這些因素MPa 和 U用于確定軸承設計以及依據(jù)各種應用要求選擇的軸承材料是否合適。例如，通過先選擇軸承材料，設計人員可以指定適當?shù)妮S承尺寸以滿足應用要求。或者，在確定軸承尺寸后，設計者可以選擇滿足各種應用要求的軸承材料。

干摩擦軸承設計的重要因素是載荷（MPa）和滑動速度的乘積，即U系數(shù)。在干摩擦軸承設計中，U系數(shù)與摩擦系數(shù)共同決定了由熱摩擦產生的熱量，產生的熱量與軸承材料的耐熱能力有關。 GGB樣冊列出了各種軸承材料的U和U極限。

在潤滑應用中，滑動軸承在軸和滑動軸承表面之間形成流體動力潤滑膜的能力取決于單位載荷（MPa）和滑動速度（U）之間的關系、潤滑劑的動力粘度（centiPoise）和軸承的長徑比（B / D）。這些因素之間的關系是：其中7.5值是基于ISO單位的比例因子。

為確定在最壞情況下軸承抗永久變形的能力，我們必須首先確定最大作用力Fmax。為了確定對耐用軸承設計至關重要的最大力，我們必須考慮：預期的設計載荷；基于其他類似設計的載荷記錄；測量的載荷，動力源信息例如扭矩與速度；沖擊負荷。最大單位載荷用于確定軸承材料是否具有足夠的承載能力來支撐最大載荷。

在確定某些GGB產品的軸承壽命時，使用平均或加權平均軸承載荷F確定軸承材料是否能夠提供足夠的壽命（在考慮滑動速度的情況下）。當載荷數(shù)據(jù)限定為最大值和最小值時，將計算平均軸承載荷。如果最小/最大載荷之間的載荷范圍相對較小（小于25％），則只需取兩個值的平均值即可。如果載荷范圍相對較大，則取差值的2/3，并將其添加到最小載荷以得到“保守”平均值。如果載荷與時間的關系記錄可用，假設速度穩(wěn)定，則可以使用加權平均值：

其中tn 和Fn分別是每次/載荷增量和St的次數(shù)和負載。

當速度變化時，將轉數(shù)n1, n2 ... nn 和 Sn替換為時間增量t1, t2 ... tn 和 St

既然已經確定了最大和平均力，則很容易計算出單位載荷：

對于滑動軸承，投影面積A = Di′B，基于滑動軸承的內徑Di乘以軸承長度B：?

對于止推墊圈，A = 0.25 ′ p ′ (Do2 – Di2), 其中Do和Di分別是墊圈的外徑和內徑。

對于法蘭軸承墊圈表面，A = 0.04 ′ p ′ (Do2 – Di2), 其中Do是法蘭外徑，而Di是法蘭軸承內徑。

對于直線導軌，A = L′W，其中L =軸承材料長度； W =軸承材料的寬度。

滑移速度U（也稱為速率）通常并不難確定，尤其是在由電動機或發(fā)動機驅動的應用中。速度會在軸承/配合表面界面處產生熱量，隨著時間的流逝，熱量會影響軸承性能。速度越大，產生的熱量越大。相對運動非常緩慢或偶爾，可能不會產生足夠的熱量來降低軸承材料的性能。

速度U（以米/秒為單位）是根據(jù)基本應用類型計算得出的：

連續(xù)旋轉：

對于滑動軸承，Di =滑動軸承內徑，單位：mm，N =軸速度，單位：rpm：

對于止推墊圈，Do =墊圈外徑，單位：mm，Di =墊圈內徑，單位：mm； N =轉速，單位：rpm：

擺動運動：

對于滑動軸承， Di =內徑，單位：mm，Nosc =軸擺動速度，cpm：

對于止推墊圈，Do =墊圈外徑，單位：mm，Di =墊圈內徑，單位：mm；Nosc=振蕩速度，單位：rpm：

直線運動：

對于滑動軸承和直線導軌，Ls =線性行程長度，單位：mm，c =循環(huán)速率，單位：cpm：