一只承受 2,500 N 径向载荷的 6208 深沟球轴承，计算寿命约为 39,000 小时。再施加 1,000 N 推力，同一只轴承的计算寿命就降至约 21,000 小时。轴承没有改变，转速没有改变，合力增加还不到 8%。改变的只是部分载荷的方向，样本给出的使用寿命却缩短了近一半（NSK，检索日期 2026-08-24）。
这正是载荷方向值得单独讲解的原因。径向载荷垂直于轴线作用，轴向载荷沿轴线作用，而轴承样本公布的单一额定值不能直接对应其中任一载荷。本文说明三个问题：推力是否计入计算所取决的比值；ISO 281 如何把两个力分量换算为一个用于和额定值比较的数值；以及各类轴承的轴向载荷上限，包括上限为零的几种类型。
要点速览
- 径向载荷垂直于轴线作用；轴向载荷也称推力，沿轴线作用。 实际应用几乎都不是纯单向载荷，因此决定选型的是联合载荷工况。
- 样本只给出一个额定值，因此必须把两个力分量归并为一个。 按 ISO 281，这个数值就是当量动载荷，P = X Fᵣ + Y Fₐ。
- 低于轴承特定阈值 e 时，轴向载荷不计入寿命。 超过该阈值后，轴向项进入寿命计算；由于球轴承的 L₁₀ 与 (C/P)³ 成正比，其影响十分显著。
- 每种类型都有明确的轴向载荷上限。 标准单列深沟球轴承承受纯轴向载荷时仅允许 Fₐ ≤ 0.5 C₀，小尺寸或轻系列则仅允许 0.25 C₀。非定位 NU 型圆柱滚子轴承完全不能承受轴向载荷。
- 角接触轴承和圆锥滚子轴承即使只承受径向载荷，也会在内部产生轴向载荷。 即使轴上没有外部推力，这一诱导轴向力也必须计入计算。
轴向载荷与径向载荷的准确定义
径向载荷垂直于轴线作用。轴向载荷平行于轴线作用，推力只是轴向载荷的常用名称。ISO 5593 统一规定了这些术语，这一点比看起来更重要：不同供应商的术语表可能不一致，而图纸上的术语需要有标准依据。
二者的区别仅此而已，但必须明确指出，因为多数公开资料讲到这里便戛然而止。知道箭头指向哪里，并不能告诉你该买哪种轴承。如果在计算前需要先了解类型分布，可参阅不同种类轴承综述，其中按各类轴承可承受的载荷进行归类。
轴向与径向的二分法还完全遗漏了第三种分量。只要合力不通过轴承中心，就会产生力矩载荷，使滚道一侧受载、另一侧卸载。单只窄轴承无法承受这种载荷。工况中存在实际力矩时，解决方案不是在公式里增加一个系数，而是改变轴承布置：采用具有一定跨距的轴承对、双列轴承或四点接触设计。在承受力矩载荷的轴上套用 X 和 Y 系数，所得结果算术上无误，机械上却是错误的。
实际工况是联合载荷
纯径向载荷和纯轴向载荷只是教科书工况。生产机械会同时施加两者，真正决定轴承选型的是二者之间的比值。
轴向分量通常来自传动系统，而不是来自明显的推力源。斜齿轮由齿形几何产生轴向力。锥齿轮和蜗杆传动会产生很大的轴向分量，蜗杆传动中通常以该分量为主。皮带拉力会形成大小取决于传递转矩的圆周载荷。角接触轴承对会在内部产生轴向载荷，下文将单独说明。轴在两个定位轴承之间热膨胀时，即使没有任何外力也会产生轴向载荷。
根据 SKF 自有选型指南（检索日期 2026-08-24），理论传动力需要乘以以下两个来源的系数，才能换算为轴承载荷：
| 来源 | 条件 | 系数 |
|---|---|---|
| 齿轮 | 齿距和齿形误差低于 0.02 mm | 1.05 至 1.1 |
| 齿轮 | 齿距和齿形误差为 0.02 至 0.1 mm | 1.1 至 1.3 |
| 皮带 | 齿形带 | 1.1 至 1.3 |
高精度齿轮产生的附加力可以忽略。低精度齿轮则不能忽略，而采用该系数才能如实将附加力计入载荷工况。
开始任何计算前，必须明确一个适用边界。这里所有样本计算方法都把轴视为支承在刚性、无力矩支点上的静定梁。计算忽略轴承、轴承座和机架的弹性变形，也忽略轴挠曲产生的力矩。正是这些简化让手算成为可能，也正因如此，柔性轴安装在低刚度轴承座中时，最终需要使用系统分析软件而非简单公式。了解方法的适用边界，也是正确使用方法的一部分。
决定推力是否计入计算的阈值
对于单列向心轴承，只有当轴向载荷与径向载荷之比 Fₐ/Fᵣ 超过极限值 e 时，轴向载荷才会改变寿命计算。低于 e 时，当量载荷直接取 P = Fᵣ，推力不会降低计算寿命。超过 e 后，轴向项进入公式并开始占据主导。
陷阱在于把 e 当作常数。产品表会针对具体轴承公布该值；对深沟球轴承而言，该值随 f₀Fₐ/C₀ᵣ 的比值变化，因此也取决于待校核的轴向载荷。不能为所有“球轴承”查一个数值后反复套用。
双列轴承完全不享有忽略小推力的条件。 对双列轴承而言，即使很小的轴向载荷也会影响当量载荷，必须计入；单列轴承在低于 e 时则完全忽略轴向载荷。这是一个实际的选型变量，而且与直觉相反：采用双列结构提高的是承载能力，并不会提高对未测量推力的容忍度。
将径向载荷与轴向载荷换算为一个数值
ISO 281 将当量动载荷 P 定义为一种假想载荷，它对轴承寿命产生的影响与实际联合载荷相同，计算公式为：
P = _X F_ᵣ + _Y F_ₐ
| 符号 | 含义 |
|---|---|
| P | 轴承当量动载荷 [kN] |
| Fᵣ | 轴承实际径向载荷 [kN] |
| Fₐ | 轴承实际轴向载荷 [kN] |
| X | 轴承径向载荷系数 |
| Y | 轴承轴向载荷系数 |
下面沿用开篇的 6208 轴承，按 NSK 样本中的实例完整计算。轴承额定值为 Cᵣ = 32,000 N、C₀ᵣ = 17,900 N，且 f₀ = 14.0。载荷工况为 Fᵣ = 2,500 N、Fₐ = 1,000 N。
- 确定阈值。 f₀Fₐ/C₀ᵣ = 14.0 × 1,000 / 17,900 = 0.782，由此得到 e ≈ 0.26。
- 校核比值。 Fₐ/Fᵣ = 1,000 / 2,500 = 0.4，大于 e，因此必须计入轴向项。
- 读取系数。 X = 0.56；在样本表中线性插值得 Y = 1.67。
- 计算。 P = 0.56 × 2,500 + 1.67 × 1,000 = 3,070 N。
图中有两点值得再看一遍。径向系数 X = 0.56 将实测径向载荷从 2,500 N 折减为 1,400 N 的贡献值。轴向系数 Y = 1.67 则将实测轴向载荷从 1,000 N 放大为 1,670 N 的贡献值。因此，尽管推力仅为径向力的 40%，轴向项最终仍大于径向项。
寿命损失来自指数关系。球轴承的 L₁₀ 与 (C/P)³ 成正比，因此 P 从 2,500 N 增至 3,070 N，会使计算寿命乘以 (2,500/3,070)³ = 0.54。NSK 对同一工况给出的寿命系数从 4.26 降至 3.47，换一种计算路径同样得到 0.54，最终使寿命从约 39,000 小时降至约 21,000 小时。计算寿命损失约 46%。 这与载荷超出 10% 就会损失约四分之一计算寿命的敏感性相同，详见轴承失效模式指南。
在这个工作点，增加 1 kN 推力造成的损害小于增加 1 kN 径向载荷。 轴向增加 1,000 N 时，P = 3,070 N。若改为径向增加同样的 1,000 N，则 P = 3,500 N，因为纯径向载荷直接用于和额定值比较，没有 0.56 的折减。把推力视为唯一危险方向的常见说法并不符合计算结果。轴向载荷的危险之处不在系数，而在下一节所述的上限；此外，随着载荷方向比值增大，Y 会继续上升，而 X 保持不变。
这一比较有一项限制：它只适用于已经验证的这个工作点，不能推广为一条通用曲线。Y 同样不是常数，因为随着 f₀Fₐ/C₀ᵣ 增大，该系数会下降，所以交点也会随载荷工况变化。应针对实际轴承和实际载荷读取系数，而不能重复套用同一组数值。
关于基本额定动载荷 C、基本额定静载荷 C₀ 本身，以及如何以二者构建 L₁₀ 公式和 s₀ 安全系数，请参阅轴承动载荷与静载荷。
同一问题的静载荷校核
载荷方向的区分也会出现在静载荷校核中，但采用不同的系数，并遵循不同标准。对于单列深沟球轴承，ISO 76 给出的当量静载荷为 P₀ = 0.6 Fᵣ + 0.5 Fₐ，同时还规定一个下限：若计算所得 P₀ 小于 Fᵣ，则取 P₀ = Fᵣ。
仍以 6208 工况计算：P₀ = 0.6 × 2,500 + 0.5 × 1,000 = 2,000 N，小于 2,500 N 的径向载荷，因此采用下限，P₀ = 2,500 N。推力完全不再影响静载荷校核。这不是方法错误，而是该方法不允许加权平均值低估轴承实际承受的载荷。
布置方式还会以动载荷系数中没有的方式增大静载荷系数。对于背对背或面对面安装的配对轴承，同一资料给出的公式为 P₀ = Fᵣ + 1.7 Fₐ。轴向系数从 0.5 增至 1.7，达到原来的三倍以上。
各类轴承的轴向载荷上限
每种轴承能承受的轴向载荷都有明确上限，其中几种类型的上限为零。这一限制独立于当量载荷计算：某个载荷工况即使通过寿命计算，也仍可能不允许使用。
| 轴承类型 | 轴向承载能力 | 高于 e 时的当量动载荷 |
|---|---|---|
| 单列深沟球轴承 | 纯轴向 Fₐ ≤ 0.5 C₀ | P = X Fᵣ + Y Fₐ |
| 深沟球轴承，d ≤ 12 mm 或直径系列 8、9、0、1 | 纯轴向 Fₐ ≤ 0.25 C₀ | P = X Fᵣ + Y Fₐ |
| 不锈钢深沟球轴承 | 纯轴向 Fₐ ≤ 0.25 C₀ | P = X Fᵣ + Y Fₐ |
| 带装球缺口的深沟球轴承 | Fₐ ≤ 0.6 Fᵣ | 当 Fₐ/Fᵣ ≤ 0.6 时，P = Fᵣ + Fₐ |
| 双列深沟球轴承 | 纯轴向 Fₐ ≤ 0.5 C₀ | P = X Fᵣ + Y Fₐ，始终计入轴向载荷 |
| 单列角接触球轴承 | 取决于接触角和布置方式 | P = X Fᵣ + Y₂ Fₐ |
| 非定位圆柱滚子轴承 | 无 | P = Fᵣ |
| 内外圈均带挡边的定位圆柱滚子轴承 | Fₐ ≤ 0.5 Fᵣ | P = 0.92 Fᵣ + Y Fₐ |
| 单列圆锥滚子轴承 | 取决于接触角，需成对对置安装 | P = 0.4 Fᵣ + Y Fₐ |
| 调心滚子轴承 | 可承受纯轴向载荷 | P = 0.67 Fᵣ + Y₂ Fₐ |
| 推力球轴承 | 仅承受轴向载荷 | P = Fₐ |
表中数据来自 SKF 各类型产品资料，检索日期均为 2026-08-24。
其中几行需要特别说明。非定位圆柱滚子轴承完全不能承受推力，其当量静载荷为 P₀ = Fᵣ，没有可加入的轴向项。若内外圈均设置挡边并将其用作定位轴承，则可承受不超过 0.5 Fᵣ 的 Fₐ。这是另一种轴承结构，并非对同一轴承采用不同算法。推力球轴承的动载和静载模型都没有径向项，因为它本来就不用于承受径向载荷。当推力成为全部载荷而不再只是一个分量时，选型应转向专用推力轴承，不再讨论方向比值。
调心滚子轴承可以承受轴向载荷，甚至可以承受纯轴向载荷，因此是表中的例外。其上限取决于安装方式，而非轴承几何结构：正确使用紧定套安装在无固定轴肩的光轴上时，允许轴向载荷降至 Fₐₚ = 0.003 B d。并非轴承强度下降，而是将轴承固定在轴上的摩擦力成为限制因素。
轴向载荷上限不等于基本额定静载荷
下面这一点经常被忽略，也正因如此，某个载荷工况可能通过上文所有计算，却仍会损坏轴承。
深沟球轴承的允许轴向载荷上限，是接触椭圆越过滚道挡肩时的载荷。随着轴向载荷增大，接触角发生变化，椭圆形接触区沿沟槽侧面上移，直至部分接触区越出边缘。NSK 明确指出，这一限制与根据 C₀ 和轴向静载荷系数 Y₀ 得出的 P₀ 上限不同。NSK 也直接说明了后果：即使轴向载荷低于 P₀ 上限，接触椭圆仍可能越过挡肩（NSK 样本 E1103，检索日期 2026-08-24）。
通过静载荷校核并不能证明轴向载荷在允许范围内。 基本额定静载荷限制的是接触处的永久变形；轴向载荷上限限制的是接触区能否始终留在滚道上。二者是具有不同极限的不同失效机制，而且几何极限可能先达到。
应用到当前实例：6208 属于直径系列 2，内径为 40 mm，因此不适用上述两个例外。其纯轴向载荷上限为 0.5 × 17,900 = 8,950 N，工况中的 1,000 N 推力远低于该值。若把同样的 40 mm 内径改为直径系列 0，上限就会降至 C₀ 的四分之一。这种替换在图纸上看似尺寸相同，实际使用性能却不等效。跨制造商对照轴承型号时，也会以另一种形式遇到同样的陷阱。
未施加却实际存在的轴向载荷
单列角接触轴承或圆锥滚子轴承会沿与轴承轴线成角度的方向，将径向载荷从一条滚道传递至另一条滚道。即使不存在外部推力，这条倾斜载荷路径也会产生内部诱导轴向力。这是接触角造成的结果，并非由机器施加的外力所致。这类轴承之所以需要对置成对安装而不能单独使用，正是因为轴承对能为诱导轴向力提供反力。
实际影响是：对于由两只单套轴承或串联轴承对组成并经过调整的布置，必须把诱导轴向分量计入当量载荷计算。若遗漏该分量，计算结果不仅不保守，而且完全错误，因为轴承实际承受了载荷工况中从未出现的推力。
此类布置的样本计算公式附带一些很容易忽略、也很容易在实际图纸中违反的条件。只有当两只轴承的接触角完全相同，并且相互调整至几乎零游隙且不带预紧时，公式才成立。轴承对若带游隙安装、带预紧安装，或两只轴承采用不同接触角，公式就不再适用于该布置。此时应使用轴承布置分析软件，而不是电子表格。
还有一种相关的布置错误会凭空产生轴向载荷：同一根轴的两端均采用定位轴承。轴的两端均被轴向固定，受热伸长后无处释放，只能以轴向载荷的形式作用于轴承，而这一载荷不会出现在任何工况或图纸中。一端采用定位轴承、另一端采用非定位轴承即可避免这一问题；这也正是上表中非定位圆柱滚子轴承按设计不承受推力的原因。
有关接触角以及 DB、DF、DT 布置代号的详细说明，请参阅角接触球轴承指南。有关定位与非定位轴承对中两种滚子轴承的选择，请参阅圆锥滚子轴承与圆柱滚子轴承对比。
载荷过小也是一种工况
载荷过小的轴承不会因疲劳失效，而会出现打滑和涂抹损伤。滚动体需要足够的载荷才能滚动而不是滑动。低于这一载荷后，失效机制会完全改变，因此每只轴承除了最大载荷外，也有最小载荷要求。
SKF（检索日期 2026-08-24）给出的一般规则为：球轴承取 0.01 C，滚子轴承取 0.02 C。对 6208 而言，最小载荷为 0.01 × 32,000 = 320 N，2,500 N 的径向载荷远高于该值。
对于有此要求的轴承类型，最小载荷按方向分别规定。单列圆锥滚子轴承根据实际受载方向，要求 Fᵣₘ = 0.017 C 或 Fₐₘ = 0.009 C/Y。调心滚子轴承要求 Pₘ = 0.01 C₀；采用油润滑且转速低于参考转速的 0.3 倍时，可降至 0.003 C₀。
在快速加速、快速启停以及转速超过产品表所列极限转速的 50% 时，最小载荷要求最为关键。这些工况下滚动体最容易打滑。无法满足最小载荷时，应依次考虑采用更小的尺寸系列、特殊润滑或磨合程序、涂层轴承，或施加预紧。预紧是最常用的解决方案，并会直接影响订购的游隙组，详见轴承内部游隙指南。
六步载荷方向校核
完整校核分为六步。实践中最常被遗漏的是诱导轴向载荷和轴向载荷上限；漏掉任意一项，都会得到一份看似完整、实则不完整的计算。
- 分解外力，求出每个轴承位置的 Fᵣ 和 Fₐ，并计入传动装置的齿轮或皮带载荷系数。
- 加入诱导轴向力。若采用角接触轴承或圆锥滚子轴承，必须在进行其他计算前加入该分量。
- 查出具体轴承的 e，然后计算 Fₐ/Fᵣ 并进行比较。
- 计算 P。高于 e 时，按该轴承的系数计算 P = X Fᵣ + Y Fₐ。低于 e 时，仅对单列轴承取 P = Fᵣ。
- 校核上限和静载工况。 将轴向载荷与该类型的允许上限比较，并针对峰值载荷或静止工况单独用 C₀ 校核 P₀。
- 校核最小载荷。应检查工作循环低载端，而不只是高载端。
对 6208 工况完整执行后，结果如下：
- 第 1 步。 Fᵣ = 2,500 N，Fₐ = 1,000 N。
- 第 2 步。 这是深沟球轴承，因此没有诱导轴向分量。
- 第 3 步。 e ≈ 0.26，载荷比为 0.4，因此计入轴向项。
- 第 4 步。 P = 3,070 N，与 Cᵣ = 32,000 N 比较。
- 第 5 步。 轴向载荷为 1,000 N，与 8,950 N 的上限比较。P₀ = 2,500 N，与 C₀ᵣ = 17,900 N 比较，静载荷安全系数为 7.2。
- 第 6 步。 最小载荷要求为 320 N，该应用满足要求。
以上每个数值都可追溯至已发布的标准或产品表。
可追溯性正是关键所在。无论由谁制造，只要轴承满足全部六步，其选型就能经得起质量部门审查。论证依据是 ISO 281、ISO 76，以及制造商公布且可供审核的载荷额定值。明确规定数值和标准，原产地问题也就有了答案。
常见问题
球轴承能承受轴向载荷吗？
能。标准单列深沟球轴承可承受的纯轴向载荷上限为 Fₐ ≤ 0.5 C₀，即基本额定静载荷。有两类轴承的上限需减半至 0.25 C₀：内径不超过 12 mm 的轴承，以及直径系列 8、9、0、1 的轴承。不锈钢深沟球轴承也限制为 0.25 C₀。超过该上限会显著缩短使用寿命，其主导机制是接触椭圆越过滚道挡肩，而不是静载荷过载。
轴向载荷与径向载荷有什么区别？
径向载荷垂直于轴线作用，轴向载荷沿轴线作用。轴向载荷也称推力。ISO 5593 统一规定了这些术语。第三种工况是力矩载荷，当合力不通过轴承中心时便会产生。它需要轴承对或双列设计，而不是一个载荷系数。
哪些轴承最适合承受轴向与径向联合载荷？
圆锥滚子轴承、角接触球轴承和调心滚子轴承都很适合，但三者处理联合载荷的方式不同。超过阈值后，单列圆锥滚子轴承采用 P = 0.4 Fᵣ + Y Fₐ；单列角接触球轴承采用 P = X Fᵣ + Y₂ Fₐ；调心滚子轴承采用 P = 0.67 Fᵣ + Y₂ Fₐ，并且可以承受纯轴向载荷，而另外两种在单套安装时不能。圆锥滚子轴承和角接触球轴承都会在内部产生诱导轴向载荷，因此均需对置成对安装。
圆柱滚子轴承能承受推力吗？
只有内外圈均带挡边的定位型可以。内外圈均带挡边的圆柱滚子轴承可在承受径向载荷的同时，承受 Fₐ ≤ 0.5 Fᵣ 的轴向载荷。超过阈值后，采用 P = 0.92 Fᵣ + Y Fₐ。用作非定位轴承时，则完全不能承受轴向载荷。其当量动载荷直接取 P = Fᵣ，当量静载荷取 P₀ = Fᵣ，均没有轴向项。不能承受推力正是其设计特性，因为这样才能让轴受热伸长而不向轴承施加载荷。
低估轴向载荷会有什么后果？
会通过两种相互独立的机制产生两种后果。对球轴承而言，当量载荷增大后，计算寿命会按三次方关系下降，因此低估推力的工况会高估寿命。与此同时，接触椭圆可能越过滚道挡肩，而且即使轴向载荷低于 P₀ 静载荷上限也可能发生。通过静载荷校核并不能证明该载荷在允许范围内。由此产生的损伤按 ISO 15243 分类，具体形态详见轴承失效指南。
结论
载荷方向是一个计算问题，而不是一个分类标签。最关键的是以下三点：
- 由比值决定。 低于轴承自身阈值 e 时，轴向载荷不进入寿命计算。超过该阈值后，P = X Fᵣ + Y Fₐ；即使推力仍只是总载荷中的较小部分，轴向项也可能大于径向项。
- 换算方法已有标准。 动载工况遵循 ISO 281，静载工况遵循 ISO 76；系数按具体轴承而非轴承类型公布，必须针对实际零件读取。
- 上限因类型而异，且独立于额定值。 标准深沟球轴承为 0.5 C₀，小尺寸和轻系列为 0.25 C₀，带挡边定位圆柱滚子轴承为 0.5 Fᵣ，非定位型则为零。几何极限可能先于静载荷极限达到。
如果您的载荷工况同时包含两个分量，请将应用数据发送给 ANDE Bearing 工程团队：径向载荷、轴向载荷、转速以及可用安装空间。我们将提供轴承选型建议，并附上 ISO 281 计算，确保选型可以核验，而不是只能相信结论。您也可以从已经确定需要的类型入手，查看深沟球轴承、圆锥滚子轴承或圆柱滚子轴承。
关于作者
Jeff Li 为 ANDE Bearing 撰写轴承工程和全球采购相关文章。他直接服务于汽车、重工业和可再生能源领域的 OEM 及售后市场买家。欢迎通过 LinkedIn 与他联系。
