滚动轴承的工作情况分析及计算
滚动轴承分析报告
滚动轴承分析报告滚动轴承是一种常见的机械传动元件，广泛应用于各种机械设备中。
本文将对滚动轴承进行分析，并重点讨论其结构、工作原理、性能以及故障分析等方面。
首先，我们来看滚动轴承的结构。
滚动轴承由内圈、外圈、滚动体（包括滚动球、滚动柱或滚子）和保持架（保持滚动体间相对位置的组成部分）等几个部分组成。
内圈和外圈分别用于支撑和定位滚动体，并帮助其在轴向和径向方向上滚动。
滚动轴承的工作原理是通过滚动接触来减少摩擦和阻力，实现旋转运动的传递。
通常情况下，内圈和外圈之间会加入适量润滑剂，这有助于减小接触面的摩擦，并且可以帮助冷却和排除异物。
滚动轴承主要通过滚动体与内外圈的接触来承受主要载荷，同时由于滚动体相对滚动产生滚动摩擦，摩擦力较小，摩擦热相对较少。
因此，滚动轴承适用于高速旋转和承受大载荷的场合。
滚动轴承的性能主要由以下几个方面来衡量：承载能力、转速、摩擦损失和寿命。
承载能力是指轴承能够承受的最大静态和动态载荷，一般通过承载能力参数来表示。
转速是指轴承能够承受的最大转速，一般由润滑条件、结构等因素决定。
摩擦损失是指轴承工作时因摩擦产生的能量损失，会导致额外的热量产生，增加轴承的温度。
寿命是指轴承在规定条件下连续工作的时间，可以通过滚动轴承的额定寿命来评估。
当滚动轴承发生故障时，可以通过故障分析来找到原因并采取相应的解决措施。
常见的滚动轴承故障包括疲劳断裂、过载断裂、润滑不良、过热等。
疲劳断裂是指轴承长时间承受重载导致应力超过材料极限，从而出现裂纹和断裂。
过载断裂是指轴承在短时间内承受超过其承载能力的负载，导致轴承损坏。
润滑不良会导致轴承摩擦增大、温度升高，甚至出现卡滞、转动不灵等现象。
过热是指轴承在工作过程中温度升高过快，可能是由于过载、高速运转、密封不良等原因导致。
根据具体的故障原因，可以选择相应的解决方案，如更换轴承、改善润滑条件、提高密封性能等。
综上所述，滚动轴承是一种重要的机械传动元件，其结构和工作原理决定了其承载能力、转速、摩擦损失和寿命等性能。
滚动轴承的工作情况
⑴当Fd1 +Fae ＞ Fd2
右边压紧
Fae Fd1 Fd2
左边压紧
2
Fd2
Fae
1
Fd1
左边压紧
⑵当Fd1 +Fae ＜ Fd2
R2 R1 右边压紧
解： 1 画安装简图→ ①画安装简图 Fd2 与 Fae同向 Fd1 同向 求Fd1，Fd2 R1 Fd1＝0.68R1＝0.68×5000＝3400N × ＝ Fd2＝0.68R2＝0.68×8000＝5440N × ＝
只能承受纯径向载荷的轴承（ 、 类 只能承受纯径向载荷的轴承（N、NA类）P＝fP Fr ＝ 只能承受纯轴向载荷的轴承（ 类 只能承受纯轴向载荷的轴承（5类）： P＝fP Fa ＝
设计轴承的基本方法： 设计轴承的基本方法： 由工作条件定轴承类型→× ⑴由工作条件定轴承类型 ×0000 ⑵由结构定轴承直径→ ×00×× 由结构定轴承直径 ×× ⑶初选型号 → ××× ×× →查C、C0 查 、 验算寿命： ⑷验算寿命： 计算轴承载荷→查 、 、 计算P→计算 h 计算L 计算轴承载荷 查e、X、Y →计算 计算 计算 →分析轴承是否合格 分析轴承是否合格
┌ 两端固定→ 两端固定
1
Fae Fae
2 2
Fae指向者受力 1 Fa1= Fae , Fa2=0 固定端受力 └ 一端固定、一端游动 →固定端受力 一端固定、 α Fa 1=0 , Fa 2= Fae
2.角接触轴承 (3、7类) 角接触轴承 、 类 (1)派生轴向力 d 派生轴向力F 派生轴向力
ε ε
LP = C = 常数
1 2 3 4
L10
轴承寿命计算公式
C ε 6 L10 = ( ) × 10 （转） P 6 10 C ε 16667 C ε Lh = ( ) = ( ) （h ） 60n P n P
滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率计算公式
滚动轴承是一种常见的旋转机械零部件，它承担着重要的转动功能。
在滚动轴承工作过程中，如果遇到内外圈都旋转的故障，就需要对其特征频率进行计算和分析。
本文将介绍滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率计算公式，希望能够为相关领域的研究和实践提供帮助。
一、滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率计算公式1. 滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率公式如下：f = (P/2) * (1 - (d/D)) * (n/60)其中，f为故障特征频率，P为滚动体的数量，d为滚动体直径，D为滚动道直径，n为转速。
2. 在计算滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率时，需要注意以下几点：(1) 滚动体的数量对故障特征频率有影响，一般来说，滚动体数量越多，故障特征频率越高。
(2) 滚动体直径和滚动道直径的比值(d/D)也会影响故障特征频率，当d/D接近1时，故障特征频率较低；当d/D远离1时，故障特征频率较高。
(3) 转速的变化会直接影响到故障特征频率的计算，转速越高，故障特征频率越高。
二、滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率计算实例分析以某型号滚动轴承为例，其内外圈都旋转的故障特征频率计算如下：1. 已知数据：滚动体数量P=14，滚动体直径d=6mm，滚动道直径D=20mm，转速n=1800rpm。
2. 按照公式进行计算：f = (14/2) * (1 - (6/20)) * (1800/60) = 7 * 0.7 * 30 = 1470Hz。
通过以上实例分析可知，滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率为1470Hz。
这个特征频率对于故障诊断和预防具有重要意义，需要在相关实际应用中加以重视。
三、滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率计算公式的应用意义滚动轴承内外圈都旋转的故障特征频率计算公式的应用意义主要体现在以下几个方面：1. 故障诊断和预防：通过计算故障特征频率，可以帮助实现滚动轴承内外圈都旋转故障的诊断和预防工作，及早发现并解决故障问题，提高设备的可靠性和稳定性。
滚动轴承
200
0.8
225
0.75
250
0.7
300
0.6
fT
滚动轴承的寿命计算
三、当量动载荷 当量动载荷：是由轴承实际所受载荷转换得到的与 基本额定动载荷 C 的确定条件及性质相同的假想载荷， 用 P表示。
当量动载荷 P f p ( XFR YFA )
式中：FR 、FA — 分别为轴承承受的径向载荷和轴向载荷；
3）被“压紧”轴承的 Fa 等于与除自身内部轴向力以外，其余各轴向力之和。
滚动轴承的寿命计算
五、同一支点成对安装同型号向心角接触轴承的计算
此种情况按双列轴承计算，双列轴承的基本额定动载荷 CΣ 和基本额定 静载荷 C0Σ 为根据单个轴承的 C 和 C0 计算： 角接触球轴承：
C 1 . 625 C C 0 2C 0
◆游隙代号： 游隙：指一个套圈相对于另一个套圈，沿径向或沿轴向，
从一个 极限位置到另一个极限位置的移动量。
游隙分为： /C1 、/C2、 0 、/C3 、/C4 、/C5 共六个组别。
游隙值：小 大
0组省略。
滚动轴承的代号
◆ 配置代号：
/DF：面对面安装（正装） /DB：背对背安装（反装） •举例： 6308： 深沟球轴承，尺寸系列03，内径d=40mm，
密 封 与 防 尘 结 构 代 号
保 持 架 及 其 材 料 代 号
特 殊 轴 承 材 料 代 号
公 差 等 级 代 号
游 隙 代 号
配 置 代 号
其 它 代 号
一、基本代号
◆ 内径代号：
代号 内径 d
00 10
01 12
02 15
03 17
滚动轴承允许转速及最小载荷计算公式
0.53
ISO
VG150,适
0.87 用ISO
VG100-
200情况
其他粘度
0.83
润滑脂情 况(40
℃）
轴承的允许转速 =nr*fp*fv
3688.8 r/min
轴承的允许转速 =nr*fp*fv实际基 油粘度/fv ISO VG150基油粘度
4045.057 r/min
ISO VG150,适 用ISO VG100200情况 其他粘度 润滑脂情 况(40 ℃）
轴承所需最小负荷： 轴承动态基本额定负荷 滚子轴承=0.02 C 球轴承=0.01 C 实际转速ns 实际转速ns/极限转速nj 当轴承的加速度很高和 转速达到极限转速的50% 或更高时，最小负荷就 非常重要。见SKF样宣中
140 KN 2.8 kN 1.4 KN 1800 r/min 0.36
轴承型号
6317
极限转速nj
5000 r/min
参考转速 nr
8000 r/min
当量动负荷P
30 kN
基本额定静载荷C0
96.5 kN
P/C0
0.310881
轴承内径d
85 mm
轴承外径D
180 mm
轴承平均直径dm
132.5 mm
情况1 情况2
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
轴承负荷调整系数 fP
油粘度调整系数fv
油粘度调整系数fv 实际基油粘度
滚动轴承的工作情况
滚动轴承的特点与优势
滚动轴承具有较高的旋转精度和刚度，能够承受较大的 径向和轴向载荷。
滚动轴承的安装和维护相对简单，能够适应各种不同的 工作条件和环境。
02
球轴承由内圈、外圈、滚动体（ 球或柱）和保持架组成，滚子轴 承则由内圈、外圈、滚动体（滚 子）和保持架组成。
滚动轴承的结构与工作原理
滚动轴承的结构紧凑，主要由内圈、外圈、滚动体和保持架 组成。内圈与轴颈配合，外圈与轴承座配合，滚动体在内圈 和外圈之间滚动，保持架则用来保持滚动体的位置和引导滚 动体在轴承内正确滚动。
如果工作温度过高，会导致轴承材料软化，降低其承载能力和使用寿命；如果工作温度过低，可能会导 致轴承内部润滑剂凝固或结冰，影响轴承的正常运行。
工作载荷
滚动轴承在工作过程中需要承受 一定的载荷，包括径向载荷和轴
向载荷。
滚动轴承的载荷能力取决于其结 构、尺寸、材料和润滑条件等因
素。
在设计滚动轴承时，需要考虑到 其承受的载荷大小和方向，以确 保其能够正常工作并具有较长的
与滑动轴承相比，滚动轴承的摩擦阻力小，因此具有较 高的效率和使用寿命。
滚动轴承的规格标准化和系列化，方便选用和设计。
02
滚动轴承的工作环境与条件
工作温度
滚动轴承的工作温度受到多种因素的影响，如润滑剂的类型和粘度、轴承的转速、轴承的尺寸和材料 等。
在理想情况下，滚动轴承的工作温度应该保持在适当的范围内，以确保其正常运行和较长的使用寿命。
润滑剂的添加与更换
按照规定的时间间隔或根据需要进行 润滑剂的添加和更换，确保轴承的正 常运转。
滚动轴承承载能力计算分析
滚动轴承承载能力计算分析目录1分析基础 (1)1.1理论基础：Hertz弹性体接触理论 (1)1.2实验基础：许用接触应力 (2)2承载分析 (3)2.1曲率计算 (3)2.2轴向承载 (4)2.3径向承载 (6)2.4倾覆承载能力 (10)2.5当量轴向力 (12)3静容量系数f o系数确定 (13)3.1许用接触应力 (13)3.2静容量系数 (14)4算例 (16)4.1基本参数 (16)4.2曲率计算 (16)4.3计算接触应力常数Cp值 (16)4.4计算许用接触应力 (16)4.5计算静容量系数f0值 (17)4.6静容量计算 (17)5简化(统一)计算法 (18)5.1简化公式 (18)5.2不同曲率比时的静容量系数值 (18)6附录 (19)附表1:曲率函数F (p )有关的椭圆积分 (19)附表2:不同球数时的Jr值 (21)1分析基础1.1理论基础：Hertz弹性体接触理论由Hertz推导出的点接触弹性变形和接触应力计算基本公式丄——材料泊松比Q一一使两接触体压紧的法向载荷 (N) 刀P ——接触处主曲率之和K(e) ---- 第一类椭圆完全积分。
(1-1)CT — -------------■ max2 -：2K (e) (1— ~)=1.52K(e)m-QEa(mm)(1-2) (1-3) (1-4)式中a——接触椭圆长半轴b ---- 接触椭圆短半轴(T max— -一最大接触应力S(mm)2 (N/mm)(mm)u、E —与曲率函数F ( p )有关的椭圆积分，取值见附表材料弹性模量(N/mm2)a「I1・2实验基础：许用接触应力Hertz 弹性接触理论不可能包括塑性变形，但在塑性变形区仍然引用Hertz接触理论，并假定塑性变形：b 与滚动体直径D w 有关，即用:-b /D w 来表示塑性变 形。
试验证明，在接触条件保持不变的情况下，单位塑性变形 :.b /D w 随着负荷增 长的幕级数而增长，随着曲率比的降低而增加，对于点接触，可得出图1所示的 实验曲线图：图1-1点接触塑性变形、接触应力常数与许用接触应力间关系 上图中的实验曲线符合下列方程式式中[(T max]——最大许用接触应力Cp —接触应力常数S b ——塑性变形量Dw ——滚动体直径根据Cp 值计算点接触接触应力的计算公式如下:(1-6)D w,4 3 1 0pC.(1-5)110150 200 250 3C0 360 400 450 500 550 600 650 700 750 300ODQOODO-nuDQOODOODDO ooc 755025g755025g 75E5025[m 7a5025g75c 7666655554 4 4433332笛亠亘-焉吾一12.1曲率计算如图2-1所示：滚动球直径D w ，回转支承滚道中心直径 D pw ，接触角a 。
滚动轴承的选择计算
滚动轴承的选择计算16. 3 滚动轴承的选择计算16.3.0滚动轴承类型的选择1.轴承的载荷大小:滚子轴承优于球轴承方向:径向R(6、1、N)轴向A(5)R+ A(7、3、6)轴承的载荷方向2.轴承的转速极限转速n:滚动轴承允许的最高工作转速称为lim 极限转速。
对高转速的轴承:1).优先选用球轴承(润滑的阻力)2).轻系列轴承优于中、重系列(离心力) 3).实体保持架优于冲压保持架(易形成油膜减小摩擦)4).提高公差等级、改善润滑条件等推力轴承的主要承载能力表现在轴向，离心力过大时无法通过径向反力平衡，将引起较大的反力，发热大，极限转速较低3. 轴承的调心性能表16-24. 轴承的安装与拆卸5. 经济性:球比滚子便宜，精度适宜比较球轴承和滚子轴承有:16.3.1滚动轴承的工作情况分析1.运动关系:内外圈相对回转;滚动体既自转又公转。
2.轴承中载荷的分布: ,推力轴承 F=F/z 0 a,向心轴承，在载荷F 的作用下,根据变形关系，轴承r下部中间滚动体受力最大，向两边逐渐减小。
也就是说～最多只有半圈滚动体受载～且各滚动体的受载大小也不同。
应力循环特性:内、外圈～滚动体的受力可以认为是脉动循环。
16.3.2 滚动轴承的失效形式及设计准则设计失效形式准则点蚀(一般轴承) 寿命计算静载永久变形荷计算密封;磨损、烧伤润滑、散热限制胶合极限转速元件破裂，重新正确安装。
对可分离的高精度轴承不能互换安装.在正确使用下，滚动轴承的最主要的失效形式是点蚀，点蚀可能发生在滚动体和任意座圈上，由于滚动轴承的接触应力较大，通常不按永久寿命设计，设计滚动轴承的寿命是滚动轴承设计的重要内容.由于滚动轴承工作中的接触应力较大，在接触应力作用下元件表面可能发生塑性变形，过大的塑性变形会影响轴承的工作平稳性和旋转精度，除过大的工作应力会造成塑性变形以外，拆卸和装配中的不正确操作也会引起塑性变形;在润滑不良的情况下，会造成轴承磨损，在使用滚动轴承中应保证充足的润滑，在设计中应为正确的润滑提供条件，应为添加润滑剂和保持润滑剂的合理量设置必要的装置，如加油孔，油面显示装置等。
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第一讲一、教学目标（一）能力目标能判断常用滚动轴承的类型；理解其代号的含义；会选用滚动轴承（二）知识目标1.了解滚动轴承的类型、特点，掌握滚动轴承的代号2.掌握滚动轴承的选择二、教学内容滚动轴承的类型、代号及选用三、教学的重点与难点重点：滚动轴承的类型、特点及代号。
难点：滚动轴承类型的选择。
四、教学方法与手段采用多媒体教学（加动画演示），结合教具，提高学生的学习兴趣。
14.1 轴承的功用和类型轴承的功用：支承轴及轴上的旋转零件，使其回转并保证一定的旋转精度，减少相对摩擦和磨损。
轴承的分类：按摩擦的性质分，轴承可分为滑动轴承和滚动轴承。
滑动轴承滚动轴承14.2 滚动轴承的组成、类型及特点滚动轴承是标准件，由专业工厂生产。
设计时只需根据轴承工作条件选用合适的类型和尺寸的滚动轴承，进行寿命计算，并对轴承的安装、润滑、密封给予合理设计和安排。
滚动轴承的特点优点：1）f小起动力矩小，η高；2）运转精度高（可用预紧方法消除游隙）；3）轴向尺寸小；4）某些轴能同时承受Fr和Fa，使机器结构紧凑；5）润滑方便、简单、易于密封和维护；6）互换性好（标准零件）缺点：1）承受冲击载荷能力差；2）高速时噪音、振动较大；3）高速重载寿命较低；4）径向尺寸较大（相对于滑动轴承）应用：广泛应用于中速、中载和一般工作条件下运转的机械设备。
14.2.1 滚动轴承的组成滚动轴承一般由外圈、内圈、滚动体和保持架所组成。
滚动体的形状短圆柱形柱形长圆柱形螺旋滚子滚柱轴承圆锥滚子鼓形滚子滚针保持架是使滚动体等距分布，并减少滚动体间的摩擦和磨损。
滚动轴承的材料：内、外圈、滚动体—GCr15、GCr15-SiMn等轴承钢，热处理后硬度HRC60~65；保持架：低碳钢、铜合金或塑料、聚四氟乙烯。
14.2.2 滚动轴承的基本类型及特点接触角α：滚动体与外圈内滚道接触点的法线方向与轴承径向平面所夹的角。
滚动轴承按能承受的负荷方向或公称接触角 不同，可分为向心轴承和推力轴承。
向心轴承又可以分为径向接触轴承（α＝0）和角接触向心轴承（0＜α＜45）推力轴承又可以分为轴向接触轴承（α＝90）和角接触推力轴承（45＜α＜90）径向接触轴承：只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷；角接触向心轴承：既能承受径向载荷，也能承受一定的轴向载荷；轴向接触轴承：只能承受轴向载荷，不能承受径向载荷；角接触推力轴承：既能承受轴向载荷，也能承受一定的径向载荷14.3 滚动轴承的代号滚动轴承是标准件，GB272／T-93规定了轴承代号的表示方法。
轴承代号由基本代号、前置代号和后置代号三部分构成。
14.3.1 基本代号由类型代号、尺寸系列代号和内径代号组成。
类型代号由一位(或两位)数字或英文字母表示，其相应的轴承类型参阅设计手册。
尺寸系列代号由两位数字组成。
前一个数字表示向心轴承的宽度或推力轴承的高度；后一个数字表示轴承的外径。
直径系列代号为7表示超特轻；8、9表示超轻；0、1表示特轻；2表示轻；3表示中；4表示重；5表示特重；宽度系列代号为0表示窄型；1表示正常；2表示宽；3、4、5、6表示特宽。
内径代号由数字组成。
当轴承的内径在20～480㎜范围内(22、28、32㎜除外)，用内径的毫米数除以5的商数表示；内径为10，12，15，17㎜的轴承内径代号分别为00，01，02，03；内径为22，28，32㎜和尺寸等于或大于500㎜的轴承，其内径代号直接用公称内径毫米数表示，但在与尺寸系列代号之间用“／”分开；内径小于10㎜的轴承内径代号表示方法可查阅GB272／T —93。
14.3.2 前置代号前置、后置代号是轴承在结构形状、尺寸、公差、技术要求等有改变时，在其基本代号左右添加的补充代号。
表示轴承的分部件，用字母表示。
L ——可分离轴承的可分离内圈或外圈如LN207 K ——轴承的滚动体与保持架组件K81107 R ——不带可分离内圈或外圈的轴承，如RNU207 NU ——表示内圈无档边的圆柱滚子轴承WS 、GS ——分别为推力圆柱滚子轴承的轴圈和座圈，如WS81107、GS81107。
后置代号反映轴承的结构、公差、游隙及材料的特殊要求等，共8组代号。
内部结构代号——反映同一类轴承的不同内部结构例：C 、AC 、B ——代表角接触球轴承的接触角︒=15α，︒25和︒40，E 代表增大承载能力进行结构改进的增强型等，如7210B ，7210AC ，NU207ER 、N 、NR ——轴承外圈带有止动挡边、止动槽、止动槽并带止动环，例：6210N 轴承的公差等级代号新标准 /P2、/P4、/P5、/P6、/P6X 、/P0旧标准 B C D EX E G —普通级可省略 例：轴承61710／P6 6一深沟球轴承 1一宽度系列为正常 7一直径系列为超特轻 10一内径为50㎜ P6一公差等级为6级。
14.4 滚动轴承类型选择在选择轴承类型时，根据轴承的结构及性能特点，选择合理的类型。
14.4.1 载荷条件轴承承受载荷的大小、方向和性质是选择轴承类型的主要依据。
1、载荷的方向当轴承承受纯径向载荷时，可选用向心轴承中的径向接触轴承；受纯轴向载荷时，可选用推力轴承；当径向载荷和轴向载荷都比较大时，宜选用角接触轴承。
要注意内外圈可分离的短圆柱滚子轴承不能承受轴向力。
2、载荷大小承受较大载荷时，应选用线接触的滚子轴承。
3、载荷性质有冲击载荷时宜选用滚子轴承。
14.4.2 转速条件球轴承比滚子轴承有较高的极限转速，高速或要求旋转精度高时，应优先选用球轴承。
高速轻载时，宜选用超轻，特轻或轻系列轴承；低速、重载时，可采用重和特重系列轴承。
14.4.3 调心性能轴承内外圈轴线间的偏斜角应控制在极限值之内，否则会增加轴承的附加载荷而使其寿命降低。
当偏斜角较大时，可选用调心轴承。
14.4.4 安装、调整性能为便于安装、拆卸和调整轴承间隙，常选用外圈可分离的轴承。
14.4.5 经济性一般球轴承比滚子轴承便宜，同型号轴承，精度越高，价格越贵。
小结1、滚动轴承的组成、类型及特点2、滚动轴承的代号3、滚动轴承类型的选用作业与思考：1、滚动轴承的主要类型有哪些？各有什么特点？2、试说明下列各轴承的内径有多大？哪个轴承的公差等级最高？哪个允许的极限转速最高？哪个承受径向载荷能力最大？哪个不能承受径向载荷？6208/P2、30208、5308/P6、N22083、何谓滚动轴承的基本额定寿命？何谓当量动载荷？如何计算？4、滚动轴承失效的主要形式有哪些？计算准则是什么？第二讲一、教学目标（一）能力目标1.能合理的选择常用滚动轴承2.具有组合设计的能力（二）知识目标1.掌握滚动轴承的基本额定寿命、基本额定动载荷及寿命计算2.熟悉滚动轴承的组合设计二、教学内容1.滚动轴承的失效形式及设计准则2.滚动轴承的寿命计算3.滚动轴承的组合设计三、教学的重点与难点重点：滚动轴承的寿命计算。
难点：滚动轴承的组合设计。
四、教学方法与手段采用多媒体教学，结合图片及实物讲授，提高学生的学习兴趣。
14.5 滚动轴承的工作情况分析及计算14.5.1 滚动轴承的失效形式1、点蚀轴承工作时，滚动体和内、外套圈之间产生相对运动，在负荷作用下，滚动体和内、外套圈的接触处产生循环变化的接触疲劳应力。
长期工作会产生点蚀破坏，使轴承运转时产生振动、噪声，乃至丧失运转精度。
2、塑性变形低速轴承和间歇摆动轴承，一般不会产生疲劳点蚀破坏，但在过大的冲击负荷或静负荷下，滚道和滚动体会出现不均匀的永久塑性变形凹坑，增大摩擦，降低运转精度。
3、磨损在多粉尘或润滑不良条件下，滚动体和套圈的工作面产生磨损。
速度过高时还会出现胶合、表面发热甚至滚动体回火。
其他还有因安装、拆卸、维护不当引起的元件断裂、锈蚀、化学腐蚀等。
14.5.2 设计准则1、对回转的滚动轴承，最主要的失效形式是疲劳点蚀破坏。
一般情况下，均应进行轴承的寿命计算。
2、对低速轴承或摆动轴承，要求控制其塑性变形，应进行静强度计算。
负荷较大或有冲击负荷的回转轴承，亦应进行静强度计算。
3、对高速轴承，主要是由于发热而引起的磨损、烧伤失效，除需要进行寿命计算外，还应验算极限转速。
14.5.3 滚动轴承的寿命计算1、基本额定寿命和基本额定动负荷（1）寿命滚动轴承任一元件的材料首次出现疲劳点蚀前的总转数或在某一给定的恒定转速下的运转小时数。
（2）基本额定寿命一批型号相同的轴承，在相同的运转条件下，其中90％在疲劳点蚀前能运转的总转数或在给定转速下所能运转的总工作时数。
其可靠度为90％，以符号L10或L h10表示。
（3）基本额定动负荷轴承的基本额定寿命为一百万(106)转时所能承受的最大负荷为轴承的基本额定动负荷，以Cr表示。
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%。
纯径向载荷——向心轴承基本额定动载荷C 纯轴向载荷——推力轴承轴承和圆锥滚子轴承2、当量动载荷定义：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 。
理解为：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 、NA 轴承）P=R（2）对只能承受轴向载荷A 的轴承（推力球（5）和推力滚子（8））P=A（3）同时受径向载荷R 和轴向载荷A 的轴承P=XR+YAX ——径向载荷系数，Y ——轴向载荷系数，X 、Y ——见表14.13 3、向心角接触轴承轴向力的计算该类轴承受R →产生派生轴向力S ，所以要成对使用，对称安装 （1）派生轴向力大小方向：a)正装（面对面），支点跨距小，适合于传动零件位于两支承之间； b)反装（背靠背），实际支距变大，适合于传动零件处于外伸端 （2）实际轴向载荷A 的确定 1）当12S S F a >+时轴有向左移动的趋势，使轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”，压紧的轴承1外圈通过滚动体将对内圈和轴产生一个阻止其左移的平衡力1S '，使211S F S S a +=+'∴轴承1的实际轴向载荷为2111S F S S A a +='+=轴承2上的轴向力，由力的平衡条件2212S F S F F A A a a a =-+=-=——本身的派生轴向力2）当12S S F a <+时轴有右移趋势，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”，“2”上产生一个平衡力2S '，使a a F S S S S S S F -='+→='++122122∴轴承2实际所受的轴向力为a F S S S A -='+=1222轴承1实际所受的轴向力，由力的平衡条件1121S F S F A F A a a a =-+=+=——本身派生轴向力结论：——实际轴向力A 的计算方法1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧”和“放松”的轴承。