专利名称：滚动轴承极限设计方法
滚动轴承的一种新的设计方法，适用于圆柱、圆锥、球面、推力调心等各种类型的滚动轴承。
国内目前采用的滚动轴承设计方法是对国外同类产品进行测试，提出主参数，然后按滚动轴承运转的基本原理进行优化设计。其步骤是首先确定滚动体直径，其次按设计公式确定套圈的尺寸，然后对套圈最小壁厚作强度校核，当壁厚大于强度值时，设计通过，主参数以此确定。但用此方法设计的轴承其额定负荷大都低于国外先进国家水平，特别是对特大型轴承(外径大于440mm的轴承)此外，国内多年来曾采用原苏五十到六十年代的设计方法，轴承的额定负荷仍远低于国外的设计水平。
本发明的目的是针对上述问题，提出一种极限设计法，基于对滚动轴承疲劳寿命的研究，提出在满足强度条件的前提下，挖掘套圈的强度潜力，以提高轴承额定负荷，从而提高轴承的使用寿命。
本发明提出的极限设计方法内容如下在轴承设计中，安装尺寸已经标准化，采用不同设计方法将确定不同的轴承内部尺寸。本设计是在轴承的轴截面中首先确定轴向、径向的强度边界条件，由这些边界条件组成轴承设计的强度空间(见各附图)，再根据轴承设计的基本原理，推证出一套主参数的设计计算公式，按此公式设计出的轴承零件，可无限趋近已确定的各个边界值，此限为数学上的极限概念。
实施例1单列圆柱滚子轴承(
图1)(1)已知尺寸d(内径);D(外径);B(宽度)(2)确定强度空间的边界条件a＝KaBDe＝D-Ke(D-d)di＝d+Ki(D-d)式中Ka Ke Ki为强度系数，取值Ka＝0.12～0.18，Ke＝0.18～0.23，Ki＝0.19～0.24。
如果已知Ew或Fw，则取De＝Ew或di＝Fw其中Ew成品轴承滚子外复圆直径。Fw成品轴承滚子内复圆直径。
(3)主参数的设计计算Lw＝B-2a，Lwe＝Lw-2r(r滚子轴向倒角尺寸)Dwe＝(De-di)/2，Dpw＝(De+di)/2。
Z= (πDpw)/(Dwe+ε1) 取整(ε1两滚子间的距离)将上述主参数代入负荷计算公式即Cr＝bmfc(iLweCosα)7/9Z3/4Dwe29/27Cor＝44(1- (Dwe)/(Dpw) )iZDweLweCosα(4)对双列、三列、四列圆柱滚子轴承，则将轴承总宽分别等分为1/2、1/3、1/4再按单列圆柱滚子轴承的设计步骤计算。
实施例2双列球面滚子轴承(图2)(1)已知尺寸d、D、B(2)确定强度空间的边界条件De＝D-Ke(D-d) di＝d+Ki(D-d) 2Z＝KEB a1＝Ka1B式中Ke、Ki、KEKai为强度系数，取值如下
Ke＝0.13～0.20 KE＝0.02～0.05(由保持架强度及相互间不碰撞而定)Ki＝0.14～0.20 Ka1＝0.04～0.07(视滚子保持架或支柱不凸出端面而定)(3)主参数的设计计算Re=12De---De1=2Re2-(B2)2]]>α＝tg-1 (2(a1-ε1))/(Del-di) (ε1滚子小端距外圆端面距离)L＝B2-a2-ECosa]]>Lwe＝L-2r(r滚子轴向倒角尺寸) (4)对支柱保持架Z=2π(Re-Dwe2)Dwe+ϵ2]]>取整(ε2支柱保持架时的滚子间最小间隙一般ε2＝1～2.5)(5)对冲压保持架Z=2π(Re-Dwe4)0.866Dwe+Kb1S]]>取整(Kb1 宽系数一般Kb1＝1.2～1.6S冲压保持架壁厚)
(6)对实体保持架Z=π(Pz-0.2LSina)Kb2Dwe]]>取整(Kb2最小樑宽系数一般Kb2＝1.05～1.12)(7)将以上这些参数代入额定负荷计算公式Cr＝bmfc(iLweCosα)7/9Z3/4Dwe29/27Cor＝44(1- (DweCosα)/(Dpw) )iZLweDweCosα实施例3，单列圆锥滚子轴承(图3)(1)已知数据d、D、T、B、e(轴向负荷系数)(2)确定强度空间的边界条件De＝D-Ke(D-d) di＝d+Ki(D-d) a＝KaB a1＝Ka1B式中Ke、Ki、Ka、Ka1为强度系数，取值如下Ke＝0.13～0.20 Ki＝0.13～0.2 Ka＝0.16～0.24 Ka1＝0.1～0.15(3)主参数设计计算根据使用要求的轴向负荷系数e值，求得接触角α＝tg-1(e)/1.5代入下列联立方程 求得ρ、β或者按已标准化的滚子半锥角φ(中小型圆锥滚子轴承ISo标准φ＝2°)解联立方程 求得ρ、α
2φ＝α-β γ＝α-φ Dw＝2ρSinφLw＝ (LSinφ)/(Cosβ) -ε1(ε1滚子与滚道在滚子轴向的间隙)Lwe＝Lw-γ-γ1(γ、γ1为滚子大、小端轴向倒角尺寸)Dw1＝Dw-2Lwtgφ Dwe= (Dw+Dwl)/2P＝2ρCosφSinγ P1＝P-2LwSinγZ= (πP1)/(Dw1+ε1) 取整(ε1滚子间间隙，一般为2～3)(4)将以上这些参数代入负荷计算公式Cr＝bmfc(iLweCosα)7/9Z3/4Dwe29/27Cor＝44(1- (DweCosα)/(Dpw) )iZDweLweCosα(5)对双列、四列圆锥滚子轴承，将双内圈宽度等分为1/2，再按单列圆锥滚子轴承的设计步骤进行计算。
实施例4推力调心滚子轴承(图4)(1)已知数据d、D、H、A(2)确定强度空间的边界条件d＇2＝D-K1(D-d) h＇1＝K2(D-d) HE＝KE(D-d)d＇5＝d+K3(D-d)+2Sc(Sc衬套壁厚)式中K1、K2、KE、K3为强度系数，取值如下K1＝0.056～0.064 K2＝0.058～0.066KE＝0.11～0.13 K3＝0.07～0.08
(3)主参数的设计计算取座圈高h2值得R1=(A+H-h2)2+(d2′2)2]]>修正d〃2=2R12-(A+H-h2)2]]>γ=Cos-1(d〃2)/(2R1)再修正d2＝2R1Cosγ R＝0.98R1△＇2= (H-h2-HE)/(Sinγ)dE＇＝2(R1-△2＇)Cosγ X1＝(2R1-△2＇)CosγY1＝(2R1-△2＇)Sinγ-A(4)实体保持架时h=Y1-R12-(X1-d5′2)2]]>修正d5=2［X1-R12-(Y1-h)2]]>］ =tg-1(dE＇- d5)/(2(h-HE))β＝γ-γ＇ α＝γ+β Dwe＝2R1CtgαSinβ+2R(1-Cosβ)L= (h-HE)/(Cosγ＇) ,Cosβ △＇＝△2＇-2Ltgβ。
当h1＝H-h-△1＇Sinγ≥h1＇时可用，反之重算。
Z=2π[(R1-Δ2′2)Cosγ-0.43LSinγ]Δ+ϵ]]>取整(ε为滚子间最小间隙一般取1.5～3)
(5)将以上参数代入负荷计算公式得Ca＝bmfc(LweCosα)7/9tgαZ3/4Dwe29/27Coa＝220(1- (DweCosα)/(Dpw) )ZLweDweSinα上文公式中未注明的符号说明Cr(Ca)-滚动轴承基本额定动负荷NCor(Coa)-滚动轴承基本额定静负荷NDwe-用于额定负荷计算中的滚子直径 mmLwe-用于额定负荷计算中的滚子长度 mmZ-每列滚动体个数Dpw-滚子组的节圆直径mmα-轴承的公称接触角i-滚动体列数fc-系数，查GB6391-86bm-额定系数，取为1.1，1.15。
采用本发明提出的“滚动轴承极限设计方法”设计和开发的产品，轴承的额定动负荷和寿命将大幅度提高，达到和超过国外同类产品水平。如1700热轧机工作辊轴承77998E，采用极限设计法设计，使轴承额定动负荷高达4900KN，额定寿命比日本KOYO公司同型号产品提高57%，比原国产轴承高5.76倍。又如2450轧机轴承，采用根限设计法设计，其额定动负荷为27060KN，比原国内生产的轴承提高45.6%，寿命为原轴承的4.5倍。由于寿命增长，年消耗量减少，且轧机停机换辊时间减少，钢板产量上升，用户将获得更大的经济效益。本发明专利提出的极限设计法若用于全行业的各类滚动轴承将使我国轴承设计达到或超过当前国际先进水平。
权利要求
1.一种滚动轴承极限设计方法，其特征是该方法是首先确定轴承轴截面中轴向、径向的强度边界条件，由这些边界条件组成轴承设计的强度空间，再根据轴承设计基本原理，推证出一套主参数设计计算公式，以此确定轴承零件的各尺寸。
全文摘要
本发明提出的“滚动轴承极限设计方法”是首先在轴承轴截面中确定轴向、径向不同的强度边界条件，由它组成设计的强度空间，再由轴承设计基本原理推出一套主参数的设计计算公式，以此设计轴承零件。该发明基于对轴承疲劳寿命的研究，在满足强度前提下，挖掘套圈强度潜力。采用此法设计的轴承，其额定动负荷和使用寿命大幅度提高，如大型轴承77998E，动负荷高达4900KN，寿命比日本同类产品高57％，比原国产高5.76倍。本发明可用于圆柱、圆锥、球面、推力调心等各种类型的滚动轴承。
文档编号F16C19/00GK1104304SQ9411176
公开日1995年6月28日 申请日期1994年5月25日 优先权日1993年12月17日
发明者文鉴恒 申请人:成都重型轴承研究所