接觸角α為28°48′39″的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法

2023-05-12 19:06:41

專利名稱：接觸角α為28°48′39″的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法
技術領域：
本發明涉及軸承技術領域，尤其涉及接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法。
背景技術：
現有技術的接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承由兩個內組件(內圈、滾子和保持架的組合件)和一個雙滾道外圈、一個內隔圈組成。內組件與接觸角α為 28° 48' 39"的單列圓錐滾子軸承的內組件相同，其尺寸是由國家軸承研究單位按照單列圓錐滾子軸承設計方法設計制定的，軸承製造企業只需根據內組件有關尺寸和軸承外形尺寸設計一個雙滾道外圈和一個內隔圈即可。採用現有技術的接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承當然可以使用， 但存在兩個問題，一是軸承的承載能力普遍偏低，二是有的軸承的內圈大擋邊根部厚度偏小，不能滿足約束條件的要求。以現有技術的、符合國家標準GB/T299-2008規定的、2個型號的接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承為例，其主參數和承載能力情況如下第1種軸承軸承型號351311滾子大頭直徑Dw = 17. 291mm ；滾子母線投影長度Ln = 20. 30mm ；內圈擋邊根部厚度a/ =5. 50mm ；軸承額定動載荷C； = 233KN ；軸承額定靜載荷C = 316KN。第2種軸承軸承型號351312滾子大頭直徑Dw = 18. 801mm ；滾子母線投影長度Ln = 21. 40mm ；內圈擋邊根部厚度a/ =6. OOmm;軸承額定動載荷C； = 26IKN ；軸承額定靜載荷C = 353KN。根據軸承行業常規通用的優化設計方法就可算出，351311軸承的內圈大擋邊根部厚度a/值應為徹『彡5. 58，故該軸承的a/最少偏小0. 08mm。351312軸承的a/值符合約束條件的要求。a' J扁小可以用加大a'。的方法解決，但加大a' Jf引起滾子大頭直徑Dw和滾子母線投影長度Lh的減小，而Dw和Lh的減小將導致軸承額定動載荷Cr和額定靜載荷Cor的降低。軸承的承載能力是軸承的重要性能指標，關係到軸承的壽命和可靠性。因此發明一種承載能力大的接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法，在外形尺寸不變的前提下，優化內部結構參數，提高軸承的承載能力，成為人們追求的目標。

發明內容
為克服現有技術的不足，本發明提供了一種能夠提高接觸角α為28° 48' 39" 的雙列圓錐滾子軸承的額定動載荷Cr值和額定靜載荷Cor值的接觸角α為28° 48' 39" 的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法。本發明為達到上述技術目的所採用的技術方案是優化設計方法包括主參數的優化設計和主要尺寸的設計。它包括設置假想的外圈寬端面、確定尺寸取值範圍、確定約束條件、建立計算公式。本發明的接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法對接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的外圈端部壁厚P、內圈大擋邊根部厚度a'。、 內圈小擋邊寬度a'工的取值範圍為P = (0. 022 0. 029) Da' C1=(O-OTS-O-OST)B1a'丄=(0. 050 0. 065)8!本發明的接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法的約束條件為(1)內外圈有效壁厚差ISi-SeI的約束條件為I Si-Se I ( 0. 032 (D-d)(2)軸承中兩個保持架之間最小距離F的約束條件為①F值在下表規定的範圍內。②保持架板厚相同時，軸承尺寸大的，F值也要大。
權利要求
1.一種接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法，它包括設置假想的外圈寬端面、確定尺寸取值範圍、確定約束條件、建立計算公式。
2.根據權利要求1所述的接觸角α為28°48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法，其特徵在於外圈端部壁厚P、內圈大擋邊根部厚度a' C1、內圈小擋邊寬度a'工的取值範圍為P = (0. 022 0. 029) D a' C1=(O-OTS-O-OST)B1 a'丄=(0. 050 0. 065)Blt)
3.根據權利要求1或2所述的接觸角α為28°48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法，其特徵在於(1)內外圈有效壁厚差ISi-SeI的約束條件為 Si-SeI ≤ 0. 032 (D-d)(2)軸承中兩個保持架之間最小距離F的約束條件為①F值在下表規定的範圍內；②保持架板厚相同時，軸承尺寸大的，F值也要大；
4.根據權利要求3所述的接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法，其特徵在於建立外圈內徑、內圈大擋邊外徑、內圈小擋邊外徑和內隔圈外徑的計算公式，即(1)外圈內徑D1的計算公式 D1 = E' -2δΒ1(2)內圈大擋邊外徑d2的計算公式
5.根據權利要求4所述的接觸角α為28° 48' 39"的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法，其特徵在於1主參數的優化設計方法如下為實施優化設計，設置一個假想的外圈寬端面W，其定義是經過滾子小頭理論尖角與外滾道接觸點的外圈徑向的截面；·1. 1外圈端面與假想的外圈寬端面之間的距離C' C' = Kc . C1式中=Kc為係數，Kc = 0. 40 0. 44，C1為外圈寬度； 1. 2軸承軸向平分線與假想的外圈寬端面之間的距離A A = Ci/2-C'·1. 3內圈寬端面與假想的外圈寬端面之間的距離T' T' =B1A-A 式中=B1為軸承寬度； 1.4外圈端部壁厚P P = Kp · D式中ΚΡ為係數，Kp = 0. 022 0. 029，D為外圈外徑； 1.5內圈大擋邊為弧形時大擋邊根部厚度a' ^a' ο = Ka0 · B1式中KaO 為係數，KaO = 0. 078 0. 087 1. 6假想的外圈寬端面截面上的滾道直徑E' E' =D_2(P+C' tga )式中α為軸承接觸角，即外圈滾道的角度，簡稱外滾道角度； 1.7滾子大頭直徑DwDw = 2 (T' +E' /2tga-a' 0) sin Φ/cos β 式中β為內圈滾道的角度，簡稱內滾道角度；Φ為滾子角度； 1. 8滾子大頭理論尖角與外滾道接觸點至外圈端面的距離G G = a' 0+Dwsin( α-φ)-0· S(BfC1)·1. 9驗算滾子是否超出外圈端面內側倒角的最大極限尺寸r7maxΓ = Γ—r。min1 7max式中r7max為外圈端面內側倒角的最大極限尺寸，其取值方法同現有技術； Cmin為滾子大頭理論尖角與外滾道接觸點至外圈端面的距離與外圈端面內側倒角的最大極限尺寸之差；要求Cmin彡0，如不滿足，應增大a' C1,直至滿足為止；·1. 10滾子母線在其軸線上的投影長度LnLn= (C' -G) cos Φ /cos α·1.11內圈大擋邊為弧形時內圈滾道最大直徑d' id' i = Dwsin β /sin Φ·1. 12外圈有效壁厚Se和內圈有效壁厚SiSe = 0. 5 (D-DwSin α /sin Φ)Si = Cl' Λ-Ι^ηβ/cos<ji-d/2式中d為內圈內徑；·1. 13驗算內圈有效壁厚Si和內外圈有效壁厚差的絕對值ISi-Se 要求=Si 彡 0. 07 (D-d) Si-SeI 彡 0. 032 (D-d)如不滿足、應調整a'。及P，直至滿足為止，其調整方法同現有技術； 1. 14保持架板厚S S = Ks · Dw式中KS為係數，Ks = 0. 12 0. 16·1. 15滾子球基面曲率半徑SR和滾子總長度LwSR = 0. 95Dw/2sin 1. 5 時 Kcl = 1. 8 Ic2 = 0. 7S注當S彡2時，1。2統一取為1.5; 1.17保持架大端內徑D。 Dc = dcl+2(lc+lcl+lc2)sin9式中=Clca為保持架小端內徑，其計算方法同現有技術； θ為保持架內側錐面的角度，其計算方法同現有技術； 1. 18保持架凸出假想外圈寬端面的最大值a。= I, + [0·5(α -d\)-Icl sinθ\§{α -φ)+ (/cmax + Ic2)cos0 + S-T'(取值精度 0. 01)式中a'。max為a' ^的最大極限尺寸；a'。max = a 'o+a' ^的上偏差，a』 ^上偏差的取值方法同現有技術； Icmax為1。的最大極限尺寸；Icmax = 1。+1。的上偏差，Ic上偏差的取值方法同現有技術； 1. 19軸承兩個保持架之間的最小距離F F = 2 (A-ac)·1. 20驗算兩個保持架之間的最小距離F 要求①F值在表1規定的範圍內； ②保持架板厚相同時，軸承尺寸大的，F值也要大； 表IF值
全文摘要
本發明涉及一種接觸角α為28°48′39″的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法。它包括主參數的優化設計和主要尺寸的設計。它包括設置假想的外圈寬端面、確定尺寸取值範圍、確定約束條件、建立計算公式。本發明的接觸角α為28°48′39″的雙列圓錐滾子軸承的優化設計方法對接觸角α為28°48′39″的雙列圓錐滾子軸承的外圈端部壁厚P、內圈大擋邊根部厚度a′0、內圈小擋邊寬度a′1的取值範圍為P＝(0.022～0.029)D；a′0＝(0.078～0.086)B1；a′1＝(0.050～0.065)B1。本發明的有益效果是由於軸承設計方法的創新改進，軸承的額定動載荷和額定靜載荷比現有技術軸承全面提高，比世界十大軸承公司之一的日本NTN公司相同外形尺寸的雙列圓錐滾子軸承也有提高。
文檔編號F16C33/48GK102352888SQ20111030517
公開日2012年2月15日 申請日期2011年9月28日 優先權日2011年9月28日
發明者蔡秉華 申請人:福建省永安軸承有限責任公司