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回转支承在正常工作时通常承受倾覆力矩 M 、轴向力 F a 、径向力 F r 的综合作用，在计算回转支承滚道滚动接触疲劳寿命时将复合载荷转换为轴向当量动载荷 P a ，即当回转支承承受载荷为 P a 的纯轴向力时，回转支承滚道疲劳寿命与在复合载荷作用下相同。假设在纯轴向力 P a 作用下，每个滚球对滚道的接触压力为 Q ，压力角为 α ，滚球数目为 Z ，回转支承载荷的等效转化如图2-21所示。工程上定义可靠度为90%时的轴承寿命为基本额定寿命，对于风电回转支承，根据美国国家可再生能源实验室（NREL）设计指南和ISO 281—2007《滚动轴承—额定动载荷和额定寿命》，其滚动接触疲劳寿命模型为
图2-21 回转支承载荷的等效转化
式中， L 为回转支承滚道滚动接触疲劳寿命，以10 6 r计； a 1 为可靠度修正系数； a 2 为材料表面硬度修正系数； a 3 为工况和润滑等修正系数； C a 为基本额定动载荷（N）； P a 为当量动载荷（N）。
在工程应用中，以Lundberg-Palmgren滚动接触疲劳理论方程为基础，如式（2-39）所描述：
式中 S ——滚动接触疲劳可靠度；
A ——常数；
N ——滚动接触应力循环次数；
τ 0 ——最大正交剪应力；
V ——接触应力体积；
z 0 ——最大正交剪应力深度；
e ——Weibull分布斜率；
c ， h ——材料参数（可由实验数据拟合得到）。
通常将可靠度为90%时的修正系数 a 1 设为1，参照式（2-39）可将系数描述为式（2-40）。
式中， S 为可靠度； e 为威布尔分布斜率。
回转支承通常存在内圈和外圈，从图2-21可得两圈的应力体积 V 可用式（2-41）描述，式（2-41）中求解外圈应力体积时用“+”，求解内圈应力体积时用“-”，另外由于在回转支承中 D ≫ d ，内、外圈接触几何的误差几乎可以忽略，式（2-41）中也假设内、外两圈的接触几何相同。在回转支承可靠度为 S bearing 的前提下，设内圈、外圈的可靠度分别为 S inner 、 S outer ，回转支承可靠度为内、外圈可靠度的乘积，见式（2-42）。将式（2-41）代入式（2-40）可得回转支承内、外圈可靠度关系，见式（2-43）。将式（2-43）代入式（2-42）可以得到式（2-44）和式（2-45）。
式中， D 为回转支承公称外径； d 为回转支承公称内径。
将式（2-44）、式（2-40）代入式（2-44）可得到回转支承外圈滚道载荷-疲劳寿命-可靠度模型，见式（2-46）；将式（2-44）、式（2-40）代入式（2-38）可得到回转支承内圈滚道载荷-疲劳寿命-可靠度模型，见式（2-47）。比较式（2-46）与式（2-47），在相同的可靠度下，外圈滚道的寿命比内圈的寿命长，因此回转支承的失效大多见于内圈滚道，这与实际工程和试验现象吻合。
为将式（2-46）和式（2-47）归一化，设接触轨迹圆周直径为 D c ，如图2-22所示，将内圈、外圈的可靠度统一标示为内外圈的可靠度 S ring ，得到归一化的回转支承滚道载荷-疲劳寿命-可靠度模型和接触轨迹圆周直径 D c ，分别为
图2-22 接触圆轨迹示意
式中，“+”用于外圈；“-”用于内圈。
从滚道疲劳承载能力角度来看，疲劳寿命主要取决于应力（或应变）循环变化幅值，最大切应力的数值大于最大正交切应力，但是在滚珠滚动作用下，最大正交切应力循环变化幅值大于主切应力循环幅值，因此疲劳更倾向于在最大正交切应力位置萌生，如图2-23所示。