載荷和壽命分析：一般進口軸承的壽命計算只適用于安裝在實心軸上并且置于剛性軸承座的軸承，對多輥軋機，軸承外圈直接做支承輥，外徑的局部與中間輥接觸，在外載的作用下厚壁外圈會發(fā)生一定的彈性彎曲變形，影響滾道上的載荷分布，從而影響承載能力。計算滾動體與滾道的接觸變形時，必須考慮外圈徑向撓度的影響。按薄壁圓環(huán)的平面彎曲理論，任意角位置 處的徑向撓度微分方程為d2 W／de +IV=一MR ／ (1)式中： 為 角處徑向撓度；E1為彎曲剛度，為 處截面上彎矩；R為曲率半徑。由(1)式可求解外圈的徑向撓度 ( )l2J。又任意位置滾動體與滾道的接觸變形 為= cos~+ ( ) (2)式中： 為內(nèi)外圈相對位移，n為滾動體編號。建立每個滾動體的變形方程，再加上一個套圈的受力平衡方程，共凡+1個方程，解以上的非線性方程組，可求出各點的接觸變形 。則各點的接觸載荷為Q =k (3)式中：k為軸承載荷變形常數(shù)。按線接觸的額定計算公式分別計算軸承內(nèi)、外圈的額定載荷Q小Q ，以及軸承內(nèi)、外圈與滾動體的當量載荷Q小Q ，得到軸承內(nèi)、外圈的額定壽命為Llol=(Q JQ f) (4)Llo =(Q ／Q ) (5)則整套軸承的額定壽命為L1o=(￡1o。一 愿+L1o -9／8)一 (6)計算表明，支承軸承的載荷分布不同于剛性座的軸承。由于支承軸承的外圈彈性變形，滾動體載荷區(qū)變小，載荷區(qū)頂部滾子所受的載荷增大，所以支承軸承的當量載荷明顯增大，壽命也會大大地降低。由于彈性變形，軸承的壽命大約比常規(guī)計算的降低了75％。

  針對支承輥軸承的特殊應(yīng)用，THOMSON軸承的結(jié)構(gòu)設(shè)計就須有助于改善載荷的分布狀況。軸承外圈的壁厚既要保證外圈有足夠的剛性，不至于因承受重載而發(fā)生較大彎曲變形，又要兼顧軸承具有大的動載荷能力(國外軸承公司的經(jīng)驗值是外圈滾道直徑與外徑之比D ／D=0．7[3])。有關(guān)研究表明，采取大直徑滾子的設(shè)計比采取小直徑滾子而數(shù)目稍多的設(shè)計要合理；對轉(zhuǎn)速不高、載荷較重的應(yīng)用，可采取無保持架的滿裝滾予結(jié)構(gòu)，增大軸承的載荷能力，同時降低滾道接觸點的載荷，提高軸承的剛性。

  輥系的受力分析：為有效地計算支承輥STIEBER軸承的承載力，需要對輥系進行受力分析。為便于計算，采用簡化受力分析方法，忽略軋輥的彈性變形及摩擦損失，假設(shè)作用力的方向均在兩輥的連心線上，如圖3所示[引。圖3 輥系受力分析P1=P／(2sina) (7)P2=P1sin(口一3)／sin(90~+ — ) (8)P3=P1sin(口一p)／cos( —p) (9)P4=P3cos3／sin~ (10)P5=P2sin(90~一j5—7)／sin(90~+聲一y)(11)P6=P2 sin(盧一)，)／cos(jl一)，) (12)P7=、／P6 +P +2P6P4cos(90~一 +j5)(13)單個支承軸承的載荷F按下式計算F=(Ibn／L)P (14)式中：f6為軸承寬度； 為心軸上軸承的數(shù)目；L為整個支承輥長度。計算表明輥系上載荷的分布極不均勻，兩邊支承輥A、D的載荷比中間支承輥B、C的載荷值大。某些類型的軋機，A、D支承輥輥上的載荷值與B、C支承輥輥上的載荷相對差可達40％ ．以至于位于輥系邊側(cè)的支承輥磨損較為嚴重，兩邊支承輥軸承壽命大大地降低。