在选择轴承的尺寸时，可以根据作用在轴承上的负荷和对工作寿命及可靠性的要求，以轴承的额定负荷初步定出所需的轴承。产品表列出基本额定动负荷C及基本额定静负荷C0。轴承静负荷与动负荷的条件必须独立验算。静负荷不仅指对轴承在静止或很低转速(n<10r/min)时所作用的负荷，还应检查在重冲击负荷(很短时间作用的负荷)下的静负荷安全系数。在检查动负荷时，应使用最符合实际情况的负荷谱进行验算，包括可能出现的最大负荷。
在SKF额定寿命公式中所考虑的应力包括：外力导致的应力，由表面状况、润滑情况以及滚动接触面在运动学上引起的应力。通过综合考虑这些应力对轴承寿命的影响，在特定的应用，可以对轴承的性能和表现作更准确的预测。
由于涉及十分复杂的计算，理论中详细的内容已超出本型录的范围。因此，在“SKF额定寿命”一节中给出的是经过简化的“型录”计算方法。使用者可以通过这些计算，充分利用轴承应能达到的寿命，合理地把机械的整体尺寸缩小，并认识到润滑与污染对轴承寿命的影响。
一般来说，滚动接触面的金属疲劳是滚动轴承损坏主要的原因。因此对某特定的应用，基于滚道疲劳已足以选出合适的滚动轴承及其尺寸。国际标准ISO 281就是以滚动接触面的金属疲劳作为基础。但更重要的是，应把整套轴承视作一个系统，其中可能存在的部件，即保持架、润滑剂以及密封件(→图1)，其寿命对于轴承的耐用性起著同等的作用，在某些情况下还起著主导的作用。理论上，当所有部件达到同样的寿命，才是最理想的工作寿命。
也就是说，要轴承的实际工作寿命达到计算寿命，其部件的工作寿命也必须至少达到轴承的计算寿命。关键的部件包括保持架、密封件以及润滑剂。在实际应用中，金属疲劳还是最主要的因素。
轴承静负荷
轴承在下列情况时，应使用基本额定静负荷C0进行计算：
·低转速(n<10r/min)
·缓慢地往复摆动
·在负荷长时间作用下保持静止
对于转动中(承受动态应力)或静止状态下的轴承，只在短时间的作用负荷，也必须检查其相关的安全系数，包括冲击负荷或最大负荷。
型录上的基本额定静负荷符合ISO 76:1987标准，相当于负载最重的滚动体与滚道接触的中心位置，其计算的接触应力：
-自动调心球轴承为4600MPa
-所有其它球轴承为4200MPa
-所有滚子轴承为4000MPa
在这应力下会造成滚动体和滚道的永久变形，约为滚动体直径的0,0001。对于径向轴承，负荷为纯径向负荷；对于推力轴承，是作用在轴承中心的轴向负荷。
验算轴承的静负荷，是指计算静负荷安全系数，其定义为：
s0=C0/P0
式中
C0=基本额定静负荷，kN
P0=当量静负荷，kN
S0=静负荷安全系数
计算当量静负荷时，应把可能出现的最大负荷代入式中。有关静负荷安全系数的参考值及其计算的详细信息，可参见从76页开始的“运用静承载能力选择轴承的尺寸”一节。
轴承动负荷与寿命
基本额定动负荷C用于计算在动态应力下的轴承，即在承受负荷下转动的轴承。其表示达到ISO281:1990基本额定寿命1000000转时的轴承负荷。负荷的大小和方向是假定不变的。对于径向轴承，负荷为纯径向负荷，对于推力轴承，是作用在轴承中心的轴向负荷。
SKF轴承的基本额定动负荷是根据ISO281:1990标准规定的程序而设定。本型录给出的额定负荷，适用于在一般工作条件下，经过热处理，硬度最小达到58HRC的铬钢轴承。
“SKF探索者”级轴承在多方面作出改进，包括原材料和生产工艺，并引用更新的系数根据ISO281:1990标准计算出各轴承的基本额定动负荷。
滚动轴承寿命的定义为，在其中一个轴承套圈或滚动体上首次出现金属疲劳(剥落或断裂)迹象之前，轴承能够达到的
·转数；或
·在一定转速下的工作小时
实践证明，表面上完全相同的轴承在一样的工作条件下，仍然会达到不同的寿命。因此在计算轴承尺寸时，必须对“寿命”一词有更明确的定义。SKF提供有关基本额定动负荷的所有信息，是基于某一足够大数量表面上完全相同的轴承，有90%能够达到或超过的寿命作为依据。
还有几种不同定义的轴承寿命。其中之一是“工作寿命”，表示轴承在实际工作条件下，发生故障之前实际达到的寿命。必须注意，个别轴承的寿命只能通过统计方法进行预测。寿命计算只是对轴承群体和一定程度的可靠性而言，即90%。在实际使用时出现的故障通常不是疲劳所致，更多的情况是污染、磨损、不对中、腐蚀所致，又或是保持架、润滑剂或密封件引起的故障。
另一种“寿命”是“约定寿命”，由官方部门或制定行业标准的机构指定，并基于某假定的负荷与转速为工作条件。这基本上是所需的L10基本额定寿命，一般是根据类似应用得来的经验而定。
运用寿命公式选择轴承的尺寸
基本额定寿命
根据ISO 281:1990标准，轴承的基本额定寿命是：
如果转速是固定的，轴承的寿命通常以工作小时来表示，公式为：
式中
L10=基本额定寿命(90%可靠性)，百万转
L10h=基本额定寿命(90%可靠性)，工作小时
C=基本额定动负荷，kN
P=当量动负荷，kN
n=转速，r/min
p=寿命公式中的指数
=球轴承为3
=滚子轴承为10/3
SKF额定寿命
由于现代轴承的质量提高不少，在某些应用中，轴承的实际工作寿命可能远高于其基本额定寿命。在某特定应用中，轴承的工作寿命受多种不同的因素影响，包括润滑、污染的程度、角度误差、安装不当和环境条件等。
为此，ISO 281:1990/Amd2:2000标准中加入了一条寿命修正公式，以补充基本额定寿命的不足，这种寿命的计算方法是利用一个修正系数，把轴承的润滑、污染情况以及材料的疲劳极限等因素考虑在内。
ISO 281:1990/Amd2:2000标准中还制订准则，让轴承制造商自行推荐合适的方法，根据工作条件计算寿命修正系数。SKF寿命修正系数aSKF，应用疲劳负荷极限Pu的概念，类似计算其它机械部件的方法。疲劳负荷极限在产品表中给出。此外，SKF寿命修正系数aSKF中还引入润滑条件(粘度比K)以及污染系数η，把具体的工作条件考虑在计算中。
SKF额定寿命公式符合ISO 281:1990/Amd2:2000标准。
如果转速是固定的，轴承的寿命可以用工作小时来表示，公式为：
式中
Lnm=SKF额定寿命(100-n%可靠性)，百万转
Lnmh=SKF额定寿命(100-n%可靠性)，工作小时
L10=基本额定寿命(90%可靠性)，百万转
a1=寿命可靠性调整系数(→表1)
aSKF=SKF寿命修正系数(→图表1至4)
C=基本额定动负荷，kN
P=当量动负荷，kN
n=转速，r/min
p=寿命公式中的指数
=球轴承为3
=滚子轴承为10/3
在某些情况下，以其它单位来表示轴承寿命，比百万转或工作小时更为方便。例如，用于汽车或铁路的轴承，寿命通常用里数来表示。为方便以不同单位换算轴承寿命，58页的表2给出了较常用的换算系数。
SKF寿命修正系数aSKF
SKF寿命修正系数能体现出疲劳负荷极限比(Pu/P)、润滑条件(粘度比K)以及表示轴承内污染程度的污染系数(ηc)之间的关系。根据不同类型的轴承，系数aSKF是ηc(Pu/P)的函数，可以从下列的四个图表中得出，SKF标准轴承、SKF探索者轴承和不同的粘度比K各有不同的值：
图表1：径向球轴承，54页
图表2：径向滚子轴承，55页
图表3：推力球轴承，56页
图表4：推力滚子轴承，57页
图表的制定是根据与其它机械部件的疲劳负荷极限相关的常见值和安全系数。SKF额定寿命公式是经过简化的计算方式，假如得出aSKF的值大于50，即使准确定出工作条件，使用此值也没有实在意义。
| 表1 | |||
| 寿命调整系数a1 | |||
| 可靠性 % |
失效概率 % |
额定寿命 Lnm |
系数 a1 |
| 90 | 10 | L10m | 1 |
| 95 | 5 | L5m | 0,62 |
| 96 | 4 | L4m | 0,53 |
| 97 | 3 | L3m | 0,44 |
| 98 | 2 | L2m | 0,33 |
| 99 | 1 | Llm | 0,21 |
当k>4时，使用K=4的曲线
当ηc(Pu/P)值趋于0，对于所有K值的aSKF系数都趋于0,1
虚线标注的位置是相当于以前的调整系数a23(K)的标度，在这位置上，aSKF=a23
当k>4时，使用K=4的曲线
当ηc(Pu/P)值趋于0，对于所有K值的aSKF系数都趋于0,1
虚线标注的位置是相当于以前的调整系数a23(K)的标度，在这位置上，aSKF=a23
计算寿命修正系数aSKF
通过SKF的计算机程序-CADalog，或“SKF互动工程型录”，可以更简便的算出aSKF,系数。“SKF互动工程型录”备有光盘，也可以通过访问www.skf.com网站，在网上使用。此外，SKF还开发出精密和尖瑞的的计算机程序，把滚动接触应力考虑在SKF额定寿命的计算中。因此其它会影响到轴承寿命的因素，例如，角度误差、轴挠曲以及轴承座变形等，也可以一并考虑。(→参见从82页开始的“SKF的计算工具”一节)。
 |
| D=车轮直径，m n=转速，r/min γ=往复摆动的幅度(偏离中心位置的最大转动角度)，度 |
润滑条件-粘度比K
润滑剂的有效性是取决于滚动接触面中的两个表面的分离程度。要形成一个足够把两个表面分开的润滑膜，润滑剂必须能在达到正常工作温度时间保持有一定的最低粘度。润滑剂所提供的润滑条件是用粘度比K来表示，即实际粘度V与能提供充分润滑的额定粘度V1的比率。实际粘度和额定粘度是根据润滑剂在正常工作温度时的考虑(→参见从252页开始的“润滑油的选择”一节)。
式中
K=粘度比
v=润滑剂的实际工作粘度，mm2/s
v1=根据轴承平均直径和转速的额定粘度，mm2/s
要在滚动接触面之间形成一个足够把两个表面分开的润滑膜，润滑剂必须在正常工作温度时能保持一定的最低粘度。要确定所需的额定粘度，可利用轴承平均直径dm=0,5(d+D)，mm，和转速n，r/min，然后通过60页的图表5中找出。该图表经过重新修订，引用了滚动轴承摩擦学最新的研究成果。
当工作温度根据经验或可通过其它方法确定时，可以从61页的图表6得出国际标准参考温度40℃时的相应粘度，或通过计算得出。图表根据的粘度指数为95。表3列出了依据ISO 3448:1992标准的粘度级数，列出在40℃时每一等级的粘度范围。在相近的工作条件下，某些类型的轴承如球面滚子轴承、圆锥滚子轴承和球面滚子推力轴承不等，一般比其它种类的轴承，如深沟球轴承和圆柱滚子轴承有较高的工作温度。
| 表3 | |||
| ISO 3448标准的ISO粘度级别 | |||
| ISO 粘度等级 | 40℃时的运动粘度极限 平均 |
最小 | 最大 |
| - | mm2/s | ||
| IS0 VG 2 | 2,2 | 1,98 | 2,42 |
| IS0 VG 3 | 3,2 | 2,88 | 3,52 |
| ISO VG 5 | 4,6 | 4,14 | 5,06 |
| IS0 VG 7 | 6,8 | 6,12 | 7,48 |
| ISO VG 10 | 10 | 9,00 | 11,0 |
| IS0 VG 15 | 15 | 13,5 | 16,5 |
| ISO VG 22 | 22 | 19,8 | 24,2 |
| ISO VG 32 | 32 | 28,8 | 35,2 |
| ISO VG 46 | 46 | 41,4 | 50,6 |
| ISO VG 68 | 68 | 61,2 | 74,8 |
| ISO VG 100 | 100 | 90,0 | 110 |
| ISO VG 150 | 150 | 135 | 165 |
| ISO VG 220 | 220 | 198 | 242 |
| ISO VG 320 | 320 | 288 | 352 |
| ISO VG 460 | 460 | 414 | 506 |
| ISO VG 680 | 680 | 612 | 748 |
| IS0 VG 1000 | 1000 | 900 | 1100 |
| ISO VG 1500 | 1500 | 1350 | 1650 |
计算实例
轴承的内径d=340mm，外径D=420mm，所需的转速为n=500r/min。轴承平均直径dm=0,5(d+D)，dm=380mm，从图表5得出，在工作温度下能提供充分润滑的所需额定粘度、大约为11mm2/s。假设轴承的工作温度为70℃，从图表6可以查出，使用的润滑剂的粘度级数应为ISO VG32或以上，其实际粘度v在参考温度40℃时至少达到32mm2/s。
极压(EP)添加剂的考虑
目前已知，在个别的情况下，在润滑剂中加入某些极压(EP)添加剂可延长轴承的工作寿命，否则可能会有不良的润滑效果，例如当k<1和污染系数ηc≥0,2时，根据DIN ISO 281附录1:2003，如果在润滑剂加入经过验证的极压添加剂，计算时可使用粘度比K=1。在这情况下，寿命修正系数aSKF必须限制在≤3，但不应低于使用正常润滑剂的aSKF值。
对于其它情况，可以用实际应用得出的粘度比K来确定寿命修正系数aSKF。在严重污染的情况下，即如污染系数0,2，必须经过试验，才可以确定加入极压添加剂的效果。请参考从229页开始的“润滑”一章中有关极压(EP)添加剂的信息。
污染系数ηc
引入污染系数是为了在轴承寿命计算中考虑润滑剂的污染程度。污染对轴承疲劳的影响取决于多种因素，包括轴承的尺寸、润滑膜的相对厚度、固体污染颗粒的大小及其分布情况、污染的种类(软、硬等)。这些因素对轴承寿命的影响是很复杂的，其中许多因素难以量化。因此不可能根据个别因素来确定污染系数ηc。在表4中给出了一些参考值。
如果在某应用中是根据以前的a23调整系数来计算寿命，而且有良好的实际效果，可以推导出一个相应的ηc系数(隐含值)。根据这个推导值可以得出一个相当于调整系数的aSKF系数，在68页的“特殊情况-调整系数a23”一节中有详细说明。
使用这个方法必须注意，得出的污染系数1可能只是表示该应用污染程度的大概情况。另一个得出某应用污染系数ηc的方法，是将润滑剂污染程度进行量化，然后才作评估。
| 表4 | ||
| 在不同污染程度下ηc系数的参考值 | ||
| 情况说明 | ηc系数1) 对于以下平均直径的轴承 |
|
| dm<100mm | dm≥100mm | |
| 极度清洁 | 1 | 1 |
| 颗粒尺寸和油膜厚度相约 | ||
| 实验室中的条件 | ||
| 非常清洁 | 0,8…0,6 | 0,9...0,8 |
| 润滑油经过极细的过滤器 | ||
| 带密封圈轴承的一般情况(终身润滑) | ||
| 一般清洁 | 0,6...0,5 | 0,8...0,6 |
| 润滑油经过幼细的过滤器 | ||
| 带防尘罩轴承的一般情况(终身润滑) | ||
| 轻度污染 | 0,5...0,3 | 0,6...0,4 |
| 微量污染物在润滑剂内 | ||
| 常见污染 | 0,3...0,1 | 0,4...0,2 |
| 不带任何密封件的轴承的般情况 | ||
| 润滑油只经过一般过滤，可能有磨损颗粒从周围进入 | ||
| 严重污染 | 0,1...0 | 0,1…0 |
| 轴承坏境高度污染 | ||
| 密封不良的轴承配置 | ||
| 极严重污染 | 0 | 0 |
| (在极度污染下，ηc系数可能已超出可计算范围，寿命 | ||
| 缩短的程度可能远远大于Lnm计算公式的预测) | ||
| 1)以上的ηc系数参考值仅适用于一般的固体污染物。水或其它对轴承寿命 | ||
| 有损害的流体等所造成的污染不包括在内。在极严重污染的情况下 | ||
| (ηc=0)轴承失效可能是由磨损导致，轴承的工作寿命可能比额定寿命要短。 | ||
ISO污染分类与过滤比
在润滑系统中将污染程度进行分类的标准方法，在ISO 4406:1999标准中有详细的说明。在这个分类体系中，将固体颗粒的数量转换成以数字代表的等级代号(→表5及图表7)。
检查轴承润滑油污染程度的一种方法是显微镜计数法，这种计数法把尺寸≥5μm和≥15μm颗粒数量分成两个等级。另一种方法是自动颗粒计数器，把尺寸≥24μm、≥6μm和≥l4μm的颗粒数量分成三个等级用来表示污染程度。
| 表5 | ||
| ISO分类-顆粒污染等级代号 | ||
| 每毫升油液中的颗粒数量 | 等级代号 | |
| 大于 | 至 | |
| 2500000 | >28 | |
| 1300000 | 2500000 | 28 |
| 640000 | 1300000 | 27 |
| 320000 | 640000 | 26 |
| 160000 | 320000 | 25 |
| 80000 | 160000 | 24 |
| 40000 | 80000 | 23 |
| 20000 | 40000 | 22 |
| 10000 | 20000 | 21 |
| 5000 | 10000 | 20 |
| 2500 | 5000 | 19 |
| 1300 | 2500 | 18 |
| 640 | 1300 | 17 |
| 320 | 640 | 16 |
| 160 | 320 | 15 |
| 80 | 160 | 14 |
| 40 | 80 | 13 |
| 20 | 40 | 12 |
| 10 | 20 | 11 |
| 5 | 10 | 10 |
| 2,5 | 5 | 9 |
| 1,3 | 2,5 | 8 |
| 0,64 | 1,3 | 7 |
| 0,32 | 0,64 | 6 |
| 0,16 | 0,32 | 5 |
| 0,08 | 0,16 | 4 |
| 0,04 | 0,08 | 3 |
| 0,02 | 0,04 | 2 |
| 0,01 | 0,02 | 1 |
| 0,00 | 0,01 | 0 |
在65页的图表7中有两个润滑油污染程度分类的典型例子，-/15/12(A)或22/18/13(B)。
例A中表示每毫升润滑油含有160至320颗粒是≥5μm和20到40颗粒是≥15μm。不断的把润滑油过滤是最理想的方法，但要视乎应用过滤系统以提高轴承的性能是否符合成本效益。
过滤比是用来表示过滤的效率。过滤器效率的定义是指一定尺寸颗粒的过滤比或递减系数β。β值越大，表示过滤器对指定颗粒尺寸的过滤效率越高。因此，β值和指定颗粒尺寸必须同时考虑。过滤比是以指定尺寸颗粒在过滤前和过滤后的数量的比来表示，按以下方式计算：
式中
βx=对指定颗粒尺寸x的过滤比
x=颗粒尺寸，μm
n1=在过滤器上游每体积单位(100ml)
大于xμm颗粒的数量
n2=在过滤器下游每体积单位(100ml)
大于xμm颗粒的数量
注：
过滤比β只是针对以μm为单位的某一颗粒尺寸，并以如β3、β6、β12等来表示。例如：一个完整的过滤比“β6=75”，表示在75颗6μm或更大的颗粒中，只有一颗会通过过滤器。
在已知污染度下确定ηc，在油润滑的情况下，只要能确定其污染程度，如通过在ISO 4406:1999标准中说明的显微镜计数法或自动颗粒计数器分析，又或者间接从循环油系统的过滤比率得出，便可以用作确定污染系数ηc。但污染系数ηc不可以单从测量润滑油的污染程度而推导出来。污染系数ηc在很大程度上是取决于润滑条件，即粘度比K和轴承的尺寸。根据DIN ISO 281附录4:2003，可以用一种简化的方法来确定某条件下的ηc系数。利用油污染代号(或过滤比率)、轴承平均直径dm=0,5(d+D)、mm和轴承的粘度比K，可以得出污染系数ηc。(→参见66页的图表8和9)。
图表8和9是在循环油润滑的情况下，根据不同程度的过滤比和油污染代号而给出污染系数ηc的常用值。在油浴润滑系统中，如果污染颗粒几乎没有任何增加，可以应用相近的污染系数。但如果系统中的颗粒数量由于过度磨损或污染物的进入而不断增加，则必须按照DIN ISO 281附录4:2003中的说明，在确定污染系数ηc时适当考虑这种情况。
在脂润滑的情况下，也可按类似方式来确定ηc系数，但由于其污染程度可能难以测量，所以是采用一种简单的定性方法来制定。
67页的图表10和11是在脂润滑的情况下，给出在极高清洁度和一般清洁度工作条件下的污染系数ηc的常用值。
有关在循环油润滑、油浴润滑和脂润滑情况下的其它污染程度的信息，请参阅DIN ISO 281附录4:2003，或向SKF查询。
污染程度对疲劳寿命有多大的影响，可从以下试验结果中看出。对某数量的开式和密封的深沟球轴承6305，在非常污染的环境下(具有相当数量磨损颗粒的变速箱)进行了测试。密封轴承并没有失效，但当其运行时间超过了开式轴承的实验寿命不少于30倍之后，出于实际考虑停止了试验。开式轴承的实际寿命只有计算寿命L10的十分之一，相当于污染系数ηc=0，就如62页的表4中所示。
从54页开始的图表1至4可以看出润滑系统清洁度对轴承寿命的重要性；随著系数ηc的递减，寿命修正系数aSKF急剧下降。使用带密封圈的轴承，是简单有效的方法，以提高轴承的清洁度。
特殊情况-调整系数a23
在前版的SKF轴承综合型录中，以调整系数a23，针对材料和润滑条件，在基本额定寿命的计算中作出了调整。该系数是SKF于1975年提出的。
在ISO 281:1990/Amd2:2000中提到了这种寿命调整的计算方法，应视为更全面的寿命修正系数aSKF的一种特殊情况。调整系数a23以一个特定的“污染-负荷比”[ηc(Pu/P)]23,隐藏在SKF寿命修正系数aSKF的图表中。由于系数a23只取决于粘度比K，因此根据不同K值的a23是叠置在图表中(从54页开始的图表1至4)不同的K曲线上，并且相当于ηc(Pu/P)=[ηc(Pu/P)]23时的aSKF系数。在这情况下，污染度系数ηc可以写成：
ηc(Pu/P)=[ηc(Pu/P)]23每点的位置用虚线标注，其对SKF标准轴承和SKF探索者轴承的值列在表6中。例如，对于标准的径向球轴承，相应的ηc为：
在54页的图表1中“污染-负荷比”[ηc(Pu/P)]23=0,05的位置，aSKF相等于a23，a23可以从虚线与不同K值的曲线的交点，找出相应的aSKF值。轴承寿命于是可以用简化的公式算出：
Lnm=a1 a23 L10
式中
Lnm=SKF额定寿命(100-n%可靠性)，百万转
L10=基本额定寿命(90%可靠性)，百万转
a1=寿命可靠性调整系数(→53页的表1)
a23=材料和润滑条件调整系数，当ηc(Pu/P)=[ηc(Pu/P)]23时(→从54页开始的图表1至4)
| 表6 | ||
| 污染-负荷比[ηc(Pu/P)]23 | ||
| 轴承类型 | [ηc(Pu/P)]23 | |
| SKF 标准轴承 |
SKF 探索者轴承 |
|
| 径向轴承 | ||
| 球轴承 | 0,05 | 0,04 |
| 滚子轴承 | 0,32 | 0,23 |
| 推力轴承 | ||
| 球轴承 | 0,16 | - |
| 滚子轴承 | 0,79 | 0,56 |
使用调整系数a23时，实际上是指应力条件在ηc(Pu/P)=[ηc(Pu/P)]23的情况下。如果轴承实际的ηc(Pu/P)值是低于或高于[ηc(Pu/P)]23值，则表示高估或低估了轴承的寿命。换言之，在实际应用中，如果是重负荷和高污染度、或者是轻负荷和高清洁度的情况下，调整系数a23不能充分反映这些工况。
对于标准轴承，在负荷比C/P大约为5的情况下，污染系数ηc需要大约在0,4至0,5之间，才能满足aSKF=a23。如果实际的清洁度低于一般水平，使用调整系数a23的计算方法会高估了轴承的寿命。因此，SKF建议只运用aSKF的计算方法以提高轴承尺寸选择的可靠性。
如果要将从前根据调整系数a23计算的结果，转用更全面的aSKF调整系数计算方法，了解调整系数a23与aSKF相应的关系是很有参考价值的。实际上，以调整系数a23计算的应用，如果有良好的运行效果，可以将其轻易地转换成相应的aSKF系数。
在实际应用中，基于表6所列的“污染-负荷比”[ηc(Pu/P)]23的计算中，是隐藏著某特定的污染系数ηc。利用这种方式推导出的污染系数ηc，可以作为一个近似值或实际的化系数。参照64页开始的“在已知污染度下确定一节，可以对最初估算的ηc系数，利用润滑油清洁度的分级作进一步改善。另可参见78页的计算实例2。
变化工作条件下的寿命计算
在某些应用中，轴承负荷的大小和方向会随著时间而改变，还可能有转速、温度、润滑条件和污染程度等的变化。因此，必须对变化的负荷条件作分阶段的当量负荷计算，否则无法直接计算出轴承寿命。视乎系统的复杂性，分阶段的参数并不容易确定，且无简化的计算方法。
因此，对于变动的工作条件，有必要将负荷变化的模式或工作周期，减至有限数量较简单的负荷条件(→图表12)。对于持续变动的负荷，可以将负荷变化的模式，根据每个不同的负荷范围累加，将其简化成有恒定负荷段的柱状图。每一个负荷段都以运行时间的百分比或分数来表示。由于重负荷与中等负荷消耗轴承寿命的速度要比轻负荷的快。所以在负荷图中，必须把冲击负荷和最大负荷独立分辨出来，即使在这些负荷下作用的时间很短)或甚至只有数转。
在每一工作制内，可以把轴承负荷和工作条件用固定的平均值来表示。然后根据每一负荷段所需的工作小时或转数，计算该负荷段的分段寿命。例如，N1表示某工作时隔在负荷P1下所需的转数，N表示该应用工作周期的总转数，即分段寿命U1=N1/N将在负荷条件P1下使用，其计算寿命为L10m1。在变化的工作条件下，轴承的寿命可用以下公式估算：
式中
L10m=额定寿命，百万转
L1Om1,L10m2,··=固定条件1、2、...下的额定寿命，百万转
U1,U2…=条件1、2、下的分段寿命
注：U1+U2+......Un=1
在某特定应用下，必须要得到负荷的详细变化情况，才可应用以上的计算方法。利用某些应用常用的工作条件或标准的工作周期，也可推导出负荷变化的模式。
工作温度的影响
轴承在工作中，其尺寸会因材料结构的改变而变化。这种转变受到温度、时间及应力的影响。
为避免在工作中因材料的结构改变而发生不允许的尺寸变化，轴承材料必须经过特殊的热处理(稳定化)(→表7)。
根据不同的轴承类型，标准的轴承是以淬透和感应淬火热处理的钢材制成，建议的最高工作温度在120至200℃之间。可以达到的最高工作温度与热处理的工艺过程有直接的关系。部分类型的轴承有更详细的说明，可参见其相应的产品介绍部分。
如果某应用的正常工作温度高出建议的最高温度，应选用稳定级数较高的轴承。
如果轴承需要连续在高温下工作，轴承的动负载能力可能需要作出调整。
有关详细信息，请向SKF查询。
| 表7 | |
| 尺寸稳定性 | |
| 稳定级数 | 可保持尺寸稳定的温度 |
| SN | 120℃ |
| SO | 150℃ |
| S1 | 200℃ |
| S2 | 250℃ |
| S3 | 300℃ |
| S4 | 350℃ |
轴承在高温下要保持可靠的运行，必须选用合适的润滑剂以保持其润滑特性，还须确保密封件、保持架等材料能在相同温度下工作(→参见从229页开始的“润滑”和从138页开始的“滚动轴承的材料”)。
如果工作温度因特殊情况而需要稳定级数高于S1的轴承，请先与SKF联系。
所需额定寿命
在确定轴承的尺寸时，通常是以应用的约定寿命来验证所施加的动负荷。约定寿命一般是根据机器的类型、运行时间和可靠性的要求。在没有相关应用经验的情况下，可使用72页的表8和9的参考值。
| 表8 | |
| 不同机器类型的约定寿命参考值 | |
| 机器类型 | 约定寿命 工作小时 |
| 家用机器、农业机器、仪器、医疗设备 | 300…3000 |
| 短时间或间歇使用的机械：电动工具、车间起重设备、 建筑设备和机械 |
3000...8000 |
| 短时间或间歇使用的机械，但要求较高的运行可靠性：升降机（电梯）、 用于已包装货物的起重机，吊索鼓轮等 |
8000...12000 |
| 每天工作8小时、但并非全部时间运行的机器： 一般的齿轮传动结构、工业用电机、转式碎石机 |
10000...25000 |
| 每天工作8小时且全部时间运行的机器： 机床、木材机械、连续生产机器、重型起重机、 通风设备、输送带、印刷设备、分离机、离心机 |
20000...30000 |
| 24小时运行的机器：轧钢厂用齿轮箱、中型电机、 压缩机、采矿用起重机、泵、纺织机械 |
40000...50000 |
| 风电机械的设备、包括：主轴、摆动结构，齿轮箱、 发电机轴承 |
30000...100000 |
| 自来水厂用的机械、转炉，电缆绞股机、 远洋轮的推进机械 |
60000...100000 |
| 大型电机、发电厂设备、矿井水泵、 矿场用通风设备、远洋轮的主轴轴承 |
>100000 |
| 表9 | |
| 约定寿命参考值-铁路机车轴箱轴承 | |
| 机车类型 | 约定寿命 百万公里 |
| 符合UIC规格的货车，基于连续作用的最大轴负荷 | 0,8 |
| 公交机车：郊区列车、地铁、轻轨和有轨电车 | 1,5 |
| 干线客运机车 | 3 |
| 干线柴油或电动车组 | 3...4 |
| 干线柴油或电动火车头 | 3...5 |
5.4 轴承动负荷
计算轴承动负荷
作用在轴承上的负荷，在已知或可计算的外力下(如传动力、工作力或惯性力)，可以根据机械学的原理来计算。当计算单个轴承负荷的分力时，为了简化计算，轴是被看成由刚硬和无力矩作用的支点所支承的梁。轴承、轴承座或机械结构的弹性变形，轴挠曲导致在作用轴承上的力矩，全不考虑在简化的计算中。
应用简化的理论，只需要很简单的辅助工具，如小型计算器，也可以进行计算。实际上，计算基本额定负荷和当量轴承负荷的标准方法，也是根据类似的假设。
利用先进和复杂的计算程序，可以不用上述的假设，而根据弹性力学理论来计算轴承的负荷。在这些计算程序中，轴承、轴以及轴承座都是被考虑为系统中具弹性的部分。
外力方面包括轴和所承载部件固有的重量，或是车辆的重量和其它惯性力等，这些一般都是已知数，或能够通过计算得出。但其它的外力，如工作力(碾压力和机床的切削力等)、冲击力和附加的动态力(如由于不平衡引起的离心力)，通常要依靠类似机器或轴承配置的经验才能确定。
齿轮传动
对于齿轮传动，齿轮在理论上产生的作用力可以根据传输功率以及齿轮的类型算出。但也有其它动态力会由于齿轮、传动端或输出端产生。此外，齿轮的形状误差和旋转部件的不平衡也会造成附加的动态力。但齿轮一般以很高的精度标准制造，以降低运行时的噪声，所以由这种原因产生的力通常很小，在计算轴承负荷时可以忽略不计。
应用齿轮传动的机器，只有在工作条件已知的情况下，才能确定根据其运行形式和模式所产生的附加作用力。根据不同工作条件，齿轮制造商通常能提供一个关于冲击负荷和齿轮效率的“工作”系数，利用这个系数，可以用来考虑附加作用力对轴承额定寿命的影响。
皮带传动
计算皮带传动的轴承负荷时，最主要是考虑有效的皮带拉力，其取决于传递的力矩。皮带制造商一般会根据不同的皮带类型、预紧、皮带的张紧力和其它附加动态力，提供一个用来计算皮带拉力的系数。若无法得到相关的系数，可使用以下参考值：
·带齿皮带=1,1至1,3
·三角带(V形带)=1,2至2,5
·平皮带=1,5至4,5
当轴之间的距离很短、在重负荷或冲击负荷的作用下、或张紧力很大时，应取用较大的值。
当量动负荷
如果利用上述信息所得出的计算负荷F，能满足基本额定动负荷C的条件，即负荷的大小和方向是固定的，且径向作用于径向轴承上；或轴向和同心作用于推力轴承上时，则P=F，计算负荷可以直接代入寿命公式。
在所有其它情况下，必须先计算出当量动负荷。当量动负荷是指一个假设的负荷，其大小和方向是固定的，且径向作用于径向轴承上；或轴向和同心作用于推力轴承上。这个假设的负荷与实际作用的负荷，对轴承寿命有相同的影响(→图2)。
径向轴承一般需要承受同时作用的径向和轴向负荷。如果联合负荷的大小和方向是固定的，当量动负荷P可从以下的通用公式得出：
P=XFr+YFa
式中：
P=当量动负荷，kN
Fr=实际径向负荷，kN
Fa=实际轴向负荷，kN
X=径向负荷系数
Y=轴向负荷系数
单列径向轴承只有在轴向负荷与径向负荷的比Fa/Fr，大于某一特定的限制系数e，轴向负荷才会影响到当量动负荷P。但对于双列轴承，即使很小的轴向负荷，一般也会造成很大的影响。
以上的通用公式也适用于能同时承受轴向与径向负荷的球面滚子推力轴承。对于只能承受纯轴向负荷的推力轴承，如推力球轴承和圆柱滚子推力轴承，只要负荷是在轴承的中心，可用以下简化的公式：
P=Fa
在每一相关产品的介绍部分和产品表中，都有提供计算当量动负荷所需的信息和参数。
变动的轴承负荷
在许多情况下，负荷的大小是会变动的。对于变化的工作条件，应采用相应的寿命公式(→70页)。
工作制内的平均负荷
在每一个工作制中，工作条件可与其公称值有小许偏差。假设某工作制的工作条件，如转速和负荷的方向是较为固定的，而负荷的大小只在最小值Fmin与最大值Fmax之间变化(→图表13),可用以下公式计算其平均负荷：
转动的负荷
如果象图表14所示，作用在轴承上的负荷包括一个固定大小和方向的负荷F1(如转子的重量)，和一个固定的转动负荷F2(如一个不平衡的负荷)，平均负荷可用以下公式计算：
Fm=fm(F1+F2)
系数fm的值可参见图表15。
所需最小负荷
在负荷很小的情况下，负荷对工作寿命的影响并不明显。疲劳以外的其它失效原因起着决定性的作用。
为使轴承获得良好运行，滚动轴承必须承受一定的最小负荷。根据一般的经验，滚子轴承所需的最小负荷应相当于0,02C，而球轴承则应相当于0,01C。当轴承的加速度很高和转速达到产品表所列的极限转速的50%或更高时，最小负荷就更为重要(参见从107页开始的“转速和振动”一节)。如果无法满足最小负荷的要求，可考虑使用NoWear永不磨损轴承(→939页)。
对于不同类型的轴承，在其相关产品的介绍部分中，皆有提供计算所需最小负荷的方法。
运用静承载能力选择轴承的尺寸
在以下任何其中一种情况，应根据额定静负荷C0来选择轴承的尺寸，而不是计算轴承的寿命：
·轴承是静止的，而且在连续或间断(冲击)负荷的作用下
·轴承在负荷作用下只作缓慢的往复摆动或调节性的运动
·轴承在负荷作用下的转速很低(n<10r/min)和只需要很短的寿命(在这情况下，对于给定的当量负荷P，根据寿命公式会得出很低的所需基本额定动负荷C，因此所选的轴承在实际工作中可能会严重过载)
·轴承是转动的，但除了需要承受正常的工作负荷外，还要承受很重的冲击负荷
以上所有的情况，轴承能承受的负荷并不是取决于材料的疲劳，而是根据负荷对滚道造成的永久变形的程度而定。作用在静止或缓慢往复摆动的轴承的负荷，以及作用在转动轴承上的冲击负荷，可能会导致滚动体的部分位置被压平和在滚道上造成压痕。压痕可能会不规则地分布在滚道上，也可能以相应于滚动体之间的距离均匀地分布。如果负荷作用在轴承转动一定的圈数后，变形会均匀地分布在整个滚道上。在轴承上的永久变形，可能会导致振动、噪声和增加摩擦。而且也可能会导致游隙的增加或影响到轴和轴承座的配合。
这些变化对轴承性能的损害程度取决于对轴承在特定应用中的要求。如果对下列条件有一定的要求，在选择轴承时，必须要有足够高的静承载能力，以确保其不会发生永久变形或只有很轻微的变形：
·高可靠性
·低噪声(如应用在电机)
·极低的振动(如应用在机床)
·衡定的轴承摩擦力矩(如应用在测量仪器和测试设备)
·在负荷作用下低起动摩擦(如应用在起重机)
当量静负荷
静负荷必须根据其相应的径向和轴向负荷，计算出当量静负荷。当量静负荷是指作用在轴承上(径向作用于径向轴承上，或轴向作用于推力轴承上)，会造成与实际负荷有相同作用的最大滚动体负荷。当量静负荷P0可从以下的通用公式得出：
P0=X0Fr+Y0Fa
式中
P0=当量静负荷，kN
Fr=实际径向负荷(参见下文)，kN
Fa=实际轴向负荷(参见下文)，kN
X0=径向负荷系数
Y0=轴向负荷系数
注：
在计算P0时，应取用可能会发生的最大负荷，把其相应的径向和轴向负荷(→图3)代入以上的公式。如果静负荷以不同方向作用在轴承上，其相应径向和轴向负荷的大小会改变。在这些情况下，应使用会产生最大当量静负荷P0的相应径向和轴向负荷。
在每一相关产品介绍的部分和产品表中，都有提供计算当量静负荷所需的信息和参数。
所需基本额定静负荷
根据静承载能力确定轴承的尺寸时，需要一个给定的安全系数s0，其表示基本额定静负荷C0与当量静负荷P0之间的比；以计算所需的基本额定静负荷。所需基本额定静负荷C0，可从以下的公式得出：
C0=s0P0
式中：
C0=基本额定静负荷，kN
P0=当量静负荷，kN
s0=静负荷安全系数
表10给出的是根据经验的静负荷安全系数s0参考值，适用于不同应用中，要求稳定运行的球轴承和滚子轴承。在高温工作下，静承载能力会下降。有关详细信息，请向SKF查询。
检查静负荷承载能力
对于承受动态负荷的轴承，在已知当量静负荷P0的情况下，建议用以下公式来检查静承载能力是否足够：
s0=C0/P0
如果得出的s0值是低于建议的参考值(→表10)，应选用一个有较高基本额定静负荷的轴承。
| 表10 | ||||||||
| 静负荷安全系数S0的参考值 | ||||||||
| 运行情况 |
转动的轴承 对噪声的要求 不重要 |
一般 | 高 | 不转动的轴承 |
||||
| 球轴承 | 滚子轴承 | 球轴承 | 滚子轴承 | 球轴承 | 滚子轴承 | 球轴承 | 滚子轴承 | |
| 平稳，无振动 | 0,5 | 1 | 1 | 1,5 | 2 | 3 | 0,4 | 0,8 |
| -般 | 0,5 | 1 | 1 | 1,5 | 2 | 3.5 | 0,5 | 1 |
| 显著的冲击负荷1) | ≥1.5 | ≥2,5 | ≥1,5 | ≥3 | ≥2 | ≥4 | ≥1 | ≥2 |
| 对于球面滚子推力轴承，建议采用s0≥4 | ||||||||
| 1)在不知道冲击负荷大小的情况下，s0值不应小于以上的参考值。 | ||||||||
| 如果能确定冲击负荷的实际大小，可以用较小的s0值。 | ||||||||
计算实例
例题1
SKF探索者深沟球轴承6309，纯径向负荷Fr=10kN，转速为3000r/min，以油润滑。润滑油在正常工作温度时的实际粘度v=20mm2/s。要求90%的可靠性，假设工作条件非常清洁，试计算基本额定寿命和SKF额定寿命。
a) 根据90%可靠性的基本额定寿命为：
·从产品表得到，6309的基本额定动负荷C=55,3kN。由于是纯径向负荷，P=Fr=10kN(→74页“当量动负荷”)。
L10=(55,3/10)3
=169百万转
·或利用以下公式以工作小时表示
b) 根据90%可靠性，SKF额定寿命为：
L10m=a1 aSKF L10
·按照90%可靠性的要求，以a1=1计算额定寿命L10m(→53页的表1)
·从产品表可得出6309的轴承平均直径dm=0,5(d+D)=0,5(45+100)=72,5mm
·从60页的图表5可得出，在转速3000r/min下，在工作温度的额定粘度v1=8,15mm2/s。因此，K=v/v1=20/8,15=2,45
·从产品表，Pu=1,34kN，Pu/P=1,34/10=0,134
由于工作条件非常清洁，ηc=0,8，ηcPu/P=0,107
从54页的图表1，使用SKF探索者的标度，当K=2,45时，aSKF=8。根据SKF额定寿命公式，可以得出：
L10m=1×8×169
=1352百万转
或以工作小时表示
例题2
在例题1中的SKF探索者深沟球轴承6309，其寿命是数年前利用调整系数a23计算得出。在实际应用中表现良好，并能完全满足要求。现要求根据调整系数a23和aSKF系数重新计算轴承的寿命。由于有实际应用经验，即aSKF=a23。另外，在aSKF=a23的条件下，反算出该应用的相应污染系数ηc。
·接例题1，粘度比K=2,45，并考虑到实际应用经验完全满足要求，可以有把握地假设aSKF=a23，从54页的图表1，可以用K值得出SKF寿命修正系数aSKF=a23系数≈1,8，因此：
L10mh=a23 L10h=aSKF L10h
即
L10mh=1,8×940=1690工作小时
·根据68页的表6，SKF探索者轴承6309的疲劳极限负荷比Pu/P=0,134,相应以上的寿命调整数，污染系数为：
ηc=[ηc(Pu/P)]23/(Pu/P)=0,04/0,134=0,3
例题3
本例是要复算某应用的计算结果。带密封圈和润滑脂的6309-2RS1深沟球轴承，工作条件与例题2中的相同(K=2,45)。现需要检查其污染程度，以确定是否能达到最低所需寿命3000工作小时，并同时能降低成本。
·使用带密封圈和润滑脂的轴承，有很高的清洁度，根据62页的表4，污染系数ηc=0,8。同例题2，Pu/P=0,134，ηc(Pu/P)=0,107，以及K=2,45。根据54页的图表1，使用SKF探索者的标度，可以得出aSKF=8。
L1Omh=8×940=7520工作小时
·另一个成本可能较低的方案，是以相同的轴承配置，选用带防尘盖的SKF探索者轴承6309-2Z。其清洁度为一般，根据62页的表4，污染系数ηc=0,5。同例题2，Pu/P=0,134,ηc(Pu/P)=0,067，以及K=2,45。根据54页的图表1，使用SKF探索者的标度，可以得为3,5。
L10mh=3,5×940=3290工作小时
结论：在其它条件允许的情况下，用带防尘盖的轴承代替带密封圈的轴承，可以达到更好的成本效益。
假如运用调整系数a23来计算额定寿命，将不能得出以上结果。就是所需寿命也不能达到(4例题2，以调整系数a23计算的额定寿命只会得出1690工作小时)。
例题4
在例题1中的SKF探索者深沟球轴承6309，其寿命是数年前利用调整系数a23计算得出。在实际应用的时候，经常有轴承失效的投诉。现需要重新评估该轴承应用的设计，以确定提高其可靠性的可行办法。
·轴承的寿命是以a23系数计算。粘度比K=2,45。根据54页的图表1,从SKF寿命修正系数的轴上得出调整系数a23=1,8。
L10mh=a23×L10h=1,8×940=1690工作小时
·根据68页的表6，SKF探索者轴承6309的疲劳极限负荷比Pu/P=0,134，相应以上的寿命调整系数，污染系数为
ηc=[ηc(Pu/P)]23/(Pu/P)=0,04/0,134=0,3
·从应用中取出润滑油的样本，用显微镜计数法得出根据ISO 4406:1999标准的污染程度为-/17/14。污染是来自系统的磨损颗粒。根据62页的表4，是属于“常见污染”的类别。另外，从66页的图表9可以得出污染系数ηc=0,2。已知Pu/P=0,134，所以ηc(Pu/P)=0,0268。根据粘度比K=2,45，从54页的图表1，可以得出aSKF≈1,2。
L10mh=1,2×940=1130工作小时
·如果使用带接触式密封圈的SKF探索者轴承6309-2RS1，污染程度可以改善至“非常清洁”。从62页的表4得出污染系数ηc=0,8。已知Pu/P=0,134，所以ηc(Pu/P)=0,107。根据粘度比K=2,45，从54页的图表1，在SKF探索者的标度中，可以得出aSKf=8。
L10mh=8×940=7520工作小时
结论：在这应用中的污染程度，比在调整系数a23隐含的污染系数ηc=0,3高出许多。而在实际应用中，是工业齿轮箱常见的污染情况，在运用SKF寿命修正系数aSKF的计算方法时，污染系数ηc应为0,2。
这就可以解释为何在应用中容易发生故障。而改用带接触式密封圈的SKF探索者轴承6309-2RS1，将可解决上述问题，并大大提高其可靠性。
例题5
某钢厂的重型运输设备使用的是SKF探索者密封球面滚子轴承24026-2CS2/VT143，其工作周期内的工作条件详列在下表中。
静负荷的计算考虑了装载过程中负荷的惯性和装卸物意外抛下时产生的冲击负荷，因此假设其足够精确。现需要验证该应用的动负荷和静负荷，是否能满足所需工作寿命60000小时和最小静负荷安全系数1,5。
·从产品表和球面滚子轴承的介绍部分：
额定负荷：
C=540kN；C0=815kN；Pu=81,5kN
尺寸：d=130mm；D=200mm，因此dm=0,5(130+200)=165mm
润滑脂：极压矿物油锂皂润滑脂，NLGI稠度级别2，工作温度范围在-20至+110℃之间，基油粘度在40和100℃时，则分别是200和16mm2/s。
例题5/1
·进行以下计算或确定以下值：
1.v1=额定粘度，mm2/s
根据不同的dm和转速n，在60页的图表5得出相应的额定粘度
2.v2=实际工作粘度，mm2/s
根据润滑脂基油在40℃时的粘度，在61页的图表6可得出在不同工作温度下的粘度
3.K=粘度比，v/v1
4.ηc=污染系数
根据62页的表4，密封轴承属于非常清洁，参考值为0,8
5.L10h=基本额定寿命
根据不同的C、P和n，代入52页的基本额定寿命公式，可计算出相应的基本额定寿命
6.aSKF=SKF寿命修正系数
根据不同的ηc、Pu、P和K，从55页的图表2，在SKF探索者轴承的标度可得出相应的系数
7.Ll0mh1,2=在不同条件下的SKF额定寿命
根据得出各条件下的aSKF和L10h，代入53页的SKF寿命公式，可计算出相应的SKF额定寿命
8.L1Omh=在变化工作条件下的SKF额定寿命
根据70页的公式，代入L1Omh1，L10mh2和U1、U2,...，可计算出在综合条件下的SKF额定寿命
在综合条件下的SKF额定寿命为84300小时，超过所需的工作寿命，因此轴承动负荷条件得到验证。
最后，核算应用中的静负荷安全系数。
s0=1,63>最小静负荷安全系数的要求
因此静负荷条件也得到验证。由于静负荷的确定有足够的精确性，计算与所需静负荷安全系数之间相对较小的差异不会造成影响。
例题5/2
SKF的计算工具
在轴承工业界中，SKF是其中一家公司拥有整套最全面、功能最强大的模型化及模拟系统。所涉及的范围包括由基于SKF轴承综合型录的简易计算公式，到在大型计算机上运行的最先进的计算和模拟系统。
SKF的理念是要开发出一系列能满足广泛用户需求的程序和软件。从相对较简单的设计检验工作，到一般复杂程度的研究，以至轴承和机械设计最先进的模拟试验。并尽量造到能在现场使用，如在客户或SKF工程师的笔记本电脑和台式电脑上；或在工作站上运行。此外，SKF还特别注重在不同系统之间的整合和兼容性。
互动工程型录(IEC)
互动工程型录是轴承选型和计算的简易工具。其它用途包括按型号或尺寸来检索轴承，也可以对简单的轴承配置进行评估。互动工程型录中的公式和数据与本综合轴承型录所采用的一致。
互动工程型录还可以输出轴承的电子图像到客户的电子应用图纸中。适用于最普遍使用的电脑辅助设计(CAD)软件。
除了全系列的滚动轴承之外，互动工程型录还包括其它SKF产品，包括轴承单元、轴承座、滑动轴承和密封件等。
SKF互动工程型录有光盘版，也可以在www.skf.com网站中直接使用。
SKF工具箱(SKF Toolbox)
设在SKF网站(www.skf.com)上SKF工具箱提供一系列工程计算程序。它含盖的基本计算工具，全是引用SKF轴承综合型录和基本机械工程的理论和计算公式。其中包括计算过盈配合和因工作温度导致的轴承游隙减量、污染系数和/或某些轴承配置在安装时所需的数据。
SKF轴承专家(SKF bearing beacon)
SKF轴承专家是最新的轴承应用程序，也是SKF工程师专用和主要使用的程序，可以用来帮助客户设计最理想的轴承配置。SKF轴承专家是用来取代“轴承顾问”(Beacon)的程序，其先进的技术可以结合客户的系统，利用三维图形来进行弹性系统的模型。SKF轴承专家可以对一般机械系统(如轴、齿轮、轴承座等)模型化，结合精确的轴承模型，对整个轴承系统在一个虚拟环境中作深入的分析。并特别使用SKF额定寿命对轴承滚动疲劳进行评估和分析。SKF轴承专家是SKF经历数年专门研究得出的成果。
数据分析程序(Orpheus)
Orpheus是一个噪声分析程序，用于研究和优化在关键轴承应用(如电机和变速箱)中的噪声和振动的动态特性。表达轴承及其它邻接部件(包括齿轮、轴及轴承座)运动的非线形方程式，也可以通过Orpheus来解出。
对于应用中包括轴承的形状偏差(波度)和安装失误(对中误差)的一些动态特性，Orpheus能阐明其原因和提供建议。因此可以帮助SKF工程师确定最合适的轴承类型和尺寸，并针对某具体应用，提出相应安装与预紧的条件。
轴承模拟系统(Beast)
Beast是一个模拟程序，可以帮助SKF工程师用来模拟轴承内复杂的动态特性。并可以作为一个虚拟测试台，在任何负荷条件下，对轴承内部的力和力矩等进行详细的研究。与传统的实物试验比较，它能在较短时间里“试验”新的概念与设计，并能得到更多的数据。
其它计算机程序
除了上述的程式之外，SKF还有一些专用的计算机程序。帮助SKF的科学家开发出表面粗糙度经过优化的轴承，可以在恶劣条件有更长的工作寿命。这些程序能够计算出在弹性液动润滑的情况下，其接触面的油膜厚度。此外，通过这些程序可详细计算出因接触部位出现三维表面的变形而导致有局部油膜厚度的情况，解释了轴承疲劳寿命缩短的原因。
为了提高研究和开发的能力，SKF工程师运用一些现有的程式进行部分的计算，如有限元分析或通用的系统动力分析。结合SKF专有的系统和这些现有的程序，可以更快和更有效地连接客户的数据和模型。
SKF工程咨询服务
本型录已提供了计算和设计轴承配置时所需的基本数据。但在某些应用中，可能因为类似轴承配置的经验不足，或生产成本和/或运行的可靠性非常重要，因而需要尽量精确地预测轴承的寿命。SKF的工程咨询服务，拥有SKF在旋转机械近百年的全球经验，加上先进的计算机程序，可以进行精确的计算和模拟试验。
通过SKF丰富的应用技术和知识。SKF的应用专家可以提供：
·对技术问题的分折
·建议合适的系统解决方案
·选择合适的润滑和最佳的维护方法
SKF工程咨询服务为原设备生产商(OEM)和最终用户提供一种新的服务方式，分别对其制造的设备和轴承的安装以及维护等，可以带来以下的好处：
·加快开发过程，缩短产品推出市场的时间
·通过生产前的模拟试验，降低实施的成本
·通过降低噪声和振动的水平，改善轴承配置的表现
·通过轴承提高的性能，可以把机械的整体尺寸缩小
·通过改进润滑或密封，延长轴承的工作寿命
先进的计算机程序
SKF工程咨询服务拥有先进和精确的计算机程序，可用于多种研究和分析：
·对整个轴承配置，包括轴、轴承座、齿轮和联轴器等；进行模型分析
·静态分析，如机械系统部件的弹性变形及应力的分布
·动态分析，如确定系统在工作条件下的振动特性(虚拟试验)
·以视象和动画的形式演示结构和部件偏摆情况
·优化系统的成本、工作寿命、振动和噪声
SKF工程咨询服务用作计算与模拟试验的先进计算机程序，在“SKF的计算工具”一节中有简要的介绍。
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SKF轴承寿命试验
SKF对轴承寿命试验的工作主要是在荷兰的SKF工程与研究中心进行。中心内的试验设施，在先进程度和试验台数量方面，在轴承工业中是独一无二的。中心同时也对SKF主要工厂的研究工作提供支援。
SKF进行寿命试验的主要目的是要不断改善产品的质量和性能。关键是对于影响轴承性能的内在和外在变数，必须要有充分的了解，并以基本的物理定律阐明这些变数与轴承性能的关系。这些变数可能包括材料的性能、轴承内部几何及一致性、保持架的设计、对准误差、温度和其它工作条件。但许多影响因素并不是静态，而是动态的。例如工作接触面的状况、材料的结构、内部几何和润滑剂的特性等，在轴承运行过程中会不断的改变。
SKF进行寿命试验，还有其它的原因：
·确保产品能满足型录所作的性能承诺
·审查SKF标准轴承的质量
·研究润滑剂和润滑条件对轴承寿命的影响
·支援滚动接触疲劳方面的理论发展
·与竞争对手的产品进行比较
有效而严格控制的寿命试验程式，加上运用现代和先进的设备对的试验后的轴承进行研究，可以更有系统地研究各种因素之间的相互关系。
通过分析数学模型和进行模拟试验，再以实验来验证结果。在部件和整个轴承的层面上，优化对轴承寿命有影响的因素。SKF探索者轴承是成功实施的其中一个例子。