Осевая и радиальная нагрузка: выбор подшипника для их совместного действия

Расчётный ресурс радиального однорядного шарикоподшипника 6208 при радиальной нагрузке 2 500 Н составляет примерно 39 000 часов. Добавьте осевую нагрузку 1 000 Н — и для того же подшипника получится уже около 21 000 часов. Подшипник не изменился, частота вращения осталась прежней, а результирующая сила выросла менее чем на 8 %. Изменилось направление части нагрузки, и по каталожному расчёту ресурс сократился почти вдвое (NSK, дата обращения: 2026-08-24).

Именно поэтому направлению нагрузки стоит посвятить отдельное руководство. Радиальная нагрузка действует перпендикулярно оси вала, осевая — вдоль неё, а в каталоге подшипника приводится единая грузоподъёмность, с которой ни одну из этих составляющих нельзя сравнивать напрямую. В руководстве разобраны три вопроса: отношение нагрузок, определяющее, нужно ли вообще учитывать осевую составляющую; расчёт по ISO 281, преобразующий две составляющие силы в одну величину для сравнения с грузоподъёмностью; и предельная осевая нагрузка для каждого типа подшипника, в том числе для нескольких типов, у которых она равна нулю.

Ключевые выводы

• Радиальная нагрузка действует перпендикулярно оси вала, а осевая, также называемая упорной, — вдоль неё. В реальных узлах нагрузка почти никогда не бывает строго одного вида, поэтому выбор подшипника определяется комбинированным нагружением.
• В каталоге указана одна грузоподъёмность, поэтому две составляющие силы нужно свести к одной. По ISO 281 эта величина называется эквивалентной динамической нагрузкой: P = X Fᵣ + Y Fₐ.
• Пока отношение не превышает установленного для подшипника порога e, осевая нагрузка не влияет на расчёт. Выше порога осевая составляющая входит в расчёт ресурса, причём её влияние велико: для шарикоподшипников L₁₀ пропорционален (C/P)³.
• Для каждого типа существует предельная осевая нагрузка. Стандартный радиальный однорядный шарикоподшипник допускает чисто осевую нагрузку только до Fₐ ≤ 0.5 C₀, а в малых и лёгких сериях — только до 0.25 C₀. Цилиндрический роликоподшипник типа NU в плавающей опоре не допускает осевой нагрузки вообще.
• В радиально-упорных и конических роликоподшипниках радиальная нагрузка сама создаёт внутреннюю осевую силу. Эту возникающую силу необходимо учитывать в расчёте, даже если внешняя сила не действует на вал в осевом направлении.

Осевая и радиальная нагрузка: точные определения

Радиальная нагрузка действует перпендикулярно оси вала. Осевая нагрузка действует параллельно ей, а упорная нагрузка — лишь общеупотребительное название осевой. Терминология закреплена в ISO 5593, и это важнее, чем может показаться: словари производителей различаются, а термин на чертеже должен опираться на стандарт.

В этом и состоит всё различие, однако его стоит сформулировать прямо, поскольку на нём заканчивается большинство опубликованных объяснений. Знать направление стрелки недостаточно, чтобы выбрать подшипник. Если до расчёта нужна общая схема, обзор различных видов подшипников классифицирует их по воспринимаемым нагрузкам.

Есть и третья составляющая, которая вообще не укладывается в противопоставление осевой и радиальной нагрузок. Моментная нагрузка возникает, когда линия действия результирующей силы не проходит через центр подшипника: одна сторона дорожки нагружается, а другая разгружается. Один узкий подшипник воспринять такой момент не может. Если расчётный случай включает реальный момент, требуется другая схема опор, а не дополнительный коэффициент в формуле. Используйте разнесённую пару подшипников, двухрядный подшипник или конструкцию с четырёхточечным контактом. Применение коэффициентов X и Y к валу под моментной нагрузкой даёт арифметически аккуратный, но механически неверный результат.

Реальная нагрузка всегда комбинированная

Чисто радиальная и чисто осевая нагрузки — учебные случаи. В производственном оборудовании обе действуют одновременно, и именно их соотношение определяет выбор подшипника.

Осевая составляющая обычно возникает в приводе, а не в элементе, который очевидно создаёт упорное усилие. В косозубой передаче её порождает геометрия зубьев. В конических и червячных передачах она составляет значительную часть нагрузки, а на червяке обычно преобладает. Натяжение ремня создаёт окружную нагрузку, величина которой зависит от передаваемого крутящего момента. В паре радиально-упорных подшипников осевая сила возникает внутри самой опоры; ниже этому посвящён отдельный раздел. Тепловое удлинение вала, зажатого между двумя фиксирующими опорами, также создаёт её без какой-либо внешней силы.

Два коэффициента преобразуют теоретическую силу привода в нагрузку на подшипник; оба взяты из руководства SKF по выбору подшипников (дата обращения: 2026-08-24):

У зубчатых передач высокой точности дополнительные силы пренебрежимо малы. Для менее точных передач это уже не так, и коэффициент позволяет корректно учесть их в расчётном случае.

До начала вычислений следует обозначить ещё одну границу применимости. Во всех рассматриваемых каталожных методиках вал считается статически определимой балкой на жёстких опорах, не воспринимающих моменты. Упругие деформации подшипника, корпуса и станины не учитываются, как и моменты от прогиба вала. Благодаря этим упрощениям расчёт можно выполнить вручную, но именно поэтому для гибкого вала в податливом корпусе в конечном счёте требуется программный расчёт всей системы, а не одна формула. Правильное применение метода предполагает понимание границ его применимости.

Порог, определяющий влияние осевой нагрузки

Для однорядного радиального подшипника осевая нагрузка изменяет расчёт ресурса только после того, как отношение Fₐ/Fᵣ превысит предельное значение e. Ниже e эквивалентная нагрузка равна P = Fᵣ, и осевая составляющая не снижает расчётный ресурс. Выше e в формулу входит осевая составляющая, которая начинает оказывать определяющее влияние.

Опасно считать e постоянной величиной. Это значение приводится в таблице продукции для каждого подшипника, а у радиальных шарикоподшипников изменяется в зависимости от отношения f₀Fₐ/C₀ᵣ. Следовательно, порог зависит и от осевой нагрузки, с которой его сравнивают. Нельзя найти одно значение для всех «шарикоподшипников» и применять его повторно.

Для двухрядных подшипников осевая нагрузка не бывает неучитываемой. Даже малая осевая нагрузка влияет на эквивалентную нагрузку двухрядного подшипника и должна быть учтена, тогда как у однорядного подшипника при отношении ниже e она полностью исключается из расчёта. Это реальный фактор выбора, действующий вопреки интуиции: второй ряд увеличивает грузоподъёмность, но не допускает игнорировать неизмеренную осевую нагрузку.

Преобразование радиальной и осевой нагрузки в одну величину

ISO 281 определяет эквивалентную динамическую нагрузку P как условную нагрузку, которая оказывает на ресурс подшипника такое же воздействие, как фактическая комбинированная нагрузка. Её рассчитывают по формуле:

P = _X F_ᵣ + _Y F_ₐ

Разберём подшипник 6208 из введения по расчётному примеру из каталога NSK. Его базовая динамическая и статическая грузоподъёмность равны соответственно Cᵣ = 32 000 Н и C₀ᵣ = 17 900 Н, а f₀ = 14.0. Расчётные нагрузки: Fᵣ = 2 500 Н и Fₐ = 1 000 Н.

1. Определите порог. f₀Fₐ/C₀ᵣ = 14.0 × 1 000 / 17 900 = 0.782, откуда e ≈ 0.26.
2. Проверьте отношение. Fₐ/Fᵣ = 1 000 / 2 500 = 0.4, что превышает e. Осевая составляющая учитывается.
3. Найдите коэффициенты. X = 0.56, а Y = 1.67 по линейной интерполяции в каталожной таблице.
4. Выполните расчёт. P = 0.56 × 2 500 + 1.67 × 1 000 = 3 070 Н.

На этом графике стоит обратить внимание на два момента. Коэффициент радиальной нагрузки X = 0.56 уменьшает вклад измеренной радиальной нагрузки с 2 500 до 1 400 Н. Коэффициент осевой нагрузки Y = 1.67 увеличивает вклад измеренной осевой нагрузки с 1 000 до 1 670 Н. Поэтому осевая составляющая оказывается больше радиальной, хотя осевая сила равна лишь 40 % радиальной.

Влияние на ресурс определяется показателем степени. Для шарикоподшипников L₁₀ пропорционален (C/P)³, поэтому увеличение P с 2 500 до 3 070 Н умножает расчётный ресурс на (2 500/3 070)³ = 0.54. Для того же случая коэффициент долговечности в каталоге NSK снижается с 4.26 до 3.47, что другим способом даёт те же 0.54: примерно 39 000 часов превращаются приблизительно в 21 000. Теряется около 46 % расчётного ресурса. Та же чувствительность приводит к тому, что превышение нагрузки на 10 % сокращает расчётный ресурс примерно на четверть; подробнее это разобрано в руководстве по видам повреждений подшипников.

В этой рабочей точке один килоньютон осевой нагрузки менее вреден, чем один килоньютон дополнительной радиальной. Добавление 1 000 Н в осевом направлении даёт P = 3 070 Н. Если те же 1 000 Н добавить в радиальном направлении, получится P = 3 500 Н, поскольку чисто радиальную нагрузку сравнивают с грузоподъёмностью напрямую, без понижающего коэффициента 0.56. Распространённое представление об осевой нагрузке как об однозначно более опасной не подтверждается расчётом. Опасность осевой нагрузки определяется не самим коэффициентом, а пределом из следующего раздела и тем, что с ростом отношения Y продолжает увеличиваться, тогда как X остаётся прежним.

У этого сравнения есть ограничение: оно справедливо для проверенной рабочей точки и не описывает всю зависимость. Y также не является постоянной величиной: он уменьшается с ростом f₀Fₐ/C₀ᵣ, поэтому точка пересечения смещается вместе с расчётным режимом. Коэффициенты нужно брать для конкретного подшипника и фактических нагрузок, а не применять повторно одну найденную пару.

О самих значениях грузоподъёмности C и C₀, а также о построенных на них формуле L₁₀ и коэффициенте статической безопасности s₀ читайте в руководстве по динамической и статической грузоподъёмности подшипников.

Статическая сторона того же вопроса

Разделение по направлениям возникает и при статической проверке, но коэффициенты здесь другие и задаются другим стандартом. Для радиального однорядного шарикоподшипника ISO 76 определяет эквивалентную статическую нагрузку как P₀ = 0.6 Fᵣ + 0.5 Fₐ. Вместе с ней действует нижнее ограничение: если расчётное значение P₀ меньше Fᵣ, следует принять P₀ = Fᵣ.

Выполним статическую проверку для того же подшипника 6208. P₀ = 0.6 × 2 500 + 0.5 × 1 000 = 2 000 Н, то есть меньше радиальной нагрузки 2 500 Н. Поэтому применяется нижнее ограничение и P₀ = 2 500 Н. Осевая составляющая полностью исключается из статической проверки. Это не ошибка метода: так он не позволяет средневзвешенной величине занизить нагрузку, которую подшипник действительно воспринимает.

В статическом расчёте схема установки увеличивает коэффициенты так, как этого не происходит в динамическом. Для подобранной пары, установленной по О- или Х-образной схеме, тот же источник даёт P₀ = Fᵣ + 1.7 Fₐ. Коэффициент осевой нагрузки увеличивается более чем втрое: с 0.5 до 1.7.

Предельная осевая нагрузка для разных типов

Для каждого типа подшипника существует жёсткий предел осевой нагрузки; у нескольких типов он равен нулю. Этот предел проверяют отдельно от эквивалентной нагрузки: расчётный случай может удовлетворять условию ресурса и всё же оставаться недопустимым.

Источники данных в таблице — технические данные SKF для соответствующих типов продукции, дата обращения: 2026-08-24.

Несколько строк требуют пояснения. Цилиндрический роликоподшипник в плавающей опоре вообще не воспринимает осевую нагрузку, а его эквивалентная статическая нагрузка равна P₀ = Fᵣ и не содержит осевой составляющей. Если оба кольца снабжены бортами и подшипник используется в фиксирующей опоре, он воспринимает Fₐ до 0.5 Fᵣ. Это другая деталь, а не другой расчёт той же детали. В динамической и статической моделях упорного шарикоподшипника радиальная составляющая отсутствует, поскольку он для неё не предназначен. Когда осевая сила представляет собой всю нагрузку, а не одну из составляющих, выбор переходит к специализированным упорным подшипникам, и отношение направлений больше не требуется.

Сферические роликоподшипники воспринимают осевую и даже чисто осевую нагрузку, что выделяет их среди приведённых типов. Их предел зависит не от геометрии, а от способа монтажа: при правильной установке на закрепительной втулке на гладком валу без неподвижного упора допустимая осевая нагрузка снижается до Fₐₚ = 0.003 B d. Сам подшипник не стал слабее — ограничением стало трение, удерживающее его на валу.

Предельная осевая нагрузка не равна пределу статической грузоподъёмности

Именно эту часть часто упускают, поэтому расчётный случай может успешно пройти все приведённые выше проверки и всё же привести к разрушению подшипника.

Допустимая осевая нагрузка радиального шарикоподшипника — это нагрузка, при которой эллипс контакта выходит за бурт дорожки качения. С ростом осевой нагрузки угол контакта изменяется, а эллиптическая площадка контакта смещается вверх по боковой поверхности дорожки, пока её часть не выйдет за край. NSK прямо указывает, что это другой предел, не совпадающий со значением P₀, полученным из C₀ и коэффициента статической осевой нагрузки Y₀. Там же сформулировано следствие: эллипс контакта может выйти за бурт даже тогда, когда осевая нагрузка ниже предела P₀ (каталог NSK E1103, дата обращения: 2026-08-24).

Успешная статическая проверка не доказывает допустимость осевой нагрузки. Статическая грузоподъёмность ограничивает остаточную деформацию в контакте. Предел осевой нагрузки определяет, останется ли контакт в пределах дорожки качения. Это разные механизмы отказа с разными предельными значениями, и геометрический предел может быть достигнут первым.

Применим это к рассматриваемому примеру. Подшипник 6208 относится к серии диаметров 2 и имеет отверстие 40 мм, поэтому ни одно из исключений к нему не относится. Предел чисто осевой нагрузки равен 0.5 × 17 900 = 8 950 Н. Осевая нагрузка 1 000 Н в расчётном случае имеет большой запас до этого предела. Если при том же отверстии 40 мм перейти к серии диаметров 0, предел снизится до четверти C₀. На чертеже такая замена может выглядеть геометрически равноценной, но в эксплуатации она не эквивалентна. Та же ловушка в иной форме возникает при подборе аналога по обозначению подшипника у разных производителей.

Осевая нагрузка, которую никто не прикладывал

Однорядный радиально-упорный шарикоподшипник или конический роликоподшипник передаёт радиальную нагрузку от одной дорожки качения к другой под углом к оси подшипника. Такой наклонный путь передачи нагрузки создаёт внутреннюю осевую силу при полном отсутствии внешней упорной нагрузки. Она обусловлена углом контакта, а не работой какого-либо элемента машины. Поэтому такие подшипники устанавливают не по одному, а встречными парами: второй подшипник создаёт реакцию для возникающей осевой силы.

Практическое следствие: при расчёте эквивалентной нагрузки регулируемых опор из двух отдельных подшипников или тандемных пар возникающую осевую составляющую необходимо учитывать. Если её исключить, расчёт будет не консервативным, а просто неверным, поскольку подшипник воспринимает осевую нагрузку, которой не было в исходном расчётном случае.

Каталожные уравнения для таких схем имеют условия применимости, которые легко не заметить и столь же легко нарушить на реальном чертеже. Они действительны, только если оба подшипника имеют одинаковые углы контакта и отрегулированы друг относительно друга практически до нулевого зазора без предварительного натяга. Если установить пару с зазором или предварительным натягом либо объединить в ней подшипники с разными углами контакта, уравнения перестают описывать эту опору. В таком случае требуется специализированная программа для расчёта подшипникового узла, а не электронная таблица.

Есть и связанная с этим ошибка в схеме опор, которая создаёт осевую нагрузку буквально из ничего: две фиксирующие опоры на одном валу. Оба конца вала зафиксированы в осевом направлении, а вал удлиняется при нагреве. Это удлинение может передаваться только на подшипники в виде осевой нагрузки, которой нет ни в расчётном случае, ни на чертеже. Схема с одной фиксирующей и одной плавающей опорой устраняет эту проблему; именно поэтому цилиндрический роликоподшипник в плавающей опоре из приведённой выше таблицы конструктивно не воспринимает осевую нагрузку.

Подробное описание углов контакта и схем DB, DF и DT приведено в руководстве по радиально-упорным шарикоподшипникам. Выбор между двумя типами роликоподшипников для фиксирующей и плавающей опор рассмотрен в сравнении конических и цилиндрических роликоподшипников.

Недостаточная нагрузка — тоже расчётный случай

При слишком малой нагрузке подшипник выходит из строя из-за проскальзывания и образования задиров, а не из-за усталости. Нагрузка на тела качения должна быть достаточной, чтобы они катились, а не скользили. Ниже этого уровня механизм повреждения полностью меняется, поэтому для каждого подшипника установлена не только максимальная, но и минимальная нагрузка.

Общее правило SKF (дата обращения: 2026-08-24) — 0.01 C для шарикоподшипников и 0.02 C для роликоподшипников. Для 6208 это 0.01 × 32 000 = 320 Н, а радиальная нагрузка 2 500 Н значительно превышает минимум.

Для типов, чувствительных к направлению, минимальная нагрузка задаётся отдельно по каждому направлению. Однорядному коническому роликоподшипнику требуется либо Fᵣₘ = 0.017 C, либо Fₐₘ = 0.009 C/Y — в зависимости от направления нагружения. Для сферического роликоподшипника требуется Pₘ = 0.01 C₀; при смазывании маслом и частоте вращения ниже 0.3 от номинальной она снижается до 0.003 C₀.

Особенно важно это требование при быстром ускорении, резких пусках и остановках, а также при частоте выше 50 % предельной частоты, указанной в таблице продукции. В этих условиях тело качения с наибольшей вероятностью теряет сцепление с дорожкой. Если обеспечить минимальную нагрузку невозможно, последовательно рассматривают меньшую размерную серию, специальное смазывание или процедуру приработки, подшипник с покрытием либо создание предварительного натяга. Предварительный натяг — самое распространённое решение; он непосредственно связан с заказываемой группой зазора, что рассмотрено в руководстве по внутреннему зазору подшипника.

Проверка направления нагрузки за шесть шагов

Полная проверка состоит из шести шагов. На практике чаще всего пропускают учёт возникающей осевой нагрузки и проверку предельной осевой нагрузки; если пропустить любую из них, расчёт будет выглядеть полным, но не будет таковым.

1. Разложите внешние силы на Fᵣ и Fₐ в каждой опоре, применив коэффициент нагрузки зубчатой или ремённой передачи.
2. Добавьте осевую силу, возникающую под действием радиальной нагрузки, если используется радиально-упорный или конический роликоподшипник, до выполнения остальных расчётов.
3. Найдите e для конкретного подшипника, затем вычислите Fₐ/Fᵣ и сравните значения.
4. Рассчитайте P. Выше e: P = X Fᵣ + Y Fₐ с коэффициентами данного подшипника. Ниже e: P = Fᵣ, но только для однорядного подшипника.
5. Проверьте предел и статический режим. Сравните осевую нагрузку с допустимым пределом для данного типа, а затем отдельно сравните P₀ с C₀ для пиковой нагрузки или неподвижного состояния.
6. Проверьте минимальную нагрузку на нижней границе рабочего цикла, а не только максимальную.

При последовательном выполнении всех шагов для подшипника 6208 получаем:

• Шаг 1. Fᵣ = 2 500 Н и Fₐ = 1 000 Н.
• Шаг 2. Возникающая осевая составляющая отсутствует, поскольку это радиальный шарикоподшипник.
• Шаг 3. e ≈ 0.26 при отношении 0.4, поэтому осевая составляющая учитывается.
• Шаг 4. P = 3 070 Н при Cᵣ = 32 000 Н.
• Шаг 5. Осевая нагрузка 1 000 Н при пределе 8 950 Н. P₀ = 2 500 Н при C₀ᵣ = 17 900 Н, коэффициент статической безопасности равен 7.2.
• Шаг 6. Требуемая минимальная нагрузка 320 Н; фактическая нагрузка её превышает.

Источник каждого из этих чисел можно проследить до опубликованного стандарта или таблицы продукции.

В этом и заключается смысл прослеживаемости. Подшипник, удовлетворяющий всем шести условиям, можно обоснованно представить службе качества независимо от производителя. Обоснование опирается на ISO 281, ISO 76 и опубликованные производителем значения грузоподъёмности, которые можно проверить. Укажите числовые значения и стандарты — и вопрос о происхождении подшипника отпадёт сам собой.

Часто задаваемые вопросы

Может ли шарикоподшипник воспринимать осевую нагрузку?

Да. Стандартный радиальный однорядный шарикоподшипник допускает чисто осевую нагрузку до Fₐ ≤ 0.5 C₀, то есть до половины его базовой статической грузоподъёмности. Для двух категорий предел вдвое ниже и равен 0.25 C₀: для подшипников с диаметром отверстия не более 12 мм и подшипников серий диаметров 8, 9, 0 и 1. Для радиальных шарикоподшипников из нержавеющей стали также действует предел 0.25 C₀. Превышение предела может значительно сократить ресурс; определяющим механизмом будет выход эллипса контакта за бурт дорожки качения, а не статическая перегрузка.

В чём разница между осевой и радиальной нагрузкой?

Радиальная нагрузка действует перпендикулярно оси вала, осевая — вдоль неё. Осевую нагрузку также называют упорной. Терминология закреплена в ISO 5593. Третий случай — моментная нагрузка — возникает, когда линия действия результирующей силы не проходит через центр подшипника. Для неё требуется пара подшипников или двухрядная конструкция, а не коэффициент нагрузки.

Какие подшипники лучше всего воспринимают комбинированную осевую и радиальную нагрузку?

Конические роликоподшипники, радиально-упорные шарикоподшипники и сферические роликоподшипники; каждый тип воспринимает комбинированную нагрузку по-своему. Для однорядного конического роликоподшипника выше порога применяется P = 0.4 Fᵣ + Y Fₐ. Для однорядного радиально-упорного шарикоподшипника — P = X Fᵣ + Y₂ Fₐ. Для сферического роликоподшипника — P = 0.67 Fᵣ + Y₂ Fₐ; кроме того, он воспринимает чисто осевую нагрузку, чего два других типа при одиночной установке не допускают. Конические и радиально-упорные подшипники необходимо устанавливать встречными парами, поскольку радиальная нагрузка создаёт в них осевую силу.

Может ли цилиндрический роликоподшипник воспринимать упорную нагрузку?

Только в фиксирующей опоре и в исполнении с бортами. Цилиндрический роликоподшипник с бортами на внутреннем и наружном кольцах воспринимает осевую нагрузку до Fₐ ≤ 0.5 Fᵣ одновременно с радиальной. Выше порога применяется P = 0.92 Fᵣ + Y Fₐ. В плавающей опоре он вообще не воспринимает осевую нагрузку. Его эквивалентная динамическая нагрузка равна P = Fᵣ, а эквивалентная статическая — P₀ = Fᵣ, без осевой составляющей. Неспособность воспринимать упорную нагрузку — конструктивное преимущество: благодаря ей вал может удлиняться при нагреве, не нагружая подшипник.

Что произойдёт, если занизить осевую нагрузку?

Возникнут два независимых эффекта, обусловленных разными механизмами. Для шарикоподшипника расчётный ресурс обратно пропорционален кубу эквивалентной нагрузки, поэтому занижение осевой составляющей завышает ресурс. Независимо от этого эллипс контакта может выйти за бурт дорожки качения, причём это возможно даже при осевой нагрузке ниже статического предела P₀. Успешная статическая проверка не подтверждает допустимость нагрузки. Возникающие повреждения классифицируются по ISO 15243, а их характерные признаки рассмотрены в руководстве по отказам подшипников.

Заключение

Направление нагрузки — это расчётный параметр, а не просто категория. Наиболее важны три положения:

• Всё решает отношение. Ниже собственного порога подшипника e осевая нагрузка не входит в расчёт ресурса. Выше него P = X Fᵣ + Y Fₐ, и осевая составляющая может превысить радиальную, даже если осевая сила остаётся меньшей частью суммарной нагрузки.
• Преобразование стандартизовано. Для динамического режима применяется ISO 281, для статического — ISO 76, а коэффициенты публикуются для конкретного подшипника, а не для типа в целом. Берите их для фактически выбранной детали.
• Предел зависит от типа и проверяется отдельно от грузоподъёмности. 0.5 C₀ для стандартного радиального шарикоподшипника, 0.25 C₀ для малых и лёгких серий, 0.5 Fᵣ для цилиндрического роликоподшипника с бортами в фиксирующей опоре и ноль в плавающей. Геометрический предел может быть достигнут раньше статического.

Если в вашем расчётном случае присутствуют обе составляющие, отправьте исходные данные инженерной службе ANDE Bearing: радиальную и осевую нагрузки, частоту вращения и допустимые габариты. Мы предложим подшипник и приложим расчёт по ISO 281, чтобы выбор можно было проверить, а не принимать на веру. Можно также сразу перейти к уже выбранному типу: радиальным шарикоподшипникам, коническим роликоподшипникам или цилиндрическим роликоподшипникам.

Об авторе

Jeff Li пишет о подшипниковой технике и международных закупках для ANDE Bearing. Он напрямую работает со специалистами по закупкам OEM-производителей и компаний вторичного рынка в автомобильной и тяжёлой промышленности, а также в сфере возобновляемой энергетики. Связаться с ним можно в LinkedIn.