由手册查出6208轴承，C0＝15800N，C=22800N，由例9-1图所示的支承结构知，Fa
全部由轴承1承受，故A1=Fa＝380N
而
表9-6查得
由表9-6查得X=1，Y=0；由表9-7查得 fd＝1.5；由表9-4查得ft＝1，由已知条件知 轴承2的径向载荷小于轴承1，又不承受轴 向载荷。故按轴承1计算当量动载荷：
N
由式（9-6）（球轴承ε＝3）得
，由
N
此数值大干6208轴承的基本额定动载荷值，故知选用6208轴承不能满足要求、现该选用6308轴承，查得C＝31200N，C0＝22200N，C＞C＇，故符合要求。
例9-2 如例图所示二级圆柱斜齿轮减速器的高速轴，其转速 n＝572r/min，轴颈 d＝35mm，运转时有中等冲击。工作温度小于100℃。根据工作条件，采用两个型号为7207C的轴承，面对面安装。已知齿轮分度圆直径 d1＝45.918 mm，齿轮轴向力FA＝385N，径向力Fr=704N，圆周力Ft＝1896N；V带作用在轴上的拉力分别为QH＝791N，QV＝154N。预期轴承寿命L’10h＝16000h。验算所选轴承是否合适。
解 （1）计算轴承支反力 水平支反力
N N
垂直支反力
N N
合成支反力
N N
（2）计算轴承的轴向力
查手册查得7207C轴承C=23500 N，C0=17500 N。
由表9-8知S=eR，因e值与A/C0有关，现轴承所受轴向力A尚为未知数，因此需用试算、逼近法来确定e，S，以及A值之值。试算过程如下：
初取 e＝0.4 则
S1=0.4R1=0.431438=575 N S2=0.4R2=0.431392=557 N
（S方向如例图e 所示）
因为 FA + S2 = 385 + 557 = 942 > S1
由例图之e知，轴承1，2轴向力A1 = max（S1，S2+FA）、A2 = max（S2，S1-FA）代入数据后得 A1=942 N
A2=557 N
根据初算得到的A1，A2之值再进行计算： 轴承1：，查表9-6，用插值法得e1＝0.426， 这时S1=e1R1=0.42631438=613 N
轴承2：，用插值法查表9-6，得e2＝0.403， 此时 S2=e2R2=0.40331392＝561 N
因 FA＋S2＝385＋561＝946 N ＞ Sl＝613 N
与前同理得 A1＝FA＋S2＝946 N
A2＝S2＝561 N
从试算结果看，算得的A1，A2值与初算的结果相近，故以下就可按试算得到的e1，e2
及A1，A2值进行当量动载荷的计算。
（3）计算当量动载荷 轴承1：
由表9-6查得X1＝0.44，按A1／C0＝0.054，用插值法求得Y1＝1.31。此轴承承受中等冲击载
荷，故按表9-7取冲击载荷系数 fd＝1.5。则当量动载荷为
P1＝fd（XlRl＋Y1Al）＝1.5（0.4431438＋1.313946）＝2808 N
轴承2：
由表9-6查得X2＝1，Y2＝0。此轴承承受力矩载荷（见例图之d），取力矩载荷系数 fm
＝1.5；除力矩载荷外，还受中等冲击载荷，取 fd＝1.5故当量动载荷为
P2＝fd fm（X2R2＋Y2A2）
＝1.531.5（131392＋03561）＝3132 N
S1'
例9-2图 计算简图
（4）计算轴承寿命
比较两轴承的当量动载荷知：P2>P1，故应按P2计算轴承寿命。 由表9-4，取温度系数 ft =1。轴承2 的额定寿命为
h < L?10h=16000 h
可见，额定寿命达不到预期寿命。通过改变轴承直径系列或轴承类型，可提高其额定寿命，此处省略。
9-1 题解
（1）计算轴承的当量动载荷
分折轴系结构可知，由于右支承轴承为游动端，作用在轴上的轴向力FA 由左端轴承承 受，所以A1＝2700 N，A2＝0
查表9-4，ft＝1.0；查表9-7，fd＝2.0 查手册 C0＝56500 N，C=72200 N 由
，查表9-6，取 e＝0.248
查表9-6 X1=0.56，Y1=1.75 由式（9-10）
P1 = fd (X1R1+Y1A1) = 23(0.5635500+1.7532700)＝15610 N P2 = fdR2 = 236400 ＝12800 N < P1 （2）验算轴承寿命 由式（9-6）
N
N
（3）静载荷验算
查表9-10，X0＝0.6，Y0＝0.5
由式9-17 P0＝X0Rl＋Y0Al＝0.635500＋0.532700＝4650 N < Rl 所以 P0l＝R1＝5500 N； P02＝R2＝6400 N
由式9-18
此轴承适用。 9-10 题解
此轴系有以下六方面的错误： （1）轴承配用不合适
① 向心推力轴承单个使用； （2）转动件与静止件直接接触 ② 轴径与端盖；
（3）轴上零件未定位、末固定 ③ 套筒顶不住齿轮；