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一种四点接触球轴承沟曲率半径系数的设计方法，其特征在于，包括以下步骤：第一步：根据外载荷求出钢球与内外滚道的法向接触载荷及最大接触载荷；四点接触球轴承在给定结构参数、材料参数及载荷参数的前提下，轴承在受载前，考虑游隙时任意滚动体位置接触对的内外圈沟曲率中心距公式为：<img file="dest_path_image002.GIF" wi="223" he="44" />(1)零游隙时内外圈沟曲率中心距公式为：<img file="dest_path_image004.GIF" wi="151" he="32" />(2)上述公式中各项参数符号表示含义如下：<i>f</i><sub>i</sub>为内滚道沟曲率半径系数，<i>f</i><sub>e</sub>为外滚道沟曲率半径系数，<i>D</i><sub>w</sub>为滚动体直径，<img file="dest_path_image006.GIF" wi="35" he="26" />为轴承轴向游隙，<img file="dest_path_image008.GIF" wi="32" he="30" />为初始位置接触角；若外圈固定内圈旋转，外力作用在内圈上，轴承受载后，内圈产生位移，所有接触对的沟曲率中心距均发生了变化：对于单排四点接触球轴承，轴承受载后，接触对k(k=1，2)在位置角<img file="dest_path_image010.GIF" wi="26" he="28" />处内外圈沟曲率中心距<img file="dest_path_image012.GIF" wi="38" he="32" />为：<img file="dest_path_image014.GIF" wi="437" he="93" />(3)上述公式中：<img file="dest_path_image016.GIF" wi="92" he="32" />分别为内圈承受轴向力<img file="dest_path_image018.GIF" wi="29" he="28" />、径向力<img file="dest_path_image020.GIF" wi="23" he="31" />、倾覆力矩M时,内圈的轴向位移、径向位移及倾角；R<sub>i</sub>为内圈沟曲率中心轨迹半径，<img file="dest_path_image022.GIF" wi="329" he="56" />；<img file="dest_path_image024.GIF" wi="33" he="33" />为轴承节圆直径；<img file="dest_path_image026.GIF" wi="29" he="32" />为钢球位置角，每个球的位置角可表示如下：<img file="dest_path_image028.GIF" wi="136" he="36" />，Z为单排钢球数(j=1,2,…,Z)；对于双排四点接触球轴承，轴承受载后任意滚动体位置，接触对k(k=1,2，3,4)在位置角<img file="dest_path_image030.GIF" wi="24" he="33" />处内外圈沟曲率中心距<img file="dest_path_image032.GIF" wi="35" he="30" />为：<img file="dest_path_image034.GIF" wi="481" he="161" />(4)内圈发生位移后，接触对k在位置角<img file="dest_path_image036.GIF" wi="27" he="29" />处的接触角<img file="dest_path_image038.GIF" wi="35" he="28" />分别为：单排四点接触球轴承：<img file="dest_path_image040.GIF" wi="505" he="60" />(5)双排四点接触球轴承：<img file="dest_path_image042.GIF" wi="501" he="101" />(6)内圈在外部载荷和所有滚动体载荷的作用下处于平衡状态，内圈的力学平衡方程为：单排四点接触球轴承：<img file="dest_path_image044.GIF" wi="332" he="156" />(7)双排四点接触球轴承：<img file="dest_path_image046.GIF" wi="500" he="196" />(8)上述公式中：<img file="dest_path_image048.GIF" wi="40" he="29" />为接触对k在位置角<img file="dest_path_image050.GIF" wi="26" he="28" />处的法向接触载荷，<img file="dest_path_image052.GIF" wi="29" he="33" />为双排四点接触球轴承两排钢球之间的中心距；<img file="dest_path_image054.GIF" wi="41" he="37" />可根据Hertz接触理论，按照下列公式求出，<img file="dest_path_image056.GIF" wi="202" he="77" />(9)<i>K</i><sub>n</sub>为滚动体与内外圈总的负荷变形常数，<img file="dest_path_image058.GIF" wi="40" he="36" />为任意位置角<img file="dest_path_image060.GIF" wi="27" he="31" />处，沿接触对k的方向，钢球与滚道总的弹性接触变形，可按照下式求出：<img file="dest_path_image062.GIF" wi="441" he="84" />(10)根据给定轴承几何参数及内圈位移<img file="dest_path_image064.GIF" wi="93" he="36" />的一个初值，若是双排四点接触球轴承，通过公式(1)、(2)、(4)求出<i>A</i>、<i>A</i><sub>0</sub>和<img file="dest_path_image066.GIF" wi="34" he="34" />，结果代入公式(10)求出<img file="dest_path_image068.GIF" wi="36" he="33" />；然后由公式(9)求出<img file="dest_path_image070.GIF" wi="40" he="34" />，由公式(6)求出<img file="dest_path_image072.GIF" wi="37" he="35" />；把<img file="341793dest_path_image070.GIF" wi="40" he="34" />和<img file="258934dest_path_image072.GIF" wi="37" he="35" />代入公式(8)，同时令<i>F</i><sub>r</sub>=0，对F<sub>a</sub>和M进行连续取值，根据公式(8)，采用Newton‑Raphson法，求出每组工况(F<sub>a</sub>，M，<i>F</i><sub>r</sub>)下轴承内圈位移<img file="38671dest_path_image064.GIF" wi="93" he="36" />终值，由公式(9)求出轴承最大接触载荷<img file="dest_path_image074.GIF" wi="39" he="29" />；若是单排四点接触球轴承，通过公式(1)、(2)、(3)求出<i>A</i>、<i>A</i><sub>0</sub>和<img file="dest_path_image076.GIF" wi="36" he="36" />，结果代入公式(10)求出<img file="371563dest_path_image068.GIF" wi="36" he="33" />；然后由公式(9)求出<img file="123619dest_path_image070.GIF" wi="40" he="34" />，由公式(5)求出<img file="946081dest_path_image072.GIF" wi="37" he="35" />；把<img file="213114dest_path_image070.GIF" wi="40" he="34" />和<img file="349698dest_path_image072.GIF" wi="37" he="35" />代入公式(7)，同时令<i>F</i><sub>r</sub>=0，对F<sub>a</sub>和M进行连续取值，根据公式(7)，采用Newton‑Raphson法，求出每组工况(F<sub>a</sub>，M，<i>F</i><sub>r</sub>)下轴承内圈位移<img file="18576dest_path_image064.GIF" wi="93" he="36" />终值，由公式(9)求出轴承最大接触载荷<img file="11940dest_path_image074.GIF" wi="39" he="29" />；第二步：建立静承载曲线；轴承点接触最大接触应力与最大接触载荷的关系为：<img file="dest_path_image078.GIF" wi="236" he="88" />(11)公式中各项参数符号表示含义如下：<img file="dest_path_image080.GIF" wi="51" he="28" />为轴承最大接触应力；<i>n</i><sub>a</sub>、<i>n</i><sub>b</sub>为与接触点主曲率差函数<i>F</i>(ρ)有关的系数，∑<i>ρ</i>为接触点主曲率和，<i>η</i>为两物体的综合弹性常数，<img file="dest_path_image082.GIF" wi="139" he="49" />，<i>E</i><sub>1</sub>、<i>E</i><sub>2</sub>、<i>ν</i><sub>1</sub>、<i>ν</i><sub>2</sub>为分别为两材料的弹性模量和泊松比；变桨轴承的安全系数<img file="dest_path_image084.GIF" wi="156" he="53" />，其中<img file="dest_path_image086.GIF" wi="58" he="37" />为轴承的许用接触应力，轴承安全运转的条件为<img file="dest_path_image088.GIF" wi="146" he="42" />；轴承静承载曲线上的点为轴承的静态临界失效点，令<img file="dest_path_image090.GIF" wi="146" he="45" />的点作为轴承静载荷曲线上的一个点，来绘制静载荷曲线，具体方法如下：①令<i>F</i><sub>r</sub>等于四点接触球轴承极限工况下所受的径向载荷，对<i>F</i><sub>a</sub>和<i>M</i>进行连续取值，对应每一组取值，根据第一步所述方法计算出轴承所承受的最大接触载荷<img file="dest_path_image092.GIF" wi="42" he="29" />，然后根据公式(11)求出轴承所承受的最大接触应力；②比较<img file="dest_path_image094.GIF" wi="43" he="27" />与<img file="dest_path_image096.GIF" wi="92" he="33" />的值，若<img file="dest_path_image098.GIF" wi="174" he="34" />，<i>ε</i> 为偏差值，提取出F<sub>a</sub>和M作为构成承载曲线上的一个点；③将得到的所有点连接起来就得到轴承的静承载曲线；第三步：利用静承载曲线设计轴承沟曲率半径系数；①根据四点接触球轴承所受极限工况<img file="dest_path_image100.GIF" wi="159" he="35" />，令<i>F</i><sub>r</sub>等于<img file="dest_path_image102.GIF" wi="41" he="30" />，根据第二步所述方法绘制轴承静承载曲线；②改变轴承沟曲率半径系数的值，取值范围在0.50～0.55，按照①绘制不同沟曲率半径系数下轴承的静承载曲线；③根据极限工况条件中的轴向力<img file="dest_path_image104.GIF" wi="44" he="29" />和力矩<img file="dest_path_image106.GIF" wi="45" he="33" />的值，在承载曲线图中找到坐标点<img file="dest_path_image108.GIF" wi="147" he="39" />；④G点的情况有三种：a.G点落到沟曲率为0.55承载曲线内并远离曲线时，则说明所设计结构尺寸、重量过大，造成材料浪费，需要重新设计轴承结构参数，然后重复步骤第一步～第三步；若G点落在沟曲率半径系数为0.55的承载曲线上或紧邻内侧，则取轴承的沟曲率半径系数为0.55；b.G点落在沟曲率为0.50～0.55承载曲线之间，则轴承沟曲率半径系数取离G点外侧最近的曲线所对应的沟曲率半径系数；c.若G点落在沟曲率半径系数为0.50曲线外侧，则所设计的轴承结构参数不合理，不能满足轴承承载能力，需要重新设计轴承结构参数，然后重复步骤第一步～第三步。 |
