轴承距离内壁的距离Δ为8-15mm根据润滑形式，脂润滑和油润滑取值不一样。
而轴承座宽度c=c1+c2+δ+(5~10)mm;δ----为壳体壁厚；c1,,c2为由轴承旁联的螺栓直径确定，查机械零件设计手册。
是不是壳体壁厚可以自己确定，而c1，c2查手册呢，c1，c2可以查得到。
轴承游隙所谓轴承游隙，即指轴承在未安装于轴或轴承箱时，将其内圈或外圈的一方固定，然后便未被固定的一方做径向或轴向移动时的移动量。
根据移动方向，可分为径向游隙和轴向游隙。
运转时的游隙（称做工作游隙）的大小对轴承的滚动疲劳寿命、温升、噪声、振动等性能有影响。
测量轴承的游隙时，为得到稳定的测量值，一般对轴承施加规定的测量负荷。
因此，所得到的测量值比真正的游隙（称做理论游隙）大，即增加了测量负荷产生的弹性变形量。
但对于滚子轴承来说，由于该弹性变形量较小，可以忽略不计。
安装前轴承的内部游隙一般用理论游隙表示。
游隙的选择从理论游隙减去轴承安装在轴上或外壳内时因过盈配合产生的套圈的膨胀量或收缩后的游隙称做“安装游隙”。
在安装游隙上加减因轴承内部温差产生的尺寸变动量后的游隙称做“有效游隙”。
轴承安装有机械上承受一定的负荷放置时的游隙，即有效游隙加上轴承负荷产生的弹性变形量后的以便称做“工作游隙”。
如图１所示，当工作游隙为微负值时，轴承的疲劳寿命最长但随着负游隙的增大疲劳寿命同显著下降。
因此，选择轴承的游隙时，一般使工作游隙为零或略为正为宜。
图１工作游隙与疲劳寿命的关系另外，需提高轴承的刚性或需降低噪声时，工作游隙要进一步取负值，而在轴承温升剧烈时，工作游隙则要进一步取正值等等，还必须根据使用条件做具体分析。
color=#000000>表１深沟球轴承（圆柱孔）的径向游隙单位um表２调心球轴承的径向游隙（１）圆柱孔轴承单位 um表５四列圆柱滚子轴承的径向游隙（圆柱孔）单位 um表３圆柱滚子轴承的径向游隙（１）圆柱孔轴承单位 um表４调心滚子轴承的径向游隙（１）圆柱孔轴承单位 um表４调心滚子轴承的径向游隙（２）圆锥孔轴承单位 um轴承类型的选择具有所需旋转精度的轴承类型[轴承的尺寸精度和旋转精度已由GB按轴承类型标准化了]一、轴承的寿命轴承在承受负荷旋转时，由于套圈滚道面及滚动体滚动面不断地受到交变负荷的作用，即使使用条件正常，也会因材料疲劳使滚道面及滚动面出现鱼鳞状损伤（称做剥离或剥落）。
出现这种滚动疲劳损伤之前的总旋转数称做轴承的“（疲劳）寿命”。
即使是结构、尺寸、材料、加工方法等完全相同的轴承，在同样条件下旋转时，轴承的（疲劳）寿命仍会出现较大的差异。
这是因为材料疲劳本身即具有离散性，应从统计的角度来考虑。
于是就将一批相同的轴承在同样条件下分别旋转时，其中90%的轴承不出现滚动疲劳损伤的总旋转数称做“轴承的基本额定寿命”（即可靠性为90%的寿命)。
在以固定的转速旋转时，也可用总旋转时间表示。
但在实际工作时，还会出现滚动疲劳损伤以外的损伤现象。
这些损伤可以通过做好轴承的选择、安装和润滑等加以避免。
二、轴承寿命的计算１、基本额定动负荷基本额定动负荷表示轴承耐滚动疲劳的能力（即负荷能力），是指大小和方向一定的纯径向负荷（对于向心轴承）或中心轴向负荷（对于推力轴承），在内圈旋转外圈固定（或内圈固定外圈旋转）的条件下，该负荷下的基本额定寿命可达100万转。
向心轴承与推力轴承的基本额定动负荷分别称做径向基本额定动负荷与轴向基本额定动负荷，用Cr与Ca表示，其数值录入轴承尺寸表。
２、基本额定寿命式１表示轴承的基本额定动负荷，当量动负荷及基本额定寿命之间的关系。
轴承以固定的转速时，用时间表示寿命更为方便，如式２所示。
另外，对于铁路车辆或汽车等用行车距离(km)表示寿命较多，如式３所示。
因此，作为轴承的使用条件，设当量动负荷为P，转速为n，则满足设计寿命所需要的轴承基本额定动负荷c可由式４计算。
从轴承表选出满足c值的轴承，即可确定轴承的尺寸。
机械要求的轴承必需寿命请参考表４。
３、根据温度进行的基本额定动负荷的修正与轴承的尺寸稳定处理轴承在高温下使用时，材料组织会发生变化、硬度降低，基本额定动负荷将比常温下使用时减小。
材料组织一旦发生变化，即使温度恢复到常温也不会复原。
因此，在高温下使用时，必须将轴承尺寸表的基本额定动负荷乘以表１的温度系数进行修正。
表１温度系数轴承工作温度°C125125175200250温度系数(fT)110.950.900.75轴承长时间在120摄氏度以上的工作温度下使用时，由于经一般热处理的轴承尺寸变化大，必须进行尺寸稳定处理。
尺寸稳定处理与使用温度范围如表２所示。
但经尺寸稳定处理的轴承硬度降低，有时基本额定动负荷会减小。
表２尺寸稳定处理尺寸稳定处理代号使用温度范围S0S1S2超过100摄氏度到150摄氏度超过150摄氏度到200摄氏度超过200摄氏度到250摄氏度４、修正额定寿命式１表示的是可靠性90%的基本额定寿命（L10)，根据用途的不同，有时也需要可靠性高于90%的高可靠性寿命。
此外，采用特殊材料有时可以使轴承寿命延长，甚至润滑等使用条件的不同也会影响轴承寿命。
考虑了以上因素对基本额定寿命进行修正后的寿命称做修正额定寿命，可由式８计算：Lna=a1a2z3L10..........式8这里，a1:可靠性系数......参照(1)项a2:可靠性系数......参照(2)项a3:可靠性系数......参照(3)项［备注］按照可靠性高于90%的Lna选择轴承尺寸时，应特别注意轴与外壳的强度。
（１）可靠性系数a1计算可靠性不低于90%（即失效率不大于10%)的修正额定寿命时，按表３选择系数 1 1可靠性，％Lna a1909596979899L10aL5aL4aL3aL2aL1a10.620.530.440.330.21（２）材料系数a２根据轴承材料（钢种、质量）、制造工艺和设计的不同与寿命有关的轴承特性有可能发生变化，这时用系数a２修正。
采用高质量的真空脱气轴承钢或钢中夹杂物特别少时，a２>1。
对于常规轴承材料，a２=1。
（３）使用条件系数a３轴承在直接影响寿命的条件下（尤其是润滑条件）下使用时，用系数a３进行修正。
润滑条件正常时，可取a3=1,润滑条件特别良好时，可取a３>1。
但在以下条件下，取a３<1。
a、运转时润滑剂运动粘度降低时球轴承－小于13平方毫米/s{13cSt}滚子轴承－小于20平方毫米/s{20cSt}b、转速特别低时滚动体节圆直径与转速的乘积小于10000c、润滑剂中混入杂质时d、内圈与外圈的相对倾斜大时［注］轴承在高温下使用硬度降低时，必须对基本额定动负荷进行修正（参照表１）５、机械所必需的轴承寿命选择轴承应合理地提出寿命要求，寿命要求过高，则轴承尺寸过大，机械笨重，不经济。
寿命要求过低，则在使用中需要常更换，一般可根据机械的大修期确定轴承的使用寿命。
各种机械所必需的轴承使用寿命推荐值见表４。
表４轴承必需寿命（参考）三、当量动负荷轴承大多承受径向负荷与轴向负荷的合成负荷，并且负荷条件多种多样，如大小发生变化等。
因此，不可能将轴承的实际负荷直接与基本额定动负荷比较。
这时，则将实际负荷换算成通过轴承中心，且大小和方向一定的假想负荷来进行分析比较，轴承在假想负荷下具有与实际负荷和转速下相同的寿命。
这样换算的假想负荷称做当量动负荷，用Ｐ表示。
１、当量动负荷的计算承受大小和方向一定的合成负荷的向心轴承与推力轴承（a不等于90度)的当量动负荷可由下式计算：P=XFr+YFa (9)这里，Ｐ：当量动负荷，N{kgf} 对于向心轴承，表示为Pr:径向当量动负荷对于推力轴承，表示为Pa:轴向当量动负荷 Fr:径向负荷，N{kgf}Fa:轴向负荷，N{kgf}X:径向负荷系数Y:轴向负荷系数（负荷系数Ｘ与Ｙ载于轴承尺寸表）对于单列向心轴承，当Fa/Fr<=e 时，取X=1、Y=0，因此，这时当量动负荷为Pr=Fr。
１）对于单列向心轴承，当Fa/Fr<=e 时，取X=1、Y=0，因此，这时当量动负荷为Pr=Fr.[e表示Fa/Fr的界限值，载于轴承尺寸表。
]（１）对于单列角接触球轴承及圆锥滚子轴承，如图１所示。
由于承受径向负荷时会产生轴向分力(Fac)，因此，轴向分力可由下式计算：Fac=Fr/2Y (10)该类轴承承受径向负荷与外部轴向负荷(Ka)时的当量动负荷的计算方法如表５所示。
表５两个单列角接触球轴承或圆锥滚子轴承正面或背面配置时的当量动负荷的计算２）接触角为９０度的推力球轴承只承受轴向负荷，因此当量动负荷Pa=Fa３）推力调心滚子轴承的当量动负荷由下式计算：Pa=Fa+1.2Fr.........式11 这里Fr/Fa<=0.55２、负荷变化时的平均当量动负荷轴承承受大小或方向变化的负荷时，需要计算使轴承具有与实际变化条件下相同寿命的平均当量动负荷。
各种变化条件下的平均当量动负荷Pm的计算方法如图所示。
四、基本额定静负荷与当量静负荷１、基本额定静负荷轴承承受太大的静负荷或在极低转速下承受冲击负荷时，滚动体与滚道的接触面会产生局部永久变形。
其变形电随负荷增大而增大，超过一定限度的话，将会影响正常的旋转。
基本额定静负荷是指使承受最大负荷的滚动体与滚道的接触面中央产生按以下计算接触应力的静负荷。
a、调心球轴承......4600MPa{469kgf/mm2}b、其他球轴承......4200MPa{429kgf/mm2}c、滚子轴承......4000MPa{408kgf/mm2}在这些接触应力下产生的滚动体与滚道的永久变形总量约为滚动体直径的0.0001倍。
向心轴承与推力轴承的基本额定静负荷分别称作径向基本额定静负荷与轴向基本额定静负荷，用Cor与Coa表示，其数值载于轴承尺寸表。
２、当量静负荷当量静负荷是指一种假想负荷，当轴承静止或转速极低时，该假想负荷下承受负荷的滚动体与滚道的接触面中央产生与实际负荷条件下相同的接触应力。
向心轴承与推力轴承的当量静负荷分别采用通过轴承中心的径向负荷与通过轴承中心线的轴向负荷。
当量静负荷由式１７到式２０计算：当量静负荷可由下式计算：这里：Por:径向当量静负荷，N{kgf}Poa:轴向当量静负荷，N{kgf}Fr:径向负荷，N{kgf}Fa:轴向负荷，N{kgf}Xo:径向静负荷系数Yo:轴向静负荷系数（静负荷系数Xo与Yo载于轴承尺寸表）３、安全系数轴承的允许当量静负荷虽取决于轴承的基本额定静负荷，但由于上述永久变形量（局部凹陷量）决定的轴承使用限度则随对轴承的性能要求及使用条件而有所不同。
因此，为分析基本额定静负荷的安全度，根据经验制定了安全系数。
fs=Co/Po (21)这里：fs:安全系数（表６）Co:基本额定静负荷，N{kgf}Po:当量静负荷，N{kgf}使用条件fs（最小）球轴承滚子轴承普通旋转要求高旋转精度２３一般使用条件１ 1.5有冲击负荷 1.53不常旋转（有时摆动）一般使用条件0.51冲击负荷或非均布负荷12注：对于推力调心滚子轴承，取fs>=4 轴承的极限转速•极限转速的修正•带密封圈球轴承的极限转速•高速旋转注意事项•轴承的摩擦系数（参考）轴承的转速主要受到轴承内部的摩擦发热引起的温升的限制，当转速超过某一界限后，轴承会因烧伤等而不能继续旋转。