列圆锥滚子轴承（含为避免会产生的附加轴向力而成对配制时）轴向游隙的大小对能否良好工作影响很大，装配及使用过程中又不便调整，故寿命较差，已为双列调心滚子轴承所代替，这可从太重和科尼的产品得到证实。
本次系列设计，车轮组使用双列调心滚子轴承（GB288-1994），按手册推荐“应优先选用经结构优化设计的类别”的原则，全部选用22200C/W33或22300C/W33型（C-经设计改进,加强型；W33-轴承外圈上有三个油槽和3个油孔）。
本次设计采用的大小车轮轴承见下表：一．滚动轴承的选用程序1．滚动轴承按照需要确定类型后，应该按实际承受的载荷计算出当量动载荷，再根据所需要的寿命计算出额定动载荷C和额定静载荷C O，按照不大于轴承性能表中的额定值查选型号规格；2. 选择轴承的精度、游隙、与轴及轮毂的配合，润滑剂及润滑方法3. 轴承的密封及轴向的固定二. 按标准推荐的方法计算选择轴承的型号规格车轮组轴承属于低速旋转的轴承，宜按额定动载荷和额定静载荷的计算值，取其中较大者查滚动轴承性能表选择轴承。
1.基本额定动载荷C的计算C=(f h f m f d/f n f T)P＜Cr上式中：f h-寿命因数，按相应的工作级别规定的使用寿命值查表7-2-23选取。
起重机运行机构的组成及计算
起重机运行机构的组成及计算运行机构是使起重机或起重小车作水平直线运动的机构。
工作性运行机构主要用于水平运移物品，非工作性运行机构只是用来调整起重机（小车）的工作位置。
在专门铺设的轨道上运行的称为有轨运行机构，其突出特点是负载大，运行阻力小，但作业范围受轨道限制；无轨运行机构采用轮胎或履带，可以在普通道路上行走，其良好的机动性扩大了起重作业的选择范围。
本节以轨道式运行机构为主，介绍运行机构安全技术。
起重机运行机构由驱动装置、运行支承装置和安全装置组成。
1．运行驱动装置运行驱动装置包括原动机、传动装置（传动轴、联轴器和减速器等）和制动器。
大多数运行机构采用电动机，流动式起重机则为内燃机，有的铁路起重机使用蒸汽机。
自行式运行机构的驱动装置全部设置在运行部分上，驱动力主要来自主动车轮或履带与轨道或地面的附着力。
牵引式运行机构采用外置式驱动装置，通过钢丝绳牵引运行部分，因此可以沿坡度较大轨道运行，并获得较大的运行速度。
2．运行支承装置轨道式起重机和小车的运行支承装置主要是钢制车轮组与轨道。
车轮以踏面与轨道顶面接触并承受轮压。
大车运行机构多采用铁路钢轨，当轮压较大时采用起重机专用钢轨。
小车运行机构的钢轨采用方钢或扁钢，直接铺设在金属结构上。
车轮组由车轮、轴与轴承箱等组成。
为防止车轮脱轨而带有轮缘，以承受起重机的侧向力。
车轮的轮缘有双轮缘、单轮缘及无轮缘三种（见图8－2）。
一般起重机大车主要采用双轮缘车轮，一些重型起重机，除采用双轮缘车轮外还要加装水平轮，以减轻起重机歪斜运行时轮缘与轨道侧面的接触磨损。
轨距较小的起重机或起重小车广泛采用单轮缘车轮（轮缘在起重机轨道外侧）。
如果有导向装置，可以使用无轮缘车轮。
在大型起重机中，为了降低车轮的压力，提高传动件和支承件的通用化程度，便于装配和维修，常采用带有平衡梁的车轮组。
无轨式起重机运行支承装置是轮胎或履带装置。
图8-2 车轮型式(a) 双轮缘 (b) 单轮缘 (c) 无轮缘单主梁门式起重机的小车运行机构常见有垂直反滚轮（见图8-3）和水平反滚轮（见图8-4）的结构型式，车轮一般是无轮缘的。
轴承滚道设计计算公式
轴承滚道设计计算公式轴承是机械设备中常用的零部件，用于支撑和转动机械装置。
轴承滚道的设计是轴承性能的关键因素之一，它直接影响着轴承的寿命、承载能力和运转稳定性。
在轴承滚道设计中，计算公式是非常重要的工具，它可以帮助工程师准确地计算出所需的参数，从而确保轴承的性能符合要求。
轴承滚道设计中的计算公式涉及到多个方面，包括滚道尺寸、载荷分布、接触应力等。
下面我们将介绍一些常用的轴承滚道设计计算公式，并对其进行详细解释。
1. 轴承滚道尺寸计算公式。
轴承滚道的尺寸是影响轴承性能的重要因素之一。
一般来说，滚道的尺寸越大，轴承的承载能力就越大。
轴承滚道尺寸的计算公式可以根据轴承的类型和使用条件来确定，其中最常用的计算公式是根据滚道直径和滚道角度来计算的。
滚道直径的计算公式为：D = d + 2 (C0 / (π tan(α)))。
其中，D为滚道直径，d为滚珠直径，C0为静载荷，α为滚道角度。
滚道角度的计算公式为：tan(α) = (C0 / (π D)) (d/2)。
通过这两个公式的计算，可以确定轴承滚道的尺寸，从而满足轴承的承载能力要求。
2. 轴承载荷分布计算公式。
轴承的承载能力是其设计的关键指标之一。
在轴承滚道设计中，需要根据实际工作条件和载荷类型来确定轴承的载荷分布，以确保轴承在工作过程中能够承受来自各个方向的载荷。
轴承的载荷分布可以通过以下公式来计算：P = (F1 + F2 + ... + Fn) / cos(β)。
其中，P为轴承的总载荷，F1、F2、...、Fn为各个方向上的载荷，β为载荷的夹角。
通过这个公式的计算，可以确定轴承的总载荷，从而确定轴承的尺寸和材料。
3. 轴承接触应力计算公式。
轴承的接触应力是轴承设计中需要重点考虑的因素之一。
接触应力过大会导致轴承的磨损和损坏，因此需要通过计算来确定轴承的接触应力，以确保轴承在工作过程中能够正常运转。
轴承的接触应力可以通过以下公式来计算：σ = F / (π d B)。
(完整版)滚动轴承的寿命计算
滚动轴承的寿命计算一、基本额定寿命和基本额定动载荷1、基本额定寿命L10轴承寿命：单个滚动轴承中任一元件出现疲劳点蚀前运转的总转数或在一定转速下的工作小时数称轴承寿命。
由于材料、加工精度、热处理与装配质量不可能相同,同一批轴承在同样的工作条件下，各个轴承的寿命有很大的离散性，所以，用数理统计的办法来处理。
基本额定寿命L10——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数（以106为单位）或一定转速下的工作时数。
（失效概率10%）。
2、基本额定动载荷C轴承的基本额定寿命L10=1（106转）时，轴承所能承受的载荷称基本额定动载荷C。
在基本额定动载荷作用下，轴承可以转106转而不发生点蚀失效的可靠度为90%。
基本额定动载荷C（1）向心轴承的C是纯径向载荷；（2）推力轴承的C是纯轴向载荷；（3）角接触球轴承和圆锥滚子轴承的C是指引起套圈间产生相对径向位移时载荷的径向分量。
二、滚动轴承的当量动载荷P定义：将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的假想载荷，该假想载荷称为当量动载荷P，在当量动载荷P作用下的轴承寿命与实际联合载荷作用下的轴承寿命相同。
1．对只能承受径向载荷R的轴承（N、滚针轴承）P=F r2．对只能承受轴向载荷A的轴承（推力球（5）和推力滚子（8））P= F a3．同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承P=X F r+Y F aX——径向载荷系数，Y——轴向载荷系数，X、Y——见下表。
径向动载荷系数X和轴向动载荷系数表12－3考虑冲击、振动等动载荷的影响，使轴承寿命降低，引入载荷系数fp—见下表。
载荷系数fp表12－4三、滚动轴承的寿命计算公式图12－9 载荷与寿命的关系曲线载荷与寿命的关系曲线方程为：=常数(12-3)3 球轴承ε——寿命指数10/3——滚子轴承根据定义：P=C，轴承所能承受的载荷为基本额定功载荷时，∴∴（106r） (12-2)按小时计的轴承寿命：（h）（12-3）考虑当工作t>120℃时，因金属组织硬度和润滑条件等的变化，轴承的基本额定动载荷C有所下降，∴引入温度系数f t——下表——对C修正表 12－5（106r）(12-4)（h）(12-5)当P、n已知，预期寿命为L h′，则要求选取的轴承的额定动载荷C为N ——选轴承型号和尺寸！（12-6）不同的机械上要求的轴承寿命推荐使用期见下表。
滚动轴承计算与选择
Fr
Fr
β
Fa=0 β=0 Fa
Fr β
Fa
Fa
Fr β Fr = 0 β=90º
Fa
◆向心推力滚动轴承工作时，并非所有滚动体都同时受载。滚动体同时受载的 程度与轴承所受的径向力和轴向力的大小有关，一般以控制约半圈滚动体同 时受载为宜。
第十三章 滚动轴承
§13-1 概述 §13-2 滚动轴承的主要类型和代号 §13-3 滚动轴承的类型选择 §13-4 滚动轴承的工作情况 §13-5 滚动轴承尺寸的选择 §13-6 轴承装置的设计
P/kN
C P1 P2
1 L1
L2 L10/(106r)
§13-5 滚动轴承尺寸的选择
三、滚动轴承的当量动载荷
在进行轴承寿命计算时，应把作用在轴承上的实际载荷转换为与确定轴承
C值的载荷条件相一致当量动载荷（用字母P表示）。
P XFr YFa
式中：Fr与Fa－轴承实际承受的径向载荷与轴向载荷 X、Y－轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数(查表） 为了计及实际载荷波动的影响，可对当量动载荷乘上一个载荷系数 f p 。
yfxf轴承实际承受的径向载荷与轴向载荷xy轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数查表为了计及实际载荷波动的影响可对当量动载荷乘上一个载荷系数xfyf载荷性质载荷系数f无冲击或轻微冲击1012电机汽轮机通风机水泵等中等冲击或中等惯性力1218机床车辆动力机械起重机造纸机选矿机冶金机械卷扬机械等强大冲击1830碎石机轧钢机钻探机振动筛等202142029134滚动轴承的工作情况派生轴向力派生轴向力使内外圈分离故角接触轴承应同时承受径向载荷和轴向载荷
§13-1 概述
滚动轴承组成：内圈、外圈、滚动体、保持架。
内圈：与轴颈相配； 外圈：与轴承座相配； 滚动体：将滑动摩擦转化为滚动摩擦； 保持架：防止滚动体直接接触。
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起重机车轮组滚动轴承的计算通用桥门式起重机系列大、小车车轮组（含水平轮）所用的轴承有三个系列，调心球轴承、单列圆锥滚子轴承和双列调心滚子轴承，轴承代号及标准号见下表：银起厂桥门吊系列大、小车轮组（含水平轮）采用的轴承型号规格参数见下表：注：1.有轴向载荷的起重机大车轮采用双“单列圆锥滚子轴承”且制造安装均能保证载荷均布时，稳定动负荷并不是单列轴承的两倍，对线接触是27/9=1.71倍。
2.两套向心球轴承或向心滚子轴承并排安装且作为整体运转时，计算其额定动载荷时，应按一套双列轴承来考虑。
太重集团“工厂标准”-主（从）动车轮TZQ7163/4-1989，科尼公司1998系列计算书中给出的起重机车轮组所采用的轴承型号规格见下表：近年来，由于单列圆锥滚子轴承（含为避免会产生的附加轴向力而成对配制时）轴向游隙的大小对能否良好工作影响很大，装配及使用过程中又不便调整，故寿命较差，已为双列调心滚子轴承所代替，这可从太重和科尼的产品得到证实。
本次系列设计，车轮组使用双列调心滚子轴承（GB288-1994），按手册推荐“应优先选用经结构优化设计的类别”的原则，全部选用22200C/W33或22300C/W33型（C-经设计改进,加强型；W33-轴承外圈上有三个油槽和3个油孔）。
本次设计采用的大小车轮轴承见下表：一．滚动轴承的选用程序1．滚动轴承按照需要确定类型后，应该按实际承受的载荷计算出当量动载荷，再根据所需要的寿命计算出额定动载荷C和额定静载荷C O，按照不大于轴承性能表中的额定值查选型号规格；2. 选择轴承的精度、游隙、与轴及轮毂的配合，润滑剂及润滑方法3. 轴承的密封及轴向的固定二. 按标准推荐的方法计算选择轴承的型号规格车轮组轴承属于低速旋转的轴承，宜按额定动载荷和额定静载荷的计算值，取其中较大者查滚动轴承性能表选择轴承。
1.基本额定动载荷C的计算C=(f h f m f d/f n f T)P＜Cr上式中：f h-寿命因数，按相应的工作级别规定的使用寿命值查表7-2-23选取。
车轮轴承的使用寿命：按表7-2-27“各种机械所需轴承使用寿命推荐值”：“间断使用的机械,…车间吊车，8000-12000h”，“每天8小时工作的机械，…起重机，10000-25000h”。
按SKF轴承公司的推荐：装配吊车3000-8000h；车间吊车8000-12000h；每天工作8h，但经常不是满负荷使用的…电动机、一般齿轮装置、起重机10000-25000h。
按GB/T3811-2008,滚动轴承的“设计预期寿命，可以根据所在机构的使用等级确定，但考虑前述推荐及设计手册的荐用值，取和机构使用等级的偏大值相同。
本次设计确定各工作级别车轮组的轴承使用寿命值见下表：按表7-2-23，查出对应的f h值如下表：f m-力矩载荷因数，力矩载荷较小时取f m =1.5，力矩载荷较大时取f m =2.0无力矩载荷时可取f m =1，对于起重机车轮轴承，取f m =1。
f d-冲击载荷因数，按表7-2-25，起重机属于中等冲击，推荐f d=1.2-1.8，按GB/T3811-2008,轨道上运行的起重机，经计算，可取f d=1.2。
f n-速度因数，根据车轮转速(n /min)查表7-2-24(见下表)选取；f T-温度因数，根据工作温度查表7-2-26（见下表）选取，车轮轴承（属于非经特殊热处理的特种轴承）工作温度一般在90℃以下，低于120℃（GCr15轴承钢的回火温度150-180℃，工作温度超过时硬度会降低），取f T=1。
P-当量动载荷，按GB/T288-1994，对于调心滚子轴承F a/F r=e≤0.23时，按式P=F r+Y1F a计算式中: F r-径向载荷, N ，F a-轴向载荷,N，Y-轴向动载荷系数；载荷和速度均变动时P-应按平均当量动载荷选取。
按轴承手册，车轮组用轴承一般转速保持不变，载荷随时间在Pmax和Pmin之间单调而连续变化。
平均当量动载荷按式P meanⅠ＝（Pmin＋2Pmax）/3 计算。
Cr-轴承尺寸及性能表中所列的径向基本动载荷。
2.额定静载荷C0的计算C0=S0P0＜C0r上式中：S0-安全因数，旋转滚子轴承在正常使用的情况下，取S0=1-3.5。
“98手册”在校验轴承静承载能力时未引入安全因数S O，直接按式P0＜C0进行。
总论中推荐，机构传动零件安全系数（按工作最大载荷计算时）取=1.5。
“3811-2008”与钢材的屈服点及载荷情况Ⅰ（无风正常工作）对应的安全系数n s=1.48。
综上，取S0=1.5P0-当量静载荷，按GB/T288-94，对调心滚子轴承，按式P or=F r+Y0F a计算，式中: F r-径向载荷,N F a-轴向载荷,NC0r、Y0-轴承尺寸及性能表中所列的径向基本静载荷和轴向动载荷系数。
3．按GB/T3811-2008确定的相关参数3.1. 滚动轴承的设计预期寿命滚动轴承的“设计预期寿命，可以根据所在机构的使用等级确定，对作为易损件在使用中可以更换的轴承，其设计预期寿命可以取比它所在的机构的使用等级低一级或两级”。
但从偏于安全，且和以前设计手册的衔接考虑，取和机构的使用等级相同，见前表。
3.2. f d-冲击载荷因数GB/T3811-2008,轨道上运行的起重机，“轨道接头状况一般”，垂直冲击的动力效应-冲击系数按下式计算：φ4=f d=1.1+0.058V·h1/2上式中：V-运行速度，从偏于安全考虑，取V=90米/分=1.5米/秒h-接头处两轨道的高低差，按JB/T14405，取h=1代入上式可得f d=1.1+0.058×1.5×1=1.187≈1.23.3滚动轴承的等效平均动载荷3.3.1按3811滚动轴承的部分规定：起重机运行机构滚动轴承的载荷属于P M型载荷（由电动机驱动转矩所确定的载荷），按载荷情况-Ⅰ（无风正常工作），P MmaxⅠ=（P MF+P MA）γm′。
上式中：P MF－与机构传动效率中未考虑的运行摩擦力相对应的载荷。
应为全部运行质量（额定负载+自重）的重力，NP MA－与机构加（减）速有关的起（制）动惯性载荷。
γm′-考虑计算方法不完善和偶然因数而引入的增大系数，见下表：按轴承有关标准，载荷和速度均变动时P-应按平均当量动载荷选取，起重机上常用轴承一般转速保持不变，载荷随时间在Pmax和Pmin之间单调而连续变化。
滚动轴承的等效平均动载荷P MmeanⅠ=K m′·P MmaxⅠ上式中：K m′－为机构载荷谱系数K m的立方根。
按规范3.3.2，取运行机构载荷级别为L3-L4，K m=0.5,则K m′=0.51/3=0.794≈0.8。
3.3.2 滚动轴承的径向-等效平均动载荷（F r）考虑到车轮组设计中滚动轴承所受的载荷应该由车轮传来，二者数值应相同。
因此滚动轴承的径向-等效平均动载荷应该等于车轮设计时所计算的平均当量动载荷P，即 P meanⅠ＝（Pmin＋2Pmax）/3 (N)式中：Pmin和Pmax分别为起重机的最大静轮压和最小静轮压，N。
3.3.3 滚动轴承的轴向-等效平均动载荷（Fa）轴承的轴向载荷-起重机偏斜运行时的水平侧向载荷P S(即F a) 按下式计算：P S=1/2∑P·λ=P⊥·λ( N )上式中：∑P-一侧端梁上与有效轴距有关的相应车轮的轮压之和（不考虑各种动力系数）。
每根端梁有2个车轮时，“1/2∑P”即为一个车轮的垂直轮压P⊥。
λ-水平侧向载荷系数，与起重机跨度S和基距B（有效轴距）的比值S/B有关，见下表：从偏于安全考虑，系列计算时可统一按S/B=6（跨度S=31.5米，基距B=5.5米）,则λ=0.15 。
（“98手册”给出的λ值偏大，S/B=6时，λ=0.20。
科尼计算统一取值，λ=0.166）4．综合轴承有关选用标准和GB3811的规定，车轮轴承选择计算式可简化为：按额定动载荷选取时：1.2f h/f n·(1+0.15Y1)P meanⅠ·γm′＜C r按额定静载荷选取时：1.5·(1+0.15Y0)P meanⅠ·γm′＜C or三．选择轴承的精度、游隙、与轴及轮毂的配合，润滑剂及润滑方法1. 标准规定滚动轴承按尺寸公差和旋转精度分为0-普通级、6-高级、5-精密级等，起重机采用的轴承-含车轮轴承全部为0-普通级，凡0级的在轴承型号上不标注公差等级。
2. 标准规定滚动轴承的游隙等级分为C1、C2、0、C3、C4、C5共五级，起重机采用的轴承-含车轮轴承全部均为0级，凡0级的在轴承型号上不标注游隙组的代号。
滚子轴承有一定的游隙，过盈配合安装时，运转温度较高时，都会引起游隙的变化，对轴承的使用寿命有影响。
对于非调整式轴承（如深沟球轴承、圆柱滚子轴承），内部游隙均由轴承制造厂选配，使用过程中不再进行游隙的调整。
3. 车轮组用轴承和轴及轮毂的配合3.1 车轮轴承全部为内圈旋转，外圈不转。
与轴承内圈配合的轴的尺寸公差，优先选用m6,粗糙度Ra1.6,考虑到对旋转精度要求较低，也可选用m7和Ra3.2。
与轴承内外圈配合的轴孔的尺寸公差，优先选用H7,粗糙度Ra3.2,考虑到对旋转精度要求较低，也可选用H8和Ra3.2。
注：轴承配合处应优先选用轴公差比孔公差高一级的尺寸精度组合，若旋转精度要求不高时允许选用相同的等级。
不允许选用轴和孔尺寸公差精度等级相差两级或孔比轴高的精度等级组合。
3.2 滚动轴承配合部位的形状公差均应优先采用单一要素的包容原则。
其含义是与轴承配合部位的孔或轴的表面要素的各种形状公差均不得超出该部位的尺寸公差的范围，以满足装配性能的要求。
标注方法是在与轴承配合部位的尺寸公差后面加注符号E 。
例如Ф100m60.0350.013++ E （其中Ф100m6为配合部位轴的尺寸公差）、Ф180H70.0400+ E （其中Ф180H7为配合部位孔的尺寸公差）。
4. 滚动轴承的润滑车轮轴承属于低速重载，一般用“钙基脂”或“复合钙基润滑脂”润滑（适宜工作温度-10～60℃），型号ZFG-1/2/3(ZBE36003-1988)；也可用2号钠基润滑脂或3/4号锂基润滑脂（适宜工作温度-20～100℃）。
填脂量应为轴承空间的2/3。
已投入运转的轴承应定期补充油脂，补充量可按G=0.005DB 估算。
润滑脂的更换周期一般可一年一次。
四. 轴承的密封及轴向的固定车轮轴承常采用垫圈式或毡封式密封。
车轮轴承的轴向固定，内圈可采用轴肩、弹性挡圈、圆螺母和止动垫圈、轴端挡圈螺栓和铁丝等办法。
外圈可采用弹性挡圈、轴承盖等办法。
五．各种车轮轴承的计算汇总表。