CN102352888A - 接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法。它包括主参数的优化设计和主要尺寸的设计。它包括：设置假想的外圈宽端面、确定尺寸取值范围、确定约束条件、建立计算公式。本发明的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法对接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的外圈端部壁厚P、内圈大挡边根部厚度a′0、内圈小挡边宽度a′1的取值范围为：P＝(0.022～0.029)D；a′₀＝(0.078～0.086)B₁；a′₁＝(0.050～0.065)B₁。本发明的有益效果是：由于轴承设计方法的创新改进，轴承的额定动载荷和额定静载荷比现有技术轴承全面提高，比世界十大轴承公司之一的日本NTN公司相同外形尺寸的双列圆锥滚子轴承也有提高。

Description

接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法

技术领域

本发明涉及轴承技术领域，尤其涉及接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法。

背景技术

现有技术的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承由两个内组件(内圈、滚子和保持架的组合件)和一个双滚道外圈、一个内隔圈组成。内组件与接触角α为28°48′39″的单列圆锥滚子轴承的内组件相同，其尺寸是由国家轴承研究单位按照单列圆锥滚子轴承设计方法设计制定的，轴承制造企业只需根据内组件有关尺寸和轴承外形尺寸设计一个双滚道外圈和一个内隔圈即可。

采用现有技术的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承当然可以使用，但存在两个问题，一是轴承的承载能力普遍偏低，二是有的轴承的内圈大挡边根部厚度偏小，不能满足约束条件的要求。以现有技术的、符合国家标准GB/T299-2008规定的、2个型号的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承为例，其主参数和承载能力情况如下：

第1种轴承

轴承型号：351311

滚子大头直径D_w＝17.291mm；

滚子母线投影长度L_n＝20.30mm；

内圈挡边根部厚度a₀′＝5.50mm；

轴承额定动载荷C_r＝233KN；

轴承额定静载荷C_or＝316KN。

第2种轴承

轴承型号：351312

滚子大头直径D_w＝18.801mm；

滚子母线投影长度L_n＝21.40mm；

内圈挡边根部厚度a₀′＝6.00mm；

轴承额定动载荷C_r＝261KN；

轴承额定静载荷C_or＝353KN。

根据轴承行业常规通用的优化设计方法就可算出，351311轴承的内圈大挡边根部厚度a₀′值应为：a₀′≥5.58，故该轴承的a₀′最少偏小0.08mm。351312轴承的a₀′值符合约束条件的要求。

a′₀偏小可以用加大a′₀的方法解决，但加大a′₀将引起滚子大头直径D_w和滚子母线投影长度L_n的减小，而D_w和L_n的减小将导致轴承额定动载荷C_r和额定静载荷C_or的降低。

轴承的承载能力是轴承的重要性能指标，关系到轴承的寿命和可靠性。因此发明一种承载能力大的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法，在外形尺寸不变的前提下，优化内部结构参数，提高轴承的承载能力，成为人们追求的目标。

发明内容

为克服现有技术的不足，本发明提供了一种能够提高接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的额定动载荷Cr值和额定静载荷Cor值的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法。

本发明为达到上述技术目的所采用的技术方案是：优化设计方法包括主参数的优化设计和主要尺寸的设计。它包括：设置假想的外圈宽端面、确定尺寸取值范围、确定约束条件、建立计算公式。

本发明的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法对接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的外圈端部壁厚P、内圈大挡边根部厚度a′₀、内圈小挡边宽度a′₁的取值范围为：

P＝(0.022～0.029)D

a′₀＝(0.078～0.087)B₁

a′₁＝(0.050～0.065)B₁

本发明的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法的约束条件为：

(1)内外圈有效壁厚差|S_i-S_e|的约束条件为：

|S_i-S_e|≤0.032(D-d)

(2)轴承中两个保持架之间最小距离F的约束条件为：

①F值在下表规定的范围内。

②保持架板厚相同时，轴承尺寸大的，F值也要大。

保持架板厚S	最小距离F
		1.2，1.5	0.80～0.86
2.0	0.88～0.92
		2.5	0.96～1.04
3.0	1.08～1.16
		3.5	1.20～1.28
4.0	1.32～1.40
		5.0	1.50～1.60
6.0	1.70～1.80

本发明的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法所建立的外圈内径、内圈大挡边外径、内圈小挡边外径和内隔圈外径的计算公式如下：

(1)外圈内径D₁的计算公式：

D₁＝E′-2δ_D1

(2)内圈大挡边外径d₂的计算公式：

$d_2=D_w\sin [\mathrm{\β}+(0.5+\frac{2}{d-5})\mathrm{\φ}]/\sin \mathrm{\φ}$

(3)内圈小挡边外径d₃的计算公式：

d₃＝d′_i-2(L_n-r₁)sinβ/cosφ+2.6ε_Δ+0.61ε₁+S

(4)内隔圈外径D_n的计算公式：

本发明的有益效果是：由于轴承设计方法的创新改进，轴承的额定动载荷和额定静载荷比现有技术轴承全面提高，比世界十大轴承公司之一的日本NTN公司相同外形尺寸的双列圆锥滚子轴承也有提高。

附图说明

图1为双列圆锥滚子轴承整体结构示意图；

图2为外圈示结构意图；

图3为内圈结构示意图；

图4为滚子结构示意图；

图5为保持架示意图；

图6为内隔圈结构示意图；

图7为双列圆锥滚子轴承的优化设计的相关尺寸的示意图。

符号说明：A为轴承轴向平分线与假想外圈宽端面之间的距离、a_c为保持架凸出假想外圈宽端面的最大值、a′₀为内圈大挡边为弧形时的大挡边根部厚度、a′_omax为a′₀的最大极限尺寸、a′₁为内圈小挡边宽度、B为内圈宽度、B₁为轴承宽度、C₁为外圈宽度、C′为外圈端面与假想外圈宽端面之间的距离、C_r1为滚子为单列时的额定动载荷、D为外圈外径、D₁为外圈内径、D₂为外滚道最大直径、D_c为保持架大端内径、D_n为内隔圈外径、D_w为滚子大头直径、D_we为滚子平均直径、d为内圈内径、d₂为内圈大挡边直径、d₃为内圈小挡边直径、d_c1为保持架小端内径、d_i为内圈大挡边为弧形时内圈滚道最大直径、d_n为内隔圈内径、E′为假想外圈宽端面截面上的滚道直径、F为轴承两个保持架之间的最小距离、G为滚子大头理论尖角与外滚道接触点至外圈端面的距离、W为假想的外圈宽端面、H_n为内隔圈宽度、L为内圈滚道在内圈轴线上的投影长度、l_c为保持架窗孔长度、l_c1为保持架大端筋宽、l_c2为保持架小端底边内侧至窗孔距离、l_cmax为l_c的最大极限尺寸、L_n为滚子母线在其轴线上的投影长度、L_w为滚子总长度、L_we为滚子有效长度、P为外圈端部壁厚、r为滚子大头轴向倒角尺寸、r₁为滚子小头轴向倒角尺寸、r_7max为外圈端面内侧倒角的最大极限尺寸、S为保持架板厚，S_e为外圈有效壁厚、S_i为内圈有效壁厚、SR为滚子球基面曲率半径、T′为内圈宽端面与假想外圈宽端面之间的距离、ε₁为滚子在保持架窗孔中的轴向间隙、ε_e为滚子在内圈滚道中沿滚子轴线方向的间隙、ε_Δ为滚子在保持架窗孔中的径向间隙、α为轴承接触角，即外滚道角度、β为内滚道角度、φ为滚子角度、Cmin为滚子大头理论尖角与外滚道接触点至外圈端面的距离与外圈端面内侧倒角的最大极限尺寸之差、θ为保持架内侧锥面的角度。

具体实施方式

本发明的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法如图7所示。

优化设计方法包括主参数的优化设计和主要尺寸的设计。

所述主参数优化设计和主要尺寸设计中所使用的符号，与图1～图7所标注的符号一致，含义相同。

1主参数的优化设计

为实施优化设计，设置一个假想的外圈宽端面W，其定义是：经过滚子小头理论尖角与外滚道接触点的外圈径向的截面。

1.1外圈端面与假想的外圈宽端面之间的距离

C′C′＝K_C·C₁        (取值精度0.01)

式中：Kc为系数，Kc＝0.40～0.44，C₁为外圈宽度。

1.2轴承轴向平分线与假想的外圈宽端面之间的距离A

A＝C₁/2-C′            (取值精度0.01)

1.3内圈宽端面与假想的外圈宽端面之间的距离T′

T′＝B₁/2-A            (取值精度0.01)

式中：B₁为轴承宽度。

1.4外圈端部壁厚P

P＝K_P·D               (取值精度0.01)

式中：K_P为系数，K_P＝0.022～0.029，D为外圈外径。

1.5内圈大挡边为弧形时大挡边根部厚度a′₀

a₀＝K_a0·B₁            (取值精度0.01)

式中：KaO为系数，KaO＝0.078～0.087

1.6假想的外圈宽端面截面上的滚道直径E′

E′＝D-2(P+C′tgα)    (取值精度0.001)

式中：α为轴承接触角，即外圈滚道的角度，简称外滚道角度。

1.7滚子大头直径D_w

D_w＝2(T′+E′/2tgα-a′₀)sinφ/cosβ    (取值精度0.001)

式中：β为内圈滚道的角度，简称内滚道角度。φ为滚子角度。

1.8滚子大头理论尖角与外滚道接触点至外圈端面的距离G

G＝a′₀+D_wsin(α-φ)-0.5(B₁-C₁)    (取值精度0.01)

1.9验算滚子是否超出外圈端面内侧倒角的最大极限尺寸r_7max

C_min＝G-r_7max

式中：r_7max为外圈端面内侧倒角的最大极限尺寸，其取值方法同现有技术

Cmin为滚子大头理论尖角与外滚道接触点至外圈端面的距离与外圈端面内侧倒角的最大极限尺寸之差。

要求：C_min≥0，如不满足，应增大a′₀，直至满足为止。

1.10滚子母线在其轴线上的投影长度L_n

L_n＝(C′-G)cosφ/cosα        (取值精度0.01)

1.11内圈大挡边为弧形时内圈滚道最大直径d′_i

d′_i＝D_wsinβ/sinφ           (取值精度0.001)

1.12外圈有效壁厚S_e和内圈有效壁厚S_i

S_e＝0.5(D-D_wsinα/sinφ)      (取值精度0.01)

S_i＝d′_i/2-L_nsinβ/cosφ-d/2  (取值精度0.01)

式中：d为内圈内径。

1.13验算内圈有效壁厚S_i和内外圈有效壁厚差的绝对值|S_i-S_e|

要求：S_i≥0.07(D-d)

|S_i-S_e|≤0.032(D-d)

如不满足、应调整a′₀及P，直至满足为止。

1.14保持架板厚S

S＝K_S·D_W

式中：K_S为系数，Ks＝0.12～0.16

1.15滚子球基面曲率半径SR和滚子总长度L_w

SR＝0.95D_w/2sinφ    (取值精度1)

$L_w=L_n+\mathrm{SR}-{({\mathrm{SR}}^2-D_w^2/4)}^{\frac{1}{2}}$ (取值精度：D_w≤18为0.01，D_w＞18为0.1)

1.16保持架窗孔长度l_c、大端筋宽l_c1和小端底边内侧至窗孔距离l_c2

l_c＝L_w+ε₁           (取值精度0.1)

式中：ε₁为滚子在保持架窗孔中的轴向间隙，其取值方法同现有技术。

l_c1＝K_c1·S       (取值精度0.1)

式中：K_c1为系数，S≤1.5时K_c1＝2，S＞1.5时K_c1＝1.8

l_c2＝0.7S         (取值精度0.1)

注：当S≤2时，l_c2统一取为1.5。

1.17保持架大端内径D_c

D_c＝d_c1+2(l_c+l_c1+l_c2)sinθ    (取值精度0.1)

式中：d_c1为保持架小端内径，其计算方法同现有技术。

θ为保持架内侧锥面的角度，其计算方法同现有技术。

1.18保持架凸出假想外圈宽端面的最大值a_c

(取值精度0.01)

式中：a′_omax为a′₀的最大极限尺寸。

a′_omax＝a‘₀+a’₀的上偏差，a’₀上偏差的取值方法同现有技术。

l_cmax为l_c的最大极限尺寸。

l_cmax＝l_c+l_c的上偏差，l_c上偏差的取值方法同现有技术。

1.19轴承两个保持架之间的最小距离F

F＝2(A-a_c)    (取值精度0.01)

1.20验算两个保持架之间的最小距离F

要求：①F值在表1规定的范围内。

②保持架板厚相同时，轴承尺寸大的，F值也要大。

表1F值

S	F
		1.2，1.5	0.80～0.86
2.0	0.88～0.92
		2.5	0.96～1.04
3.0	1.08～1.16
		3.5	1.20～1.28
4.0	1.32～1.40
		5.0	1.50～1.60
6.0	1.70～1.80

如不满足、应调整C′、a′₀及P，直至满足为止(调整C′、a′₀及P的方法为现有技术)。

1.21滚子为单列时的额定动载荷C_r1

$C_{r1}=1.1\×88.5{\left(L_{\mathrm{we}}\cos \mathrm{\α}\right)}^{\frac{7}{9}}{Z}^{\frac{3}{4}}{D_{\mathrm{we}}}^{\frac{29}{27}}---\left(N\right)$

式中：D_we为滚子平均直径，D_we＝D_w-L_ntgφ。

L_we为滚子有效长度，L_we＝(L_n-r-r₁)/cosφ。

L_we式中：r为滚子大头轴向倒角尺寸，其取值方法同现有技术。

r₁为滚子小头轴向倒角尺寸，其取值方法同现有技术。

1.22验算大挡边根部厚度a′₀

$\left[a_0^{\′}\right]=\frac{{0.61D}_w}{\sqrt{\frac{51.85D_w{d}_i^{\′}}{\mathrm{\φ}\·C_{r1}\·\left[S\right]}}-1}$

式中：φ的单位为弧度，本实施例的φ＝4°20′＝0.0756(弧度)

C_r1的单位为N

[S]为安全系数，取[S]＝1.5

据此，

的计算公式可简化为：

$\left[a_0^{\′}\right]={0.61D}_w/{({457.231D}_w{d}_i^{\′}/C_{r1}-1)}^{\frac{1}{2}}$ (取值精度0.01)

要求：

如不满足，应增大a′₀，直至满足为止。

至此，主参数优化设计完毕，设计过程中涉及到的其他参数也同时确定。

2、主要尺寸设计

2.1外圈内径D₁

D₁＝E′-2δ_D1    (取值精度0.1)

式中：δ_D1为D₁的允差，按表2取值。

表2δ_D1值

2.2外滚道最大直径D₂

D₂＝D-2P    (取值精度0.001)

2.3内圈大挡边直径d₂

$d_2=D_w\sin [\mathrm{\β}+(0.5+\frac{2}{d-5})\mathrm{\φ}]/\sin \mathrm{\φ}$ (取值精度0.1)

2.4内圈小挡边宽度a′₁

a′₁＝K_a1·B₁    (取值精度0.1)

式中：K_a1为系数，K_a1＝0.050～0.065

2.5内圈滚道在内圈轴线上的投影长度L

L＝(L_n+ε_e)cosβ/cosφ    (取值精度0.1)

式中：ε_e为滚子在内圈滚道中沿滚子轴线方向的间隙，取值方法同现有技术。

2.6内圈宽度B

B＝a′₀+L+a′₁    (取值精度0.01)

2.7内圈小挡边直径d₃

d₃＝d′_i-2(L_n-r₁)sinβ/cosφ+2.6ε_Δ+0.61ε₁+S    (取值精度0.1)

式中：ε_Δ为滚子在保持架窗孔中的径向间隙，取值方法同现有技术。

2.8内隔圈外径D_n

(取值精度0.1)

2.9内隔圈内径d_n

d_n＝d

d_n的公差按表3

表3d_n的允差

2.10内隔圈宽度H_n

H_n＝B₁-2B    (取值精度0.01)

其余尺寸的设计方法为：

内圈大挡边为锥面时，挡边锥面与端面之间的夹角λ、挡边锥面与滚道之间的夹角Ψ、内滚道最大直径d_i、锥面挡边根部厚度a₀以及内外圈、滚子、保持架的其他尺寸，按单列圆锥滚子轴承设计方法设计。

采用本发明的优化设计方法，对2种接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承进行优化设计，所得的主参数D_w、L_n、a′₀和额定动载荷C_r、额定静载荷C_or的数值如下：

第1种轴承

轴承型号：351311

滚子大头直径D_w＝17.513mm；

滚子母线投影长度L_n＝20.76mm；

内圈挡边根部厚度a₀′＝5.70mm；

轴承额定动载荷C_r＝241KN；

轴承额定静载荷C_or＝327KN。

第2种轴承

轴承型号：351312

滚子大头直径D_w＝19.025mm；

滚子母线投影长度L_n＝21.96mm；

内圈挡边根部厚度a₀′＝6.03mm；

轴承额定动载荷C_r＝270KN；

轴承额定静载荷C_or＝367KN。

日本NTN公司生产的、与上述两种轴承的外形尺寸完全相同的双列圆锥滚子轴承，其产品样本中写明的轴承承载能力为：

第1种轴承

轴承型号：430311DXU

轴承额定动载荷C_r＝226KN；

轴承额定静载荷C_or＝305KN。

第2种轴承

轴承型号：430312DXU

轴承额定动载荷C_r＝258KN；

轴承额定静载荷C_or＝350KN。

采用本发明方法设计的351311轴承，比NTN公司的相同外形尺寸轴承的额定动载荷提高6.6％，额定静载荷提高7.2％；采用本发明方法设计的351312轴承，比NTN公司的相同外形尺寸轴承的额定动载荷提高4.7％，额定静载荷提高4.9％。

Claims (5)

1.一种接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法，它包括：设置假想的外圈宽端面、确定尺寸取值范围、确定约束条件、建立计算公式。

2.根据权利要求1所述的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法，其特征在于：外圈端部壁厚P、内圈大挡边根部厚度a′₀、内圈小挡边宽度a′₁的取值范围为：

P＝(0.022～0.029)D

a′₀＝(0.078～0.087)B₁

a′₁＝(0.050～0.065)B₁。

3.根据权利要求1或2所述的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法，其特征在于：

(1)内外圈有效壁厚差|S_i-S_e|的约束条件为：

|S_i-S_e|≤0.032(D-d)

(2)轴承中两个保持架之间最小距离F的约束条件为：

①F值在下表规定的范围内；

②保持架板厚相同时，轴承尺寸大的，F值也要大；

  保持架板厚S   最小距离F   1.2，1.5   0.80～0.86   2.0   0.88～0.92   2.5   0.96～1.04   3.0   1.08～1.16   3.5   1.20～1.28   4.0   1.32～1.40   5.0   1.50～1.60   6.0   1.70～1.80

4.根据权利要求3所述的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法，其特征在于：建立外圈内径、内圈大挡边外径、内圈小挡边外径和内隔圈外径的计算公式，即：

(1)外圈内径D₁的计算公式：

D₁＝E′-2δ_D1

(2)内圈大挡边外径d₂的计算公式：

$d_2=D_w\sin [\mathrm{\β}+(0.5+\frac{2}{d-5})\mathrm{\φ}]/\sin \mathrm{\φ}$

(3)内圈小挡边外径d₃的计算公式：

d₃＝d′_i-2(L_n-r₁)sinβ/cosφ+2.6ε_Δ+0.6ε₁+S

(4)内隔圈外径D_n的计算公式：

5.根据权利要求4所述的接触角α为28°48′39″的双列圆锥滚子轴承的优化设计方法，其特征在于：

1主参数的优化设计方法如下：

为实施优化设计，设置一个假想的外圈宽端面W，其定义是：经过滚子小头理论尖角与外滚道接触点的外圈径向的截面；

1.1外圈端面与假想的外圈宽端面之间的距离C′

C′＝K_C·C₁

式中：Kc为系数，Kc＝0.40～0.44，C₁为外圈宽度；

1.2轴承轴向平分线与假想的外圈宽端面之间的距离A

A＝C₁/2-C′

1.3内圈宽端面与假想的外圈宽端面之间的距离T′

T′＝B₁/2-A

式中：B₁为轴承宽度；

1.4外圈端部壁厚P

P＝K_P·D

式中：K_P为系数，K_P＝0.022～0.029，D为外圈外径；

1.5内圈大挡边为弧形时大挡边根部厚度a′₀

a′₀＝K_a0·B₁

式中：KaO为系数，KaO＝0.078～0.087

1.6假想的外圈宽端面截面上的滚道直径E′

E′＝D-2(P+C′tgα)

式中：α为轴承接触角，即外圈滚道的角度，简称外滚道角度；

1.7滚子大头直径D_w

D_w＝2(T′+E′/2tgα-a′₀)sinφ/cosβ

式中：β为内圈滚道的角度，简称内滚道角度；φ为滚子角度；

1.8滚子大头理论尖角与外滚道接触点至外圈端面的距离G

G＝a′₀+D_wsin(α-φ)-0.5(B₁-C₁)

1.9验算滚子是否超出外圈端面内侧倒角的最大极限尺寸r_7max

C_min＝G-r_7max

式中：r_7max为外圈端面内侧倒角的最大极限尺寸，其取值方法同现有技术；

Cmin为滚子大头理论尖角与外滚道接触点至外圈端面的距离与外圈端面内侧倒角的最大极限尺寸之差；

要求：C_min≥0，如不满足，应增大a′₀，直至满足为止；

1.10滚子母线在其轴线上的投影长度L_n

L_n＝(C′-G)cosφ/cosα

1.11内圈大挡边为弧形时内圈滚道最大直径d′_i

d′_i＝D_wsinβ/sinφ

1.12外圈有效壁厚S_e和内圈有效壁厚S_i

S_e＝0.5(D-D_wsinα/sinφ)

S_i＝d′_i/2-L_nsinβ/cosφ-d/2

式中：d为内圈内径；

1.13验算内圈有效壁厚S_i和内外圈有效壁厚差的绝对值|S_i-S_e|

要求：S_i≥0.07(D-d)

|S_i-S_e|≤0.032(D-d)

如不满足、应调整a′₀及P，直至满足为止，其调整方法同现有技术；

1.14保持架板厚S

S＝K_S·D_W

式中：K_S为系数，Ks＝0.12～0.16

1.15滚子球基面曲率半径SR和滚子总长度L_w

SR＝0.95D_w/2sinφ

$L_w=L_n+\mathrm{SR}-{({\mathrm{SR}}^2-D_w^2/4)}^{\frac{1}{2}}$

1.16保持架窗孔长度l_c、大端筋宽l_c1和小端底边内侧至窗孔距离l_c2

l_c＝L_w+ε₁

式中：ε₁为滚子在保持架窗孔中的轴向间隙，其取值方法同现有技术；

l_c1＝K_c1·S    (取值精度0.1)

式中：K_c1为系数，S≤1.5时K_c1＝2，S＞1.5时K_c1＝1.8

l_c2＝0.7S

注：当S≤2时，l_c2统一取为1.5；

1.17保持架大端内径D_c

D_c＝d_c1+2(l_c+l_c1+l_c2)sinθ

式中：d_c1为保持架小端内径，其计算方法同现有技术；

θ为保持架内侧锥面的角度，其计算方法同现有技术；

1.18保持架凸出假想外圈宽端面的最大值a_c

(取值精度0.01)

式中：a′_omax为a′₀的最大极限尺寸；

a′_omax＝a‘₀+a’₀的上偏差，a’₀上偏差的取值方法同现有技术；

l_cmax为l_c的最大极限尺寸；

l_cmax＝l_c+l_c的上偏差，l_c上偏差的取值方法同现有技术；

1.19轴承两个保持架之间的最小距离F

F＝2(A-a_c)

1.20验算两个保持架之间的最小距离F

要求：①F值在表1规定的范围内；

②保持架板厚相同时，轴承尺寸大的，F值也要大；

表1F值

  S   F   1.2，1.5   0.80～0.86   2.0   0.88～0.92   2.5   0.96～1.04   3.0   1.08～1.16   3.5   1.20～1.28   4.0   1.32～1.40   5.0   1.50～1.60   6.0   1.70～1.80

如不满足、应调整C′、a′₀及P，直至满足为止；

1.21滚子为单列时的额定动载荷C_r1

$C_{r1}=1.1\×88.5{\left(L_{\mathrm{we}}\cos \mathrm{\α}\right)}^{\frac{7}{9}}{Z}^{\frac{3}{4}}{D_{\mathrm{we}}}^{\frac{29}{27}}---\left(N\right)$

式中：D_we为滚子平均直径，D_we＝D_w-L_ntgφ

L_we为滚子有效长度，L_we＝(L_n-r-r₁)/cosφ

L_we式中：r为滚子大头轴向倒角尺寸，其取值方法同现有技术；

r₁为滚子小头轴向倒角尺寸，其取值方法同现有技术；

1.22验算大挡边根部厚度a′₀

$\left[a_0^{\′}\right]=\frac{{0.61D}_w}{\sqrt{\frac{51.85D_w{d}_i^{\′}}{\mathrm{\φ}\·C_{r1}\·\left[S\right]}}-1}$

式中：φ的单位为弧度，本实施例的φ＝4°20′＝0.0756弧度

C_r1的单位为N

[S]为安全系数，取[S]＝1.5

据此，

的计算公式可简化为：

$\left[a_0^{\′}\right]={0.61D}_w/{({457.231D}_w{d}_i^{\′}/C_{r1}-1)}^{\frac{1}{2}}$

要求：

如不满足，应增大a′₀，直至满足为止；

2、主要尺寸设计

2.1外圈内径D₁

D₁＝E′-2δ_D1

式中：δ_D1为D₁的允差，按表2取值；

表2δ_D1值

2.2外滚道最大直径D₂

D₂＝D-2P

2.3内圈大挡边直径d₂

$d_2=D_w\sin [\mathrm{\β}+(0.5+\frac{2}{d-5})\mathrm{\φ}]/\sin \mathrm{\φ}$

2.4内圈小挡边宽度a′₁

a′₁＝K_a1·B₁    (取值精度0.1)

式中：K_a1为系数，K_a1＝0.050～0.065

2.5内圈滚道在内圈轴线上的投影长度L

L＝(L_n+ε_e)cosβ/cosφ

式中：ε_e为滚子在内圈滚道中沿滚子轴线方向的间隙，取值方法同现有技术；

2.6内圈宽度B

B＝a′₀+L+a′₁

2.7内圈小挡边直径d₃

d₃＝d_i′-2(L_n-r₁)sinβ/cosφ+2.6ε_Δ+0.6₁ε1+S

式中：ε_Δ为滚子在保持架窗孔中的径向间隙，取值方法同现有技术；

2.8内隔圈外径D_n

2.9内隔圈内径d_n

d_n＝d

d_n的公差按表3

表3d_n的允差

2.10内隔圈宽度H_n

H_n＝B₁-2B

其余尺寸的设计方法为：

内圈大挡边为锥面时，挡边锥面与端面之间的夹角λ、挡边锥面与滚道之间的夹角Ψ、内滚道最大直径d_i、锥面挡边根部厚度a₀以及内外圈、滚子、保持架的其他尺寸，按单列圆锥滚子轴承设计方法设计。

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