CN106640559A - 非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法以及装置 - Google Patents

Abstract

非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法以及装置，步骤一、设置非对称双排四点接触球轴承的4个初始接触角，步骤二、由静力学平衡方程得到轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ，步骤三、得到最大受载滚动体负载值Q _max 以及轴承所承受的最大接触应力σ _max ；步骤四、得到轴承的静承载能力曲线；步骤五、将各种工况外部力与原点连接成线，没有交点的静承载能力曲线对应的初始接触角即为非对称双排四点接触球轴承的最佳非对称角。本发明为非对称双排四点接触球轴承的初始非对称接触角的选取提供理论依据，可以精确、快速地辅助此类非对称轴承的工程应用。

Description

非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法以及装置

技术领域

本发明涉及非对称双排四点接触球转盘轴承，具体说的是非对称双排四点接触球转盘轴承非对称接触角的设置方法以及设置装置。

背景技术

变桨轴承是风力发电机中重要的支撑部件之一，一般安装在40～60米的空中，工作环境恶劣，受力情况复杂，不易安装更换。四点接触球转盘轴承具有结构紧凑、引导旋转灵活、安装简便和容易维护等特点，所以变桨轴承一般采用此类转盘轴承。四点接触转盘轴承初始接触角结构关系设置会直接影响轴承的载荷分布、刚度、承载能力和寿命等性能。转盘轴承在空间尺寸限制情况下，要求其具有更高的承载能力和刚性。

目前，四点接触转盘轴承接触角普遍采用对称结构，两个接触对初始接触角都为45°，非对称接触角转盘轴承在相同的尺寸下有更高的承载能力和刚性，因此开展非对称接触角设计分析对于认识其对轴承承载性能的影响，并通过优化选择满足轴承性能提升要求具有重要理论研究意义和工程应用价值。目前单排对称四点接触球轴承和双排对称四点接触球研究比较多，而关于四点非对称接触球轴承的研究比较少，特别是本文开展研究的非对称双排四点接触球轴承还没有相关文献发表，关于非对称接触角的选取也没有相关的研究。

发明内容

为解决上述技术问题，本发明提供一种非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法以及装置，解决对非对称接触角的选取问题。

为实现上述技术目的，所采用的技术方案是：非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法，该方法包括以下步骤：

步骤一、设置非对称双排四点接触球轴承的4个初始接触角，α₀₁为第一排第一个接触对的初始接触角，α₀₂为第一排第二个接触对的初始接触角，α₀₃为第二排第三个接触对的初始接触角，α₀₄为第二排第四个接触对的初始接触角，其中，α₀₁+α₀₂＝90°，α₀₃+α₀₄＝90°，α₀₁≠α₀₂，α₀₃≠α₀₄；

步骤二、将轴承轴向载荷、径向载荷、倾覆力矩作为静力学平衡方程的外部负载，由静力学平衡方程得到轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ；

步骤三、根据轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ、以及初始接触对在任意位置角处的法向接触载荷得到最大受载滚动体负载值Q_max以及轴承所承受的最大接触应力σ_max；

步骤四、对轴向载荷F_a和倾覆力矩M连续取值，将轴向载荷F_a作为横坐标，倾覆力矩M作为竖坐标，判断轴承所承受的最大接触应力σ_max是否达到轴承的许用应力[σ_max]，当轴承所承受的最大接触应力σ_max达到轴承的许用应力[σ_max]时，记录此时的F_a和M，得到点(F_a，M)，连接此判断过程中所有记录的点(F_a，M)，得到轴承的静承载能力曲线；

步骤五、将各种工况外部力与原点连接成线，各线均与轴承的静承载能力曲线没有交点时，该没有交点的静承载能力曲线对应的初始接触角即为非对称双排四点接触球轴承的最佳非对称角。

本发明步骤一所述的第一排第一个接触对的初始接触角α₀₁，取α₀₁＝α₀₃。

本发明所述的步骤二中所采用的静力学平衡方程为：

其中，F_a为轴承受到的外部轴向载荷，F_r为轴承受到的外部径向载荷，M为轴承受到的外部倾覆力矩，为位置角，d_m为轴承节圆直径，d_c为双排钢球中心距，为第一排第一个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第一排第二个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第二排第三个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第二排第四个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第一排第一个接触对α₀₁在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第一排第二个接触对α₀₂在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第二排第三个接触对α₀₃在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第二排第四个接触对α₀₄在受到负载后在位置角处变化后的接触角。

本发明所述步骤五中的各种工况包括包括一般工况P₁(Fa，M)，极限转矩工况P₂(Fa₁,M_max)，M_max为极限倾覆力矩，极限轴向力工况P₃(Fa_max,M₁)，Fa_max为极限轴向力。

本发明所述的最大接触应力计算公式为：

式中，Σρ表示钢球与滚道接触点的主曲率和函数；n_a、n_b为与接触点主曲率差函数有关的系数；E′为两个弹性接触体的综合弹性常数；Q_max为钢球与内外滚道间的最大法向载荷。

本发明所述的轴承的许用应力[σ_max]的计算公式为[σ_max]＝σ_cr/(f_s)^(1/3))，其中，σ_cr为轴承点接触极限应力，f_s为轴承安全的系数。

非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置装置，包括初始接触角设置模块、位移计算模块、最大接触应力计算模块、静承载能力曲线绘制模块以及对比判断模块；

所述的初始接触角设置模块用于设置非对称双排四点接触球轴承的4个初始接触角，α₀₁为第一排第一个接触对的初始接触角，α₀₂为第一排第二个接触对的初始接触角，α₀₃为第二排第三个接触对的初始接触角，α₀₄为第二排第四个接触对的初始接触角，其中，α₀₁+α₀₂＝90°，α₀₃+α₀₄＝90°，α₀₁≠α₀₂，α₀₃≠α₀₄；

所述的位移计算模块将将轴承轴向载荷、径向载荷、倾覆力矩作为静力学平衡方程的外部负载，由静力学平衡方程得到轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ；

所述的最大接触应力计算模块用于根据轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ、以及初始接触对在任意位置角处的法向接触载荷得到最大受载滚动体负载值Q_max以及轴承所承受的最大接触应力σ_max；

所述的静承载能力曲线绘制模块用于对轴向载荷F_a和倾覆力矩M连续取值，将轴向载荷F_a作为横坐标，倾覆力矩M作为竖坐标，判断轴承所承受的最大接触应力σ_max是否达到轴承的许用应力[σ_max]，当轴承所承受的最大接触应力σ_max达到轴承的许用应力[σ_max]时，记录此时的F_a和M，得到点(F_a，M)，连接此判断过程中所有记录的点(F_a，M)，得到轴承的静承载能力曲线；

所述的对比判断模块用于将各种工况与原点连接成线，各线均与轴承的静承载能力曲线没有交点时，该没有交点的静承载能力曲线对应的初始接触角即为非对称双排四点接触球轴承非对称角。

本发明所述的第一排第一个接触对的初始接触角α₀₁，取α₀₁＝α₀₃。

本发明所述的静力学平衡方程为：

其中，F_a为轴承受到的外部轴向载荷，F_r为轴承受到的外部径向载荷，M为轴承受到的外部倾覆力矩，为位置角，d_m为轴承节圆直径，d_c为双排钢球中心距，为第一排第一个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第一排第二个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第二排第三个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第二排第四个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第一排第一个接触对α₀₁在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第一排第二个接触对α₀₂在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第二排第三个接触对α₀₃在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第二排第四个接触对α₀₄在受到负载后在位置角处变化后的接触角。

本发明所述的各种工况包括一般工况P₁(Fa，M)，极限转矩工况P₂(Fa₁,M_max)，M_max为极限倾覆力矩，极限轴向力工况P₃(Fa_max,M₁)，Fa_max为极限轴向力。

本发明的有益效果是：本文首先基于Hertz接触理论和滚动轴承设计方法建立非对称双排四点接触球轴承的精确数学模型，并采用数值方法对力学平衡方程进行求解，绘制不同初始非对称接触角的非对称双排四点接触球轴承的静承载曲线，根据绘制的静承载曲线，筛选出最佳的非对称双排四点接触球轴承的初始非对称角。本文提出的方法，为非对称双排四点接触球轴承的初始非对称接触角的选取提供理论依据，可以精确、快速地辅助此类非对称轴承的工程应用。

附图说明

图1为本发明轴承非对称接触角设置示意图；

图2为本发明非对称双排四点接触轴承的受力示意图；

图3为本发明选取最佳非对称角原理图；

图4为本发明具体实施方式非对称双排四点接触球轴承静承载曲线。

具体实施方式

本发明首先基于Hertz接触理论和滚动轴承设计方法建立非对称双排四点接触球轴承的精确数学模型，并采用数值方法对静力学平衡方程进行求解，绘制不同初始非对称接触角的非对称双排四点接触球轴承的静承载曲线，根据绘制的静承载曲线，筛选出最佳的非对称双排四点接触球轴承的初始非对称角。本发明提出的方法，为非对称双排四点接触球轴承的初始非对称接触角的选取提供理论依据，可以精确、快速地辅助此类非对称轴承的工程应用。

非对称双排四点接触球轴承非对称角的，包含以下步骤：

1.非对称双排四点接触球转盘轴承的初始非对称接触角设置：

一般的四点接触转盘轴承是对称结构，两个接触对初始接触角都为45°(α₀₁₊α₀₂＝90°，α₀₁＝α₀₂＝45°)，非对称转盘轴承的α₀₁₊α₀₂＝90°，α₀₁≠α₀₂。图1描述了非对称双排四点接触球轴承的初始接触角设置，1,2,3,4表示轴承上下两排4个接触对，α₀₁为第一排第一个接触对的初始接触角，α₀₂为第一排第二个接触对的初始接触角，α₀₃为第二排第三个接触对的初始接触角，α₀₄为第二排第四个接触对的初始接触角。其中，α₀₁+α₀₂＝90°，α₀₃+α₀₄＝90°，并取α₀₁＝α₀₃。

2.建立非对称双排四点接触球转盘轴承静力学平衡方程组：

假设轴承外圈固定，由于转盘轴承转速很低，可以按照静力学的方法来建立轴承整体力学模型，如图2所示。图2中的分别表示第一排第一个接触对(接触对1)、第一排第二个接触对(接触对2)、第二排第三个接触对(接触对3)、第二排第四个接触对(接触对4)的法向接触载荷，F_a、F_r、M分别表示轴承承受的外部轴向力载荷、外部径向力载荷和轴承受到的外部倾覆力矩。由于轴承受载后内圈相对外圈有位移，所以轴承接触对i(i＝1,2,3,4)在位置角处的沟心距将发生变化。轴承接触对i受载前沟心距A_i为：

式中：r_i为内沟道曲率半径，r_e为外沟道曲率半径，D_w为钢球直径，u_a为轴向游隙。

受载后接触对i在位置角处的沟心距为：

内沟道曲率中心轨迹R_ii(i＝1,2,3,4)为

由于内圈相对于外圈发生相对位移，接触对i在位置角处的初始接触角发生了改变，变化后的接触角为

轴承受载后任意位置角处钢球与内、外圈总的接触变形等于受载后沟心距与受载前中心距A_i之差，即：

根据Hertz点接触理论，接触对i在位置角处的法向接触载荷与接触变形的关系为：

式中K_n表示滚动体与内外圈之间总的负荷-变形常数，对于轴承钢制造的轴承：

式中Σρ_i表示钢球与内滚道接触点的主曲率和，Σρ_e表示钢球与外滚道接触点的主曲率和，n_δi表示钢球与内滚道接触点的主曲率函数F(ρ)相关的系数，n_δe表示钢球与外滚道接触点的主曲率函数F(ρ)相关的系数。

轴承内圈在外部载荷和所有滚动体反作用力的合力作用下处于平衡状态，静力学平衡方程为：

三个平衡方程构成了未知量δ_r、δ_a、θ的三元方组，可运用Newton-Raphson迭代法进行运算求解，得出结果后回代入公式(18)中，即可得到各个滚道滚子的负载值Q，求出最大负载值Q_max。

3、设置非对称双排四点接触球轴承的静承载曲线

基于非对称轴承的结构，对非对称轴承进行静承载曲线绘制。静承载曲线是以滚动体最大接触应力值作为曲线的判别标准绘制的。球轴承的接触为椭圆点接触，对于椭圆点接触，接触面中心的最大接触应力为

式中，Σρ表示钢球与滚道接触点的主曲率和函数；n_a、n_b为与接触点主曲率差函数有关的系数；E′为两个弹性接触体的综合弹性常数；Q_max为钢球与内外滚道间的最大法向载荷，可由式(20)～(22)求得。

对F_a和M连续取值，对于每一组取的值，可求得相应的最大许用接触应力(取点接触极限应力σ_cr为4200MP_a，许用安全系数f_s取为1.2，则许用应力为[σ_max]＝σ_cr/(f_s)^(1/3))，记录此时的F_a和M的值。把所有记录下的的点连起来就得到轴承的静承载能力曲线。

4、绘制不同非对称接触角下非对称双排四点接触球轴承的静承载曲线轴承的承载能力是轴承设计参数选取的重要标准，接触角影响着轴承的承载能力，非对称接触角不同，轴承的承载能力不同。为了使轴承获取最大的承载能力，对不同初始非对称接触角下轴承的静承载曲线分别进行绘制。选取表1所示的6组接触角分别绘制轴承的静承载曲线(包括四点对称接触球转盘轴承α01＝α02＝45°)。

表1：非对称接触角组

5、选取最佳非对称接触角

由于转盘轴承工作环境恶劣，受力情况复杂多变，所以在选取最佳非对称角时，既要保证轴承满足正常工况下承载能力要求，又要保证轴承满足极限工况下的承载能力要求。选取最佳接触角的原理图如图3所示。

选取标准:

(1)满足一般工况承载能力要求，P₁(Fa,M)为轴承工作时的一般工况，连接P₁与原点，若此连线与某条静承载曲线有交点，则这条静承载曲线不能满足一般工况时的承载要求，排除此静承载曲线对应的非对称角；若此连线与某条静承载曲线无交点，则此静承载曲线对应的非对称角符合要求。

(2)满足极限转矩工况下的承载能力要求，P₂(Fa₁,M_max)为轴承承受极限转矩时的工况，连接P₂与原点，若此连线与某条静承载曲线有交点，则这条静承载曲线不能满足极限转矩工况的承载要求，排除此静承载曲线对应的非对称角；若此连线与某条静承载曲线无交点，则此静承载曲线对应的非对称角符合要求。

(3).满足极限轴向力工况下的承载能力要求，P₃(Fa_max,M₁)为轴承承受极限轴向力时的工况，连接P₃与原点，若此连线与某条静承载曲线有交点，则这条静承载曲线不能满足极限轴向工况的承载要求，排除此静承载曲线对应的非对称角；若此连线与某条静承载曲线无交点，则此静承载曲线对应的非对称角符合要求。

满足标准(1)-(3)的即为最佳非对称角。

6、具体实施事例

下面以某一具体的非对称双排四点接触球轴承为例进行说明：

某1.5MW风力发电机变桨轴承，型号B033-40-1900/P5，结构参数为：d_m＝1900mm，D_w＝40mm，d_c＝50mm，r_i＝21.2mm，r_e＝21.2mm，Z₁＝Z₂＝120，u_a＝-0.02mm，ν＝0.3，E＝207GPa。材料为42CrMo，对其进行最佳初始非对称接触角选择。

符号意义：d_m为轴承节圆直径，D_w为钢球直径，d_c为双排钢球中心距，r_i为内沟道曲率半径，r_e为外沟道曲率半径，Z₁、Z₂为上下排球数，u_a为轴向游隙，ν为球及套圈的泊松比，E为球及套圈的弹性模量。

第一步：设置非对称双排四点接触球转盘轴承初始非对称接触角。

第二步：建立非对称双排四点接触球转盘轴承静力学平衡方程组，求解δ_r、δ_a、θ，计算非对称轴承的载荷分布，求出最大负载值Q_max。

第三步：由式[σ_max]＝σ_cr/(f_s)^(1/3)计算许用应力，由式(23)计算最大接触应力，在F_r＝100kN和轴向游隙为-0.02mm时，对F_a和M连续取值，当轴承最大接触应力达到许用应力时，记录此时的F_a和M的值。把所有记录下的的点连起来就得到轴承的静承载能力曲线。

第四步：用第3步的方法绘制表1所示6组非对称接触角的静承载曲线，绘制结果如图4。

第五步：选取最佳非对称角：(1)满足一般工况承载能力要求，P₁(3233kN,1700kN·m/rad)为轴承工作时的一般工况,此时所有非对称角下的静承载曲线与P₁与原点的连线无交点，所有的非对称角都满足一般工况承载能力要求。(2)满足极限转矩工况下的承载能力要求，P₂(280kN,4805kN·m/rad)为轴承承受极限转矩时的工况,此时接触角为α₀₁＝α₀₂＝45°、α₀₁＝40°，α₀₂＝50°的静承载曲线与P₂与原点的连线无交点，接触角为α₀₁＝α₀₂＝45°、α₀₁＝40°，α₀₂＝50°的静承载曲线满足极限转矩工况下的承载能力要求。(3)满足极限轴向力工况下的承载能力要求，P₃(12800kN,472kN·m/rad)为轴承承受极限轴向力时的工况，此时接触角为α₀₁＝35°，α₀₂＝55°、α₀₁＝40°，α₀₂＝50°的静承载曲线与P₃与原点的连线无交点，接触角为α₀₁＝35°，α₀₂＝55°、α₀₁＝40°，α₀₂＝50°的静承载曲线满足极限轴向力工况下的承载能力要求。综合(1)-(3)，非对称角α₀₁＝40°，α₀₂＝50°满足所有工况下的承载能力要求，为最佳非对称角。

非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置装置，包括初始接触角设置模块、位移计算模块、最大接触应力计算模块、静承载能力曲线绘制模块以及对比判断模块；所述的初始接触角设置模块用于设置非对称双排四点接触球轴承的4个初始接触角，α₀₁为第一排第一个接触对的初始接触角，α₀₂为第一排第二个接触对的初始接触角，α₀₃为第二排第三个接触对的初始接触角，α₀₄为第二排第四个接触对的初始接触角，其中，α₀₁+α₀₂＝90°，α₀₃+α₀₄＝90°，α₀₁≠α₀₂，α₀₃≠α₀₄；所述的位移计算模块将将轴承轴向载荷、径向载荷、倾覆力矩作为静力学平衡方程的外部负载作为静力学平衡方程外部负载，由静力学平衡方程得到轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ；所述的最大接触应力计算模块用于根据轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ、以及初始接触对在任意位置角处的法向接触载荷得到最大受载滚动体负载值Q_max以及轴承所承受的最大接触应力σ_max；所述的静承载能力曲线绘制模块用于对轴向载荷F_a和倾覆力矩M连续取值，将轴向载荷F_a作为横坐标，倾覆力矩M作为竖坐标，记录每个工况承载能力P(F_a，M)，判断轴承所承受的最大接触应力σ_max是否达到轴承的许用应力[σ_max]，当轴承所承受的最大接触应力σ_max达到轴承的许用应力[σ_max]时，记录此时的F_a和M，得到点(F_a，M)，连接此判断过程中所有记录的点(F_a，M)，得到轴承的静承载能力曲线；所述的对比判断模块用于将各种工况与原点连接成线，各线均与轴承的静承载能力曲线没有交点时，该没有交点的静承载能力曲线对应的初始接触角即为非对称双排四点接触球轴承非对称角。装置内采用的方法与上文相同。

Claims (10)

1.非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法，其特征在于：该方法包括以下步骤：

步骤一、设置非对称双排四点接触球轴承的4个初始非对称接触角，α₀₁为第一排第一个接触对的初始接触角，α₀₂为第一排第二个接触对的初始接触角，α₀₃为第二排第三个接触对的初始接触角，α₀₄为第二排第四个接触对的初始接触角，其中，α₀₁+α₀₂＝90°，α₀₃+α₀₄＝90°，α₀₁≠α₀₂，α₀₃≠α₀₄；

步骤二、将轴承轴向载荷、径向载荷、倾覆力矩作为静力学平衡方程的外部负载，由静力学平衡方程得到轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ；

步骤三、根据轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ、以及初始接触对在任意位置角处的法向接触载荷得到最大受载滚动体负载值Q_max以及轴承所承受的最大接触应力σ_max；

步骤四、对轴向载荷F_a和倾覆力矩M连续取值，将轴向载荷F_a作为横坐标，倾覆力矩M作为竖坐标，判断轴承所承受的最大接触应力σ_max是否达到轴承的许用应力[σ_max]，当轴承所承受的最大接触应力σ_max达到轴承的许用应力[σ_max]时，记录此时的F_a和M，得到点(F_a，M)，连接此判断过程中所有记录的点(F_a，M)，得到轴承的静承载能力曲线；

步骤五、将各种工况外部力与原点连接成线，各线均与轴承的静承载能力曲线没有交点时，该没有交点的静承载能力曲线对应的初始接触角即为非对称双排四点接触球轴承非对称角。

2.如权利要求1所述的非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法，其特征在于：步骤一所述的第一排第一个接触对的初始接触角α₀₁，取α₀₁＝α₀₃。

3.如权利要求1所述的非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法，其特征在于：所述的步骤二中所采用的静力学平衡方程为：

其中，F_a为轴承受到的外部轴向载荷，F_r为轴承受到的外部径向载荷，M为轴承受到的外部倾覆力矩，为位置角，d_m为轴承节圆直径，d_c为双排钢球中心距，为第一排第一个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第一排第二个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第二排第三个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第二排第四个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第一排第一个接触对α₀₁在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第一排第二个接触对α₀₂在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第二排第三个接触对α₀₃在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第二排第四个接触对α₀₄在受到负载后在位置角处变化后的接触角。

4.如权利要求1所述的非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法，其特征在于：所述步骤五中的各种工况包括一般工况P₁(Fa，M)，极限转矩工况P₂(Fa₁,M_max)，M_max为极限倾覆力矩，极限轴向力工况P₃(Fa_max,M₁)，Fa_max为极限轴向力。

5.如权利要求1所述的非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法，其特征在于：所述的最大接触应力计算公式为：

${\mathrm{\σ}}_{\max }=\frac{1}{{\mathrm{\πn}}_a{n}_b}{\[\frac{3}{2}{\left(\frac{\Σ\mathrm{\ρ}}{E^{\′}}\right)}^2{Q}_{\max }\]}^{1/3}$

式中，∑ρ表示钢球与滚道接触点的主曲率和函数；n_a、n_b为与接触点主曲率差函数有关的系数；E′为两个弹性接触体的综合弹性常数；Q_max为钢球与内外滚道间的最大法向载荷。

6.如权利要求1所述的非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置方法，其特征在于：所述的轴承的许用应力[σ_max]的计算公式为[σ_max]＝σ_cr/(f_s)^(1/3))，其中，σ_cr为轴承点接触极限应力，f_s为轴承安全的系数。

7.非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置装置，其特征在于：包括初始接触角设置模块、位移计算模块、最大接触应力计算模块、静承载能力曲线绘制模块以及对比判断模块；

所述的初始接触角设置模块用于设置非对称双排四点接触球轴承的4个初始接触角，α₀₁为第一排第一个接触对的初始接触角，α₀₂为第一排第二个接触对的初始接触角，α₀₃为第二排第三个接触对的初始接触角，α₀₄为第二排第四个接触对的初始接触角，其中，α₀₁+α₀₂＝90°，α₀₃+α₀₄＝90°，α₀₁≠α₀₂，α₀₃≠α₀₄；

所述的位移计算模块将将轴承轴向载荷、径向载荷、倾覆力矩作为静力学平衡方程的外部负载，由静力学平衡方程得到轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ；

所述的最大接触应力计算模块用于根据轴承内圈径向位移量δr、轴向位移量δa、以及转角位移量θ、以及初始接触对在任意位置角处的法向接触载荷得到最大受载滚动体负载值Q_max以及轴承所承受的最大接触应力σ_max；

所述的静承载能力曲线绘制模块用于对轴向载荷F_a和倾覆力矩M连续取值，将轴向载荷F_a作为横坐标，倾覆力矩M作为竖坐标，判断轴承所承受的最大接触应力σ_max是否达到轴承的许用应力[σ_max]，当轴承所承受的最大接触应力σ_max达到轴承的许用应力[σ_max]时，记录此时的F_a和M，得到点(F_a，M)，连接此判断过程中所有记录的点(F_a，M)，得到轴承的静承载能力曲线；

所述的对比判断模块用于将各种工况外部力与原点连接成线，各线均与轴承的静承载能力曲线没有交点时，该没有交点的静承载能力曲线对应的初始接触角即为非对称双排四点接触球轴承最佳非对称角。

8.如权利要求7所述的非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置装置，其特征在于：所述的第一排第一个接触对的初始接触角α₀₁，取α₀₁＝α₀₃。

9.如权利要求7所述的非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置装置，其特征在于：所述的静力学平衡方程为：

其中，F_a为轴承受到的外部轴向载荷，F_r为轴承受到的外部径向载荷，M为轴承受到的外部倾覆力矩，为位置角，d_m为轴承节圆直径，d_c为双排钢球中心距，为第一排第一个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第一排第二个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第二排第三个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第二排第四个接触对在位置角处的法向接触载荷，为第一排第一个接触对α₀₁在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第一排第二个接触对α₀₂在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第二排第三个接触对α₀₃在受到负载后在位置角处变化后的接触角，为第二排第四个接触对α₀₄在受到负载后在位置角处变化后的接触角。

10.如权利要求7所述的非对称双排四点接触球轴承非对称角的设置装置，其特征在于：所述的各种工况包括一般工况P₁(Fa，M)，极限转矩工况P₂(Fa₁,M_max)，M_max为极限倾覆力矩，极限轴向力工况P₃(Fa_max,M₁)，Fa_max为极限轴向力。