一種橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法及裝置的制造方法
【專利摘要】本發明涉及一種橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法及裝置，本發明首先計算軸承內圈徑向位移量、軸向位移量和轉角位移量；然后根據得到的上述位移量計算各個接觸位置處法向接觸載荷，以確定最大受載滾動體接觸載荷和軸承所承受的最大接觸應力；并依據此最大接觸應力為指標繪制軸承靜承載曲線，由軸承極限負載參數確定圓半徑系數t、設計接觸角；最后根據得到的設計接觸角、圓半徑系數和鋼球半徑計算橢圓長半軸和短半軸。通過上述過程本發明能夠快速、精確的設計出橢圓滾道長短半軸和，解決了軸承橢圓滾道長短半軸選擇無依據問題，并且根據本發明所采用的靜承載曲線設計繪制方法，可為外載荷使用工況的判斷提供依據。
【專利說明】
-種楠圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法及裝置
技術領域
[0001] 本發明設及一種楠圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法及裝置，屬于轉盤 軸承設計技術領域。
【背景技術】
[0002] 轉盤軸承作為工程機械和建筑機械的重要基礎元件，是既需要作相對回轉運動且 又同時需要承受軸向力、徑向力和傾覆力矩的兩個機械部件之間所必需的重要傳力元件。 轉盤軸承按其結構型式可分為:單排球式、=排柱式、交叉滾柱式、雙排八點接觸球式、球柱 聯合式等。其中球式轉盤軸承市場占用比例最大，達到90% W上，被廣泛應用于主機系統等 領域。隨著各類主機系統緊湊化發展，對球式轉盤軸承徑向安裝空間和承載能力的要求越 來越高，為了提高轉盤軸承的承載能力，適應市場需求，對球式轉盤軸承提出一種新型滾道 結構，將傳統桃形滾道截面型式改為楠圓形滾道(如圖1-a和圖1-b所示），其余參數與桃形 滾道轉盤軸承相同。研究表明，將桃形滾道改成楠圓形，其滾道形狀精度更易控制，且由于 楠圓滾道是變曲率滾道，在接觸角變化時，接觸點的滾道曲率亦發生改變，故其能夠改善鋼 球和滾道的接觸應力狀態，從而提高軸承的壽命和滾道的承載能力。
[0003] 承載能力是轉盤軸承十分重要的性能指標，目前常用靜承載曲線表達軸承的承載 性能。靜承載曲線是W接觸應力為給定值，設定徑向載荷不變，計算出軸承中受載最大滾動 體與滾道接觸中屯、達到此給定接觸應力時所承受的軸向載荷和傾覆力矩，由軸向載荷-傾 覆力矩對應關系繪制出的承載曲線。靜承載曲線的繪制受諸如接觸角、滾道曲率半徑和鋼 球直徑等軸承結構參數的影響。轉盤軸承的多數結構參數都有明確的取值依據，如軸承的 內徑、外徑、鋼球直徑和球組節圓直徑等參數都已標準化，可供新型楠圓滾道轉盤軸承軸承 參考選用。但對于新型楠圓滾道軸承，其楠圓滾道與傳統桃形滾道參數方面存在差異，導致 楠圓滾道的長短軸半長a和b、原始接觸角a等對承載能力和壽命有較大影響的參數其選取 不能參照現有設計規定，而全憑經驗取值又非常不可靠，并且不能充分發揮轉盤軸承的極 限承載能力，因此對楠圓形滾道長短軸半長a和b、原始接觸角a等結構參數提出一種合理可 靠的取值參考方案具有重要意義。

【發明內容】

[0004] 本發明的目的是提供一種楠圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法及裝置， W解決楠圓滾道球軸承長短半軸選擇無依據的問題。
[0005] 本發明為解決上述技術問題而提供一種楠圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設 計方法，該方法包括W下步驟：
[0006] 1)將軸承工作極限負載作為平衡方程外部負載，由內圈的力學非線性平衡方程得 到軸承內圈徑向位移量Sr、軸向位移量Sa和轉角位移量9 ;
[0007] 2)根據得到的軸承內圈徑向位移量Sr、軸向位移量Sa和轉角位移量0計算各個接觸 位置處法向接觸載荷，W確定最大受載滾動體接觸載荷Qmax和軸承所承受的最大接觸應力 曰皿ax;
[0008] 3)判斷最大接觸應力Omax是否達到軸承的極限承載應力，當最大接觸應力Omax達到 軸承的極限承載應力時，依據此最大接觸應力Omax為指標繪制軸承靜承載曲線，由軸承極限 負載參數確定圓半徑系數t、設計接觸角a;
[0009] 4)根據得到的設計接觸角a、圓半徑系數t和鋼球半徑計算楠圓長半軸和短半軸。
[0010] 所述圓半徑系數t、設計接觸角a的確定過程如下：
[0011] A. W最大接觸應力Omax為指標繪制不同設計接觸角下的靜承載曲線，找到橫坐標 為軸承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩極限值的點P，選擇距離點P最近的外側曲 線對應的設計接觸角作為設計值a ;
[0012] B.繪制設計值為a的接觸角下對應不同圓半徑系數值下的靜承載曲線，找到橫坐 標為軸承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩極限值的點，選擇距離該點最近的外側 曲線對應的半徑系數作為設計值t。
[0013] 所述步驟1)中所采用的內圈的力學非線性平衡方程：
[0014]
[0015]
[0016]
[0017] 其中Fr為內圈受到外部徑向載荷，Fa為軸向載荷，M為傾覆力矩，夢為位置角，dm為軸 承節圓半徑，《1*和《30為鋼球位置角0處的2個接觸對形成的接觸角，盛r為在位置角例妾觸 對一處鋼球對內圈楠圓滾道的接觸載荷，0:,為在位置角卿妾觸對二處鋼球對內圈楠圓滾道 的接觸載荷。
[0018] 最大接觸應力Omax的計算公式為：
[0019]
[0020] 其中Omax為軸承最大接觸應力;na、nb為與接觸點主曲率差函數F(P)有關的系數，I： P為接觸點主曲率和，n為兩物體的綜合彈性常數。
[0021] 當步驟A中所確定的點P落到接觸角a取值范圍之外時，需重新設計參數；當步驟B 中所確定的點P落到圓半徑系數t取值范圍之外時，也需重新設計參數;圓半徑系數t的取值 范圍為1.02~1.10,接觸角a取值范圍為35°~50°。
[0022] 所述軸承楠圓滾道的長半軸和短半軸的計算公式為：
[0023]
[0024]
[0025] 其中a、b分別為軸承楠圓滾道的長半軸和短半軸，r為鋼球半徑，a為設計接觸角，t 為圓半徑系數。
[0026] 所述的最大接觸應力Omax達到軸承的極限承載應力的判斷標準為：
[0027] 將(^與[(^]/%*^'5進行比較，判斷兩者的比值是否在誤差范圍內，若在，則說明 最大接觸應力Omax達到了軸承的極限承載應力，[Omax]為軸承的許用接觸應力，fs為軸承安 全的系數。
[0028] 本發明還提供了一種楠圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計裝置，該設計裝置 包括位移量計算模塊、最大接觸應力計算模塊、圓半徑系數和設計接觸角選取模塊W及楠 圓長半軸和短半軸計算模塊
[0029] 所述位移量計算模塊用于將軸承工作極限負載作為平衡方程外部負載，由內圈的 力學非線性平衡方程得到軸承內圈徑向位移量Sr、軸向位移量Sa和轉角位移量0;
[0030] 所述最大接觸應力計算模塊用于根據得到的軸承內圈徑向位移量Sr、軸向位移量 Sa和轉角位移量0計算各個接觸位置處法向接觸載荷，W確定最大受載滾動體接觸載荷Qmax 和軸承所承受的最大接觸應力；
[0031] 所述圓半徑系數和設計接觸角選取模塊用于判斷最大接觸應力是否達到軸承的 極限承載應力，當最大接觸應力達到軸承的極限承載應力時，依據此最大接觸應力為指標 繪制軸承靜承載曲線，由軸承極限負載參數確定圓半徑系數t、設計接觸角a;
[0032] 所述楠圓長半軸和短半軸計算模塊用于根據得到的設計接觸角a、圓半徑系數t和 鋼球半徑計算楠圓長半軸和短半軸。
[0033] 所述圓半徑系數和設計接觸角選取模塊的選取過程如下：
[0034] A. W最大接觸應力Omax為指標繪制不同設計接觸角下的靜承載曲線，找到橫坐標 為軸承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩極限值的點P，選擇距離點P最近的外側曲 線對應的設計接觸角作為設計值a ;
[0035] B.繪制設計值為a的接觸角下對應不同圓半徑系數值下的靜承載曲線，找到橫坐 標為軸承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩極限值的點，選擇距離該點最近的外側 曲線對應的半徑系數作為設計值t。
[0036] 所述位移量計算模塊中采用的內圈的力學非線性平衡方程：
[0037]
[00；3 引
[0039]
[0040] 其中Fr為內圈受到外部徑向載荷，Fa為軸向載荷，M為傾覆力矩，f為位置角，dm為軸 承節圓半徑，％#和心0為鋼球位置角9^處的2個接觸對形成的接觸角，010為在位置角^接觸 對一處鋼球對內圈楠圓滾道的接觸載荷，02。為在位置角巧接觸對二處鋼球對內圈楠圓滾道 的接觸載荷。
[0041] 本發明的有益效果是:本發明首先計算軸承內圈徑向位移量、軸向位移量和轉角 位移量;然后根據得到的軸承內圈徑向位移量、軸向位移量和轉角位移量計算各個接觸位 置處法向接觸載荷，W確定最大受載滾動體接觸載荷和軸承所承受的最大接觸應力;并依 據此最大接觸應力Omax為指標繪制軸承靜承載曲線，由軸承極限負載參數確定圓半徑系數 t、設計接觸角a;最后根據得到的設計接觸角a、圓半徑系數t和鋼球半徑計算楠圓長半軸和 短半軸。通過上述過程本發明能夠快速、精確的設計出楠圓滾道長短半軸a和b，解決此新型 球式軸承楠圓滾道長短半軸選擇無依據問題，并且根據本發明所采用的靜承載曲線設計繪 制方法，可為外載荷使用工況的判斷提供依據。
【附圖說明】
[0042] 圖1-a為傳統桃形鋼球滾道示意圖；
[0043] 圖1-b為楠圓鋼球滾道示意圖；
[0044] 圖2為楠圓內、外滾道4個曲率中屯、的坐標位置及2個接觸對示意圖；
[0045] 圖3為楠圓滾道球式轉盤軸承在不同設計接觸角a下的靜承載曲線圖；
[0046] 圖4為楠圓滾道球式轉盤軸承在設計接觸角a = 35°下不同半徑系數t值的靜承載 曲線；
[0047] 圖5為楠圓滾道球式轉盤軸承在設計接觸角a = 40°下不同半徑系數t值的靜承載 曲線；
[0048] 圖6為楠圓滾道球式轉盤軸承在設計接觸角a = 45°下不同半徑系數t值的靜承載 曲線；
[0049] 圖7為楠圓滾道球式轉盤軸承在設計接觸角a = 50°下不同半徑系數t值的靜承載 曲線；
[0050] 圖8為由點P利用圖3求出設計接觸角a示意圖；
[0051 ]圖9為由點P利用圖6接觸角a = 45°時求出半徑系數t示意圖。
【具體實施方式】
[0052] 下面結合附圖對本發明的【具體實施方式】做進一步的說明。
[0053] 本發明的一種楠圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法的實施例
[0054] 本發明通過建立靜力學模型并計算出軸承最大滾動體負載Qmax和軸承最大承載接 觸應力指標Omax,繪制Fa-M靜承載曲線，由軸承極限負載參數確定圓半徑系數t、設計接觸角 曰;根據圓半徑系數t、設計接觸角a和鋼球半徑計算出楠圓滾道長半軸a和短半軸b的值。通 過上述過程本發明能夠快速、精確的設計出楠圓滾道長短半軸a和b，解決此新型球式軸承 楠圓滾道長短半軸選擇無依據問題，并且根據本發明所采用的靜承載曲線設計繪制方法， 可為外載荷使用工況的判斷提供依據。該方法的具體實施過程如下：
[0055] -、建立受載前、后，楠圓內、外滾道4個曲率中屯、的坐標位置。
[0056] 1.受載前內、外圈曲率中屯、點坐標確定。
[0057] 本發明針對的楠圓內、外滾到曲率中屯、和接觸對如圖2所示，di為內圈楠圓滾道頂 端直徑；de為外圈楠圓滾道頂端直徑;Dw為鋼球直徑;ai，bi分別為內圈楠圓長半軸和短半 軸;ae，be分別為外圈楠圓長半軸和短半軸;《W和為鋼球位置角界處的2個接觸對形成的 接觸角;r為鋼球的分布位置角。
[0化引 n)
[0059] 尚
[0060] 簡
[0061] (4)
[0062] 上式（1)表示受載前接觸對一內圈曲率中屯、點位置坐標、式(2)表示受載前接觸對 二內圈曲率中屯、點位置坐標、式(3)表示受載前接觸對一外圈曲率中屯、點位置坐標、式(4) 表示受載前接觸對二外圈曲率中屯、點位置坐標，其中：
[0063]
[0064] 2.受載后內、外圈曲率中屯、點坐標確定。
[0065] 假設轉盤軸承外圈固定，內圈在外部徑向載荷Fr、軸向載荷Fa和傾覆力矩M聯合作 用下，其徑向、軸向和轉角位巧景分別為Sr、Sa、0，則受載后內圈曲率中屯、的最終位置為：
[0066]
巧
[0067]
腳
[0068] 上式(5)表示受載后接觸對一內圈曲率中屯、點位置坐標、式(6)表示受載后接觸對 二內圈曲率中屯、點位置坐標。
[0069] 二、確定各個位置角出的接觸角^^處的接觸角《嶺和《卻。
[0070] 在得到內外圈曲率中屯、最終位置后，根據位置關系可W建立接觸角非線性方程 組，如下所示：
[0071] (J)
[0072] (S)
[0073] ；
[0074] 巧
[0075] 在已知Sr、Sa、目情況下采用化Wton-Ra地son方法對上述接觸角非線性方程組進行 求解，即可確定各個位置處的接觸角《10和a->。
[0076] =、確定各個位置角處接觸載荷。
[0077] 在各個位置處接觸角《10和0蛛確定后，即可確定各個鋼球與內外圈楠圓滾道接觸 剛度、曲率中屯、距，然后根據化Kz接觸理論進行接觸載荷計算。各個位置角處曲率中屯、距：
[007引 ：)）
[0079]
[0080]
[0081]根據化パz接觸理論，可W求出各個位置角處2個接觸對的接觸剛度，接觸剛度為 接觸角a，曲率半徑r，鋼球直徑Dw和軸承節圓半徑dm的函數。
[0082]
(11)
[0083] 由得到的接觸剛度和曲率中屯、距位置關系，然后根據化Kz點接觸理論，可W推導 出各個接觸位置處的法向接觸載荷。
[0084]
(12)
[0085] 谷咕為在位置角9接觸對一處鋼球對內圈楠圓滾道的接觸載荷，0卻為在位置角咨 接觸對二處鋼球對內圈楠圓滾道的接觸載荷。
[0086] 四、建立內圈力學平衡方程。
[0087] 內圈受到外部徑向載荷Fr,軸向載荷Fa和傾覆力矩M聯合作用，W及在角位置巧處 鋼球對內圈楠圓滾道的接觸載荷和谷作用。內圈在外部載荷和所有滾動體與內圈滾道 的接觸哉溫化田下々hf平盜術杰：-* IS ^當韭純'昨平衡方程為；
[0088] (13)
[0089] 五、依據球軸承最大承載接觸應力指標Omax，建立Fa-M靜承載曲線
[0090] 在滾動軸承技術中，軸承的靜承載能力是指作用在非旋轉軸承上，并使最大受載 滾動體與內圈或外圈滾道接觸薄弱處產生永久變形為滾動體直徑的0.0001的載荷，對于點 接觸球軸承的許用應力為4200MPa。軸承點接觸最大接觸應力與最大接觸載荷的關系為：
[0091] (15)
[0092] 公式中各項參數符號表示含義如下:Omax為軸承最大接觸應力;na、nb為與接觸點主 曲率差函數F(P)有關的系數，Sp為接觸點主曲率和，n為兩物體的綜合彈性常數。
[0093] 球式轉盤軸承的安全運轉最大接觸應力為
[0094] (峨
[0095] 其中：[Omax]為軸承的許用接觸應力，fs為軸承安全的系數。
[0096] 軸承靜承載曲線上的點為軸承的靜態臨界失效點，本發明令 的 點作為軸承靜載荷曲線上的一個點，來繪制靜載荷曲線。
[0097] 具體方法如下：
[009引①令Fr等于軸承極限工況下所受的徑向載荷，對Fa和M進行連續取值，對應每一組 取值，根據內圈的力學非線性平衡方程(式13)得到軸承內圈徑向位移量Sr、軸向位移量Sa和 轉角位移量0，回代入各個接觸位置處法向接觸載荷計算公式(式12)，得到各個接觸位置兩 個接觸對處的法向接觸載荷續;9:和公:。后，比較各個位置接觸載荷絕對值的大小，絕對值最 大的載荷即為最大受載滾動體接觸載荷Qmax,然后根據公式（15)求出軸承所承受的最大接 觸應力曰max ;
[0099] @比較(^與[(^]/%*^'5的值，若在設置的誤差范圍內，則此時〇"3進到軸承的極 限承載應力，提取此時對應的Fa和M作為構成靜承載曲線上的一個點；
[0100] ③將得到的所有點連接起來就得到軸承的靜承載曲線。
[0101] 六、利用靜承載曲線設計軸承楠圓滾道長短半軸和原始接觸角
[0102] 經過理論推導，可由公式17、公式18精確確定軸承楠圓滾道的長半軸a和短半軸b。
[0103] (]7)
[0104] (18)
[0105] 公式中軸承楠圓滾道長短半軸是由圓半徑系數t、設計接觸角a和鋼球半徑r決定， 為了保證軸承的承載能力，可W通過軸承靜承載曲線來選擇圓半徑系數t和設計接觸角曰， 鋼球半徑r 一般為已知量，從而可根據公式（17)和（18)計算軸承楠圓滾道的長短半軸a和b。 具體步驟如下：
[0106] 1 )根據軸承所受極限工況(Frmax、Famax和Mmax)，令Fr等于Frmax,根據上述方法繪制軸 承靜承載曲線；
[0107] 2)改變圓半徑系數t和設計原始接觸角的值，根據工況條件要求，一般參數t的取 值范圍為1.02~1.10,接觸角a取值范圍為35°~50°，按照繪制不同設計接觸角a下的靜承 載曲線（如圖3所示），并繪制相應設計接觸角a下不同半徑系數t值下的靜承載曲線（如圖4 至圖7所示）。
[0108] 3)根據極限工況條件中的軸向力Famax和力矩Mmax的值，在不同設計接觸角承載曲 線圖中找到坐標點P(Famax、Mmax)，此時點P有S種情況：
[0109] 第一種情況為點P落到a = 35°內，說明此結構設計過于安全，會造成材料浪費，提 高制造成本，應該重新設計參數；
[0110] 第二種情況為點P落到a = 50°外，說明此結構設計不能滿足承載要求，參數不合理 應重新設計；
[011。 第；種情況為點P落到a = 35°與a = 50°之間，則應選擇距離P點最近的外側曲線對 應的設計接觸角作為設計值。
[0112] 4)由步驟3)選取設計接觸角a后，找到此接觸角a下對應的不同半徑系數t值下的 靜承載曲線（圖4-7其中之一），根據極限工況條件中的軸向力Famax和力矩Mmax的值，圖中找 到坐標點P ( Famax、Mmax)，此時點P有也S種情況：
[0113] 第一種情況為點P落到t=l.02內，說明此結構設計過于安全，會造成材料浪費，提 高制造成本，應該重新設計參數；
[0114] 第二種情況為點P落到t=l. 10外，說明此結構設計不能滿足承載要求，參數不合 理應重新設計；
[011引第；種情況為點P落到t = l.02與t = l. 10之間，則應選擇距離P點最近的外側曲線 對應的半徑系數作為設計值。
[0116] 根據上述4個步驟選擇設計接觸角a和圓半徑系數t后，就能由公式（17)和公式 (18)精確確定軸承楠圓滾道的長半軸a和短半軸b。
[0117] 下面W某一具體的楠圓滾道四點接觸球轉盤軸承為例進行說明，該楠圓滾道四點 接觸球轉盤軸承的結構參數和材料參數:dm= 1543mm,Dw= 24.64mm，Z = 158，V = O . 3 ,E = 207GPa，其工作極限負載為:Fr=IOOkN,Fa = 400kN，M=1000kN ? m。
[0118] I.將軸承工作極限負載作為平衡方程外部負載，由內圈的力學非線性平衡方程 (式13)得到軸承內圈徑向位移量Sr、軸向位移量Sa和轉角位移量0，回代入各個接觸位置處 法向接觸載荷計算公式(式12)，得到各個接觸位置處法向接觸載荷從而得到最大受載滾動 體接觸載荷Qmax，然后根據公式(1 5 )求出軸承所承受的最大接觸應力Omax。
[0119] 2.比較(^與[(^]化*^'5的值，若在設置的誤差范圍內，則此時〇"3進到軸承的極 限承載應力，依據此最大承載接觸應力Omax作為指標，繪制不同設計接觸角a下的靜承載曲 線并在圖中找到點P(圖8所示），其橫坐標為軸承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩 極限值，對此軸承點p(400,1000)，選擇距離P點最近的外側曲線對應的設計接觸角作為設 計值，即：日= 45°。
[0120] 3.選取設計接觸角a = 45°后，在接觸角a = 45°對應的不同半徑系數t值下的靜承 載曲線中找到點P(400,1000)，如圖9所示:選擇距離P點最近的外側曲線對應的半徑系數作 為設計值，即：t = 1.06。
[0121] 4.將選取的參數:接觸角a = 45°、半徑系數t = 1.06、鋼球半徑r = Dw/2代入公式 (17)和公式（18)，得至Ij:楠圓長半軸a = 13.4938mm、楠圓短半軸b = 12.7071mm。
[0122] 本發明的一種楠圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計裝置的實施例
[0123] 本實施例中的設計裝置包括位移量計算模塊、最大接觸應力計算模塊、圓半徑系 數和設計接觸角選取模塊W及楠圓長半軸和短半軸計算模塊，位移量計算模塊用于將軸承 工作極限負載作為平衡方程外部負載，由內圈的力學非線性平衡方程得到軸承內圈徑向位 移量Sr、軸向位移量Sa和轉角位移量0;最大接觸應力計算模塊用于根據得到的軸承內圈徑 向位移量Sr、軸向位移量Sa和轉角位移量0計算各個接觸位置處法向接觸載荷，W確定最大 受載滾動體接觸載荷Qmax和軸承所承受的最大接觸應力；圓半徑系數和設計接觸角選取模 塊用于判斷最大接觸應力是否達到軸承的極限承載應力，當最大接觸應力達到軸承的極限 承載應力時，依據此最大接觸應力為指標繪制軸承靜承載曲線，由軸承極限負載參數確定 圓半徑系數t、設計接觸角a;楠圓長半軸和短半軸計算模塊用于根據得到的設計接觸角a、 圓半徑系數t和鋼球半徑計算楠圓長半軸和短半軸。各模塊的具體實現方式已在方法的實 施例中進行了詳細說明，運里不再寶述。
【主權項】
1. 一種橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法，其特征在于，該方法包括以下 步驟： 1) 將軸承工作極限負載作為平衡方程外部負載，由內圈的力學非線性平衡方程得到軸 承內圈徑向位移量心、軸向位移量和轉角位移量Θ ; 2) 根據得到的軸承內圈徑向位移量、軸向位移量和轉角位移量Θ計算各個接觸位置 處法向接觸載荷，以確定最大受載滾動體接觸載荷Qm ax和軸承所承受的最大接觸應力〇^\; 3) 判斷最大接觸應力〇max是否達到軸承的極限承載應力，當最大接觸應力〇max達到軸承 的極限承載應力時，依據此最大接觸應力〇m ax為指標繪制軸承靜承載曲線，由軸承極限負載 參數確定圓半徑系數t、設計接觸角α; 4) 根據得到的設計接觸角α、圓半徑系數t和鋼球半徑計算橢圓長半軸和短半軸。2. 根據權利要求1所述的橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法，其特征在于， 所述圓半徑系數t、設計接觸角α的確定過程如下： A.以最大接觸應力〇max為指標繪制不同設計接觸角下的靜承載曲線，找到橫坐標為軸 承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩極限值的點P，選擇距離點P最近的外側曲線對 應的設計接觸角作為設計值α; Β.繪制設計值為α的接觸角下對應不同圓半徑系數值下的靜承載曲線，找到橫坐標為 軸承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩極限值的點，選擇距離該點最近的外側曲線 對應的半徑系數作為設計值t。3. 根據權利要求1所述的橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法，其特征在于， 所述步驟1)中所采用的內圈的力學非線性平衡方程：其中Fr為內圈受到外部徑向載荷，Fa為軸向載荷，Μ為傾覆力矩#為位置角，dm為軸承節 圓半徑，和《卻為鋼球位置角P處的2個接觸對形成的接觸角；0?ρ為在位置角村妾觸對一 處鋼球對內圈橢圓滾道的接觸載荷，β#為在位置角#接觸對二處鋼球對內圈橢圓滾道的接 觸載荷。4. 根據權利要求1所述的橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法，其特征在于， 最大接觸應力〇max的計算公式為：其中〇max為軸承最大接觸應力;na、nb為與接觸點主曲率差函數F(p)有關的系數，Σρ為 接觸點主曲率和，η為兩物體的綜合彈性常數。5. 根據權利要求2所述的橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法，其特征在于， 當步驟A中所確定的點P落到接觸角α取值范圍之外時，需重新設計參數；當步驟B中所確定 的點P落到圓半徑系數t取值范圍之外時，也需重新設計參數；圓半徑系數t的取值范圍為 1.02~1.10，接觸角α取值范圍為35°~50°。6. 根據權利要求1所述的橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法，其特征在于， 所述軸承橢圓滾道的長半軸和短半軸的計算公式為：其中a、b分別為軸承橢圓滾道的長半軸和短半軸，r為鋼球半徑，α為設計接觸角，t為圓 半徑系數。7. 根據權利要求1所述的橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計方法，其特征在于， 所述的最大接觸應力〇max達到軸承的極限承載應力的判斷標準為： 將(^\與[(^\]/%<)·5進行比較，判斷兩者的比值是否在誤差范圍內，若在，則說明最大接 觸應力〇_\達到了軸承的極限承載應力，[〇max]為軸承的許用接觸應力，匕為軸承安全的系 數。8. -種橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計裝置，其特征在于，該設計裝置包括 位移量計算模塊、最大接觸應力計算模塊、圓半徑系數和設計接觸角選取模塊以及橢圓長 半軸和短半軸計算模塊， 所述位移量計算模塊用于將軸承工作極限負載作為平衡方程外部負載，由內圈的力學 非線性平衡方程得到軸承內圈徑向位移量心、軸向位移量和轉角位移量Θ; 所述最大接觸應力計算模塊用于根據得到的軸承內圈徑向位移量心、軸向位移量33和 轉角位移量Θ計算各個接觸位置處法向接觸載荷，以確定最大受載滾動體接觸載荷Qmax和軸 承所承受的最大接觸應力； 所述圓半徑系數和設計接觸角選取模塊用于判斷最大接觸應力是否達到軸承的極限 承載應力，當最大接觸應力達到軸承的極限承載應力時，依據此最大接觸應力為指標繪制 軸承靜承載曲線，由軸承極限負載參數確定圓半徑系數t、設計接觸角α; 所述橢圓長半軸和短半軸計算模塊用于根據得到的設計接觸角α、圓半徑系數t和鋼球 半徑計算橢圓長半軸和短半軸。9. 根據權利要求8所述的橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計裝置，其特征在于， 所述圓半徑系數和設計接觸角選取模塊的選取過程如下： A.以最大接觸應力〇max為指標繪制不同設計接觸角下的靜承載曲線，找到橫坐標為軸 承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩極限值的點P，選擇距離點P最近的外側曲線對 應的設計接觸角作為設計值α; Β.繪制設計值為α的接觸角下對應不同圓半徑系數值下的靜承載曲線，找到橫坐標為 軸承軸向極限負載值，縱坐標為軸承傾覆力矩極限值的點，選擇距離該點最近的外側曲線 對應的半徑系數作為設計值t。10. 根據權利要求8或9所述的橢圓滾道球軸承長短半軸結構參數的設計裝置，其特征 在于，所述位移量計算模塊中采用的內圈的力學非線性平衡方程：其中Fr為內圈受到外部徑向載荷，Fa為軸向載荷，Μ為傾覆力矩，為位置角，dm為軸承節 圓半徑，〇^和《扣為鋼球位置角口處的2個接觸對形成的接觸角，:〇1?)為在位置角9接觸對一 處鋼球對內圈橢圓滾道的接觸載荷，為在位置角供接觸對二處鋼球對內圈橢圓滾道的接 觸載荷。
【文檔編號】F16C19/02GK105822661SQ201610381486
【公開日】2016年8月3日
【申請日】2016年6月1日
【發明人】牛榮軍, 李文灑, 徐金超, 張建虎, 鄧四二
【申請人】河南科技大學