CN112594289A - 轴承抗高过载配置下的承载装置及特性评价方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种轴承抗高过载配置下的承载装置及特性评价方法，其中轴承抗高过载配置下的承载特性评价方法，首先提出以圆柱滚子轴承、向心关节轴承抗径向高过载，以双列满装角接触球轴承抗轴向高过载的配置方法；将圆柱滚子轴承、向心关节轴承安装于舵轴的两端，以解决向心关节轴承调心性的问题；利用向心关节轴承来使舵轴承受一定的Y向过载。其次，以圆柱滚子轴承为例，为表征轴承抗高过载的承载特性，提出轴承最大径向静负荷概念、校核方法。本发明工程实现简单、科学、有效，有效降低了舵机结构的复杂程度；提出轴承最大径向静负荷的概念、校核方法，具有一定工程基础理论深度；具有广泛的适用性，能够应用于精确制导武器等各类高过载工况。

Description

轴承抗高过载配置下的承载装置及特性评价方法

技术领域

本发明属于精确制导武器飞行控制技术领域，具体涉及到一种轴承抗高过 载配置下的承载装置及特性评价方法。

背景技术

近年来精确制导弹药研制取得很大进展，其具备远程综合火力打击压制、 精确制导打击及高效毁伤等能力，已成为高科技、信息化战争中的主要打击 武器。通过在炮弹中增加精确制导组件、电动舵机的方法，可实现弹道修正， 有效提高弹药的命中精度。

但是，弹药在发射过程中，炮弹要经历巨大的过载作用以加速到预期的发 射初速度，该过载过程的幅度峰值可达20000g以上(g为重力加速度，下同)， 作用时间在数十毫秒以内。例如，155mm榴弹炮在发射过程中产生的最大过载 脉冲幅度为20000g，持续时间约5ms。受膛内压力作用，制导弹药舵机舱需承 受巨大的瞬时、高能、强冲击载荷，这种高过载环境将会导致舵机舱内部传动 结构的失效，而滚动轴承是舵机舱中传动机构的重要组成部分之一，因此急需 突破精确制导弹药舵机轴承的抗高过载技术。

精确制导弹药舵机轴承有以下特殊要求：一是由于弹药空间、重量限制， 对轴承尺寸要求较严格；二是要求轴承具有高可靠性；三是要求轴承具有较大 的过载能力。精确制导弹药工作时间仅为几分钟到几小时，轴承按传动的疲劳 强度校核已不适用短时高过载工作体制，以往根据轴承的载荷指标进行试探性 设计，然后进行大量的试验-改进-再试验-再改进的循环设计，试制周期长、费 用高。目前，轴承抗高过载配置下的承载特性评价方法实例还未出现。

专利CN208026150U公开了“电动舵机”，该传动装置通过第一轴承装置和 第二轴承装置与舵机座相连接，第一轴承装置包括第一轴承和第一挡圈；第二 轴承装置包括第二轴承、第二挡圈和碟形弹簧，碟形弹簧位于第二轴承与舵机 座之间。其轴承抗高过载原理为“当电动舵机轴向过载时，减速蜗杆直齿轮组件 产生的冲击力作用到舵机座，第二轴承只有内圈受力并将力作用到蝶簧，而外 圈不受力，因此，第二轴承的滚珠和滚道也几乎不受力，所以第二轴承在高过 载冲击时不会被破坏，进而提高整个电动舵机抗高冲击过载能力”。该装置通过 设置碟形弹簧实现第二轴承的抗高过载，从该专利附图2可知，一是蝶簧的外 径与第二轴承的外径相近，这种体积下蝶簧校核难以通过；二是该专利不涉及 针对短时高过载工况的轴承载荷校核方法。

专利CN210715617U公开了“一种精确制导组件舵机的轴承抗高过载保护 结构”，其轴承抗高过载原理为“下轴承远离上轴承一端设置有垫片组件，垫片 组件套接在舵轴外侧。轴承下端环绕的垫片组件可以为轴承抵消来自轴向的冲 击力，可对轴承起到最大程度的保护作用，防止轴承损坏变形。”“垫片组件包 括第一垫片、第二垫片、第三垫片、第四垫片和第五垫片，四层垫片紧密依次 叠加。第一垫片为紫铜材质，第二垫片为尼龙材质，第三垫片为铝合金材质， 第四垫片为聚氨酯材质，第五垫片为聚四氧乙烯材质。”该专利称：“该精确制 导组件舵机的轴承抗高过载保护结构，通过设置垫片组件等结构，解决了高过 载状态下轴承易损坏的问题”。该专利通过设置上轴承、下轴承，实现了制导组 件隔旋作用，但不涉及短时高过载工况的轴承载荷校核方法。

惠江海等于《北京理工大学学报》公开了“引信自旋式微电机旋转机架抗高 过载结构设计”，该结构由外转子机架、定子转轴、底螺、轴承和轴承固定环组 成，其中轴承配置为两个球轴承、一个推力轴承，其称“添加铜制缓冲垫片无法 将球轴承的最大应力降低到轴承钢屈服极限以下，而通过改变外转子机架轴肩 与底螺尺寸能成功将球轴承的最大应力值降低至轴承钢屈服极限以下”。该论文 称：“推力球轴承比球轴承具有较大的轴向承载能力，且通过调整底螺与外转子 机架的轴肩处尺寸，保证了始终由垫片、推力轴承承受定子转轴和舵机所产生 的轴向惯性力”。

倪艳光等于《河南科技大学学报》公开了“过载工况下圆柱滚子轴承永久变 形量计算”，该论文称“弹塑性应力应变计算公式适用于低过载工况下圆柱滚子 轴承永久变形量的计算。对于高过载工况下圆柱滚子轴承永久变形量，使用有 限元法计算结果更为准确，并且有限元法能够更精确地获取所有过载工况下轴 承各部件上发生的永久变形量。”该论文基于弹塑性Hertz理论、Palmgren公式、 Mises准则推导出了过载时滚子与滚道接触总变形量与载荷的关系，但验证试 验表明该关系仅适用于低过载工况。

综上，现有技术尚未提出针对舵机轴承抗高过载的配置与承载特性评价方 法，特别指应用于短时高过载舵机中的舵机轴承承载特性评价方法。

发明内容

本发明的技术解决问题是：本发明首先提出以圆柱滚子轴承、向心关节轴 承抗径向高过载，以双列满装角接触球轴承抗轴向高过载的配置方法；将圆柱 滚子轴承、向心关节轴承安装于舵轴的两端，以解决向心关节轴承调心性的问 题。其次，以圆柱滚子轴承为例，为表征轴承抗高过载的承载特性，提出轴承 最大径向静负荷概念、校核方法。

本发明的技术解决方案是：一种轴承抗高过载配置下的承载装置，包括框 架、舵轴、第一轴承、锁紧螺母、连接销、第二轴承、定位螺钉、滚珠丝杠组 件、第三轴承；所述舵轴外径与第一轴承内径、第二轴承内径轴孔配合，锁紧 螺母通过连接销安装于舵轴外径上，锁紧螺母两端分别与第一轴承、第二轴承 端面轴向定位，定位螺钉安装于舵轴后端，并与第二轴承轴肩定位；第一轴承 外径、第二轴承外径与框架通过轴孔配合、轴肩定位；滚珠丝杠组件通过第三 轴承安装于框架内。

优选的，所述第一轴承类型配置为圆柱滚子轴承，第二轴承类型配置为向 心关节轴承，第三轴承类型配置为双列满装角接触球轴承。

优选的，所述第一轴承承载特性按最大径向静负荷、额定动载荷、额定静 载荷校核，第二轴承承载特性按最大径向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校 核，所述第三轴承承载特性按最大轴向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校核； 所述额定动载荷校核按GB/T6391-2010执行，额定静载荷校核按GB/T4662-2010 执行。

优选的，所述第一轴承、第二轴承、第三轴承其失效形式以塑形变形失效、 低周疲劳失效、弹性变形为主。

本发明的另一技术方案在于，提出了一种轴承抗高过载配置下的承载特性 评价方法，所述第一轴承最大径向静负荷F_{r max}校核步骤为：

步骤1、求第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j：

式中，δ为无游隙时轴承内外圈相对位移；u_r为轴承径向游隙；β为轴承滚 动体间夹角；jβ≤90°；

步骤2、针对序号0～m的滚动体，有：

式中，δ_b为假定弹塑性变形的接触对弹性变形的大小；δ_ji为第j个滚动体 与轴承内圈(i表示内圈)接触的总变形量；δ_je为第j个滚动体与轴承外圈(e 表示内圈)接触的总变形量；D_w为滚动体直径；Q_j为第j个滚动体的载荷；l_we为有效接触长度；ρ_1i、ρ_2i、ρ_1e、ρ_2e为接触体1、2分别在主平面i、e中的主曲 率；

步骤3、针对序号m+1～n的滚动体，根据弹塑性材料初始屈服条件Tresca 条件，有：

式中，m+1≤j≤n；

步骤4、将步骤3中的第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j、第j个 滚动体载荷Q_j替换成第b个滚动体滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_b、第b个 滚动体载荷Q_b，有：

步骤5、将步骤2中的第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j、第j个 滚动体载荷Q_j替换成第0个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ₀、第0个滚动 体载荷Q₀，有：

步骤6、由步骤2和步骤5，求得第j个滚动体载荷Q_j：

式中，1≤j≤m；

步骤7、由步骤3和步骤4，求得第j个滚动体载荷Q_j：

式中，m+1≤j≤n；

步骤8、第一轴承3径向静负荷F_r为：

F_r＝Q₀+2Q₁ cos β+2Q₂ cos(2β)+…+2Q_n cos(nβ)

式中，β为滚动体间夹角；F_r为径向静负荷；

步骤9、将步骤6和步骤7公式代入步骤8，可求得第一轴承3的最大滚针 负荷Q₀为：

式中，δ_j的值由步骤1确定。

所述步骤1～9成立的假设条件为：

假设1、第一轴承3的内外圈为刚性；

假设2、第一轴承3的零件几何形状为理想的正确形状；

假设3、不考虑轴承支座的影响；

假设4、序号0～n的滚动体承载，序号0～m的滚动体发生弹塑性变形，序 号m+1～n的滚动体只发生弹性变形；

假设5、滚动体承载个数n为奇数。

第一轴承的塑形变形计算使用A.palmgren试验得出的半经验公式，对第一 轴承线接触而言，公式为：

式中，ρ₁、ρ₂为接触体1、2的主曲率。

第一轴承的弹性接触趋近量δ使用A.palmgren试验得出的半经验公式，对 于有限长圆柱体轴线至任一平面物体某一点距离的弹性接触趋近量δ₁，有：

式中，Q为载荷；l_we为有效接触长度。

当第0个滚动体与内外滚道的接触总塑性变形δ₀为75D_w/10000时，此刻按 权利要求1～8所求得的径向静负荷F_r，即为第一轴承3的最大径向静负荷F_rmax。 本发明与现有技术相比，其显著优点在于：

(1)本发明根据不同类型轴承的特点，结合精确制导武器舵机短时高过载 的应用工况，针对舵轴组件主要承受径向过载的工况，将圆柱滚子轴承、向心 关节轴承集成于舵轴组件两端；针对滚珠丝杠组件主要承受轴向过载的工况， 将双列双列满装角接触球轴承集成于滚珠丝杠组件两端。该轴承抗高过载配置 工程实现简单、科学、有效，有效地降低了舵机结构的复杂程度，缩短了产品 的试制周期；

(2)传统的轴承一般根据额定动载荷、额定静载荷来设计，根据上述舵机 轴承抗高过载配置，以圆柱滚子轴承为例，本发明提出轴承最大径向静负荷的 概念，以表征圆柱滚子轴承所能抗径向高过载冲击的承载特性；

(3)本发明公开了圆柱滚子轴承最大径向静负荷的校核方法，具有一定的 工程基础理论深度；

(4)本发明将圆柱滚子轴承、向心关节轴承安装于舵轴的两端，利用圆柱 滚子轴承游隙小、对中性好的优点，以解决向心关节轴承调心性的问题；利用 向心关节轴承来使舵轴组件承受一定的径向过载；

(5)本发明具有广泛的适用性，所述轴承抗高过载配置与承载特性评价方 法，能够应用于常规武器、动能武器的制导炮弹，战术武器舵机，火箭喷管等 高过载应用工况。

附图说明

图1为本发明轴承抗高过载配置下的承载特性评价方法的主视图。

图2为本发明轴承抗高过载配置下的承载特性评价方法的圆柱滚子轴承滚 动体承载示意图。

具体实施方式

结合附图，如图1～图2所示，图中：1.框架，2.舵轴，3.第一轴承，4.锁紧 螺母，5.连接销，6.第二轴承，7.定位螺钉，8.滚珠丝杠组件，9.第三轴承。轴 承抗高过载配置下的承载特性评价方法，包括框架1、舵轴2、第一轴承3、锁 紧螺母4、连接销5、第二轴承6、定位螺钉7、滚珠丝杠组件8、第三轴承9；

所述舵轴2外径与第一轴承3内径、第二轴承6内径轴孔配合，锁紧螺母 4通过连接销5安装于舵轴2外径上，锁紧螺母4两端分别与第一轴承3、第二 轴承6端面轴向定位，定位螺钉7安装于舵轴2后端，并与第二轴承6轴肩定 位；第一轴承3外径、第二轴承6外径与框架1通过轴孔配合、轴肩定位；滚 珠丝杠组件8通过第三轴承9安装于框架1内。

所述第一轴承3类型配置为圆柱滚子轴承，第二轴承6类型配置为向心关 节轴承，第三轴承9类型配置为双列满装角接触球轴承。

所述第一轴承3承载特性按最大径向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校 核，第二轴承6承载特性按额定动载荷、额定静载荷校核，所述第三轴承9承 载特性按最大轴向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校核；所述额定动载荷校 核按GB/T6391-2010执行，额定静载荷校核按GB/T4662-2010执行。

所述第一轴承3、第二轴承6、第三轴承9其失效形式以塑形变形失效、低 周疲劳失效、弹性变形为主。

所述第一轴承3最大径向静负荷F_{r max}校核步骤为：

步骤1、如图2所示，可据几何关系，求第j个滚动体与轴承内外圈接触的 总变形δ_j：

式中，δ为无游隙时轴承内外圈相对位移；u_r为轴承径向游隙；β为轴承滚 动体间夹角；jβ≤90°；

步骤2、针对序号0～m的滚动体，滚动体发生弹塑性变形，有：

式中，δ_b为弹塑性变形的接触中，假定弹性变形的大小；δ_ji为第j个滚动 体与轴承内圈(i表示内圈)接触的总变形量；δ_je为第j个滚动体与轴承外圈(e 表示外圈)接触的总变形量；D_w为滚动体直径；Q_j为第j个滚动体的载荷；l_we为有效接触长度；ρ_1i、ρ_2i、ρ_1e、ρ_2e为接触体1、2分别在主平面i、e中的主曲 率；

步骤3、针对序号m+1～n的滚动体，根据弹塑性材料初始屈服条件Tresca 条件，有：

式中，m+1≤j≤n；

步骤4、将步骤3中的第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j、第j个 滚动体载荷Q_j替换成第b个滚动体滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_b、第b个 滚动体载荷Q_b，有：

步骤5、将步骤2中的第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j、第j个 滚动体载荷Q_j替换成第0个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ₀、第0个滚动 体载荷Q₀，有：

步骤6、由步骤2和步骤5，求得第j个滚动体载荷Q_j：

式中，1≤j≤m；

步骤7、由步骤3和步骤4，求得第j个滚动体载荷Q_j：

式中，m+1≤j≤n；

步骤8、第一轴承3径向静负荷F_r为：

F_r＝Q₀+2Q₁ cos β+2Q₂ cos(2β)+…+2Q_n cos(nβ)

式中，β为滚动体间夹角；F_r为径向静负荷；Q₀,…,Q_n为第0,…,n个滚动体 载荷；

步骤9、将步骤6和步骤7公式代入步骤8，可求得第一轴承3的最大滚针 负荷Q₀为：

式中，δ_j的值由步骤1确定。

所述步骤1～9成立的假设条件为：

假设1、第一轴承3的内外圈为刚性；

假设2、第一轴承3的零件几何形状为理想的正确形状；

假设3、不考虑轴承支座的影响；

假设4、序号0～n的滚动体承载，序号0～m的滚动体发生弹塑性变形，序 号m+1～n的滚动体只发生弹性变形；

假设5、滚动体承载个数n为奇数。

第一轴承3的塑形变形计算使用A.palmgren试验得出的半经验公式，对第 一轴承3线接触而言，公式为：

式中，ρ₁、ρ₂为接触体1、2的主曲率。

第一轴承3的弹性接触趋近量δ使用A.palmgren试验得出的半经验公式， 对于有限长圆柱体轴线至任一平面物体某一点距离的弹性接触趋近量δ₁，有：

式中，Q为载荷；l_we为有效接触长度。

当第0个滚动体与内外滚道的接触总塑性变形δ₀为75D_w/10000时，此刻按 权利要求1～8所求得的径向静负荷F_r，即为第一轴承3的最大径向静负荷F_{r max}。

本发明的工作过程：

轴承抗高过载配置下的承载特性评价方法，包括框架1、舵轴2、第一轴承 3、锁紧螺母4、连接销5、第二轴承6、定位螺钉7、滚珠丝杠组件8、第三轴 承9；

所述舵轴2外径与第一轴承3内径、第二轴承6内径轴孔配合，锁紧螺母 4通过连接销5安装于舵轴2外径上，锁紧螺母4两端分别与第一轴承3、第二 轴承6端面轴向定位，定位螺钉7安装于舵轴2后端，并与第二轴承6轴肩定 位；第一轴承3外径、第二轴承6外径与框架1通过轴孔配合、轴肩定位；滚 珠丝杠组件8通过第三轴承9安装于框架1内。

所述第一轴承3类型配置为圆柱滚子轴承，第二轴承6类型配置为向心关 节轴承，第三轴承9类型配置为双列满装角接触球轴承。

所述第一轴承3承载特性按最大径向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校 核，第二轴承6承载特性按额定动载荷、额定静载荷校核，所述第三轴承9承 载特性按最大轴向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校核；所述额定动载荷校 核按GB/T6391-2010执行，额定静载荷校核按GB/T4662-2010执行。

所述第一轴承3最大径向静负荷F_{r max}校核步骤为：

步骤1、求第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j：

式中，δ为无游隙时轴承内外圈相对位移；u_r为轴承径向游隙；β为轴承滚 动体间夹角；jβ≤90°；

步骤2、针对序号0～m的滚动体，有：

式中，δ_b为假定弹塑性变形的接触对弹性变形的大小；δ_ji为第j个滚动体 与轴承内圈(i表示内圈)接触的总变形量；δ_je为第j个滚动体与轴承外圈(e 表示内圈)接触的总变形量；D_w为滚动体直径；Q_j为第j个滚动体的载荷；l_we为有效接触长度；ρ_1i、ρ_2i、ρ_1e、ρ_2e为接触体1、2分别在主平面i、e中的主曲 率；

步骤3、针对序号m+1～n的滚动体，根据弹塑性材料初始屈服条件Tresca 条件，有：

式中，m+1≤j≤n；

步骤4、将步骤3中的第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j、第j个 滚动体载荷Q_j替换成第b个滚动体滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_b、第b个 滚动体载荷Q_b，有：

步骤5、将步骤2中的第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j、第j个 滚动体载荷Q_j替换成第0个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ₀、第0个滚动 体载荷Q₀，有：

步骤6、由步骤2和步骤5，求得第j个滚动体载荷Q_j：

式中，1≤j≤m；

步骤7、由步骤3和步骤4，求得第j个滚动体载荷Q_j：

式中，m+1≤j≤n；

步骤8、第一轴承3径向静负荷F_r为：

F_r＝Q₀+2Q₁ cos β+2Q₂ cos(2β)+…+2Q_n cos(nβ)

式中，β为滚动体间夹角；F_r为径向静负荷；

步骤9、将步骤6和步骤7公式代入步骤8，可求得第一轴承3的最大滚针 负荷Q₀为：

式中，δ_j的值由步骤1确定。

当第0个滚动体与内外滚道的接触总塑性变形δ₀为75D_w/10000时，此刻按 权利要求1～8所求得的径向静负荷F_r，即为第一轴承3的最大径向静负荷F_rmax。

Claims (10)

1.一种轴承抗高过载配置下的承载装置，其特征在于，包括：框架、舵轴、第一轴承、锁紧螺母、连接销、第二轴承、定位螺钉、滚珠丝杠组件、第三轴承；

所述舵轴外径与第一轴承内径、第二轴承内径轴孔配合，锁紧螺母通过连接销安装于舵轴外径上，锁紧螺母两端分别与第一轴承、第二轴承端面轴向定位，定位螺钉安装于舵轴后端，并与第二轴承轴肩定位；第一轴承外径、第二轴承外径与框架通过轴孔配合、轴肩定位；滚珠丝杠组件通过第三轴承安装于框架内。

2.如权利要求1所述的一种轴承抗高过载配置下的承载装置，其特征在于，所述第一轴承类型配置为圆柱滚子轴承。

3.如权利要求1所述的一种轴承抗高过载配置下的承载装置，其特征在于，所述第二轴承类型配置为向心关节轴承。

4.如权利要求1所述的一种轴承抗高过载配置下的承载装置，其特征在于，所述第三轴承类型配置为双列满装角接触球轴承。

5.如权利要求1所述的一种轴承抗高过载配置下的承载装置，其特征在于，所述第一轴承承载特性按最大径向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校核，第二轴承承载特性按最大径向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校核，所述第三轴承承载特性按最大轴向静负荷、额定动载荷、额定静载荷校核；所述额定动载荷校核按GB/T6391-2010执行，额定静载荷校核按GB/T4662-2010执行。

6.如权利要求1所述的一种轴承抗高过载配置下的承载装置，其特征在于，所述第一轴承、第二轴承、第三轴承失效形式包括塑形变形失效、低周疲劳失效、弹性变形。

7.根据权利要求1～5所述的一种轴承抗高过载配置下的承载装置承载特性评价方法，其特征在于，所述第一轴承最大径向静负荷F_rmax校核步骤为：

步骤1、求第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j：

式中，δ为不考虑游隙时轴承内外圈位移；u_r为轴承径向游隙；β为轴承两滚动体间夹角；且jβ≤90°；

步骤2、针对序号0～m的滚动体，滚动体发生弹塑性变形，有：

式中，δ_b为弹塑性变形的接触中，假定弹性变形的大小；δ_ji为第j个滚动体与轴承内圈接触的总变形量，i表示内圈；δ_je为第j个滚动体与轴承外圈接触的总变形量，e表示外圈；D_w为滚动体直径；Q_j为第j个滚动体的载荷；l_we为有效接触长度；ρ_1i、ρ_2i、ρ_1e、ρ_2e为接触体1、2分别在主平面i、e中的主曲率；

步骤3、针对序号m+1～n的滚动体，根据弹塑性材料初始屈服条件Tresca条件，有：

式中，m+1≤j≤n；

步骤4、将步骤3中的第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j、第j个滚动体载荷Q_j替换成第b个滚动体滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_b、第b个滚动体载荷Q_b，有：

步骤5、将步骤2中的第j个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ_j、第j个滚动体载荷Q_j替换成第0个滚动体与轴承内外圈接触的总变形δ₀、第0个滚动体载荷Q₀，有：

步骤6、由步骤2和步骤5，求得第j个滚动体载荷Q_j：

式中，1≤j≤m；

步骤7、由步骤3和步骤4，求得第j个滚动体载荷Q_j：

式中，m+1≤j≤n；

步骤8、第一轴承3径向静负荷F_r为：

F_r＝Q₀+2Q₁cosβ+2Q₂cos(2β)+…+2Q_ncos(nβ)

式中，β为滚动体间夹角；F_r为径向静负荷；Q₀,…,Q_n为第0,…,n个滚动体载荷；

步骤9、将步骤6和步骤7公式代入步骤8，可求得第一轴承3的最大滚针负荷Q₀为：

式中，δ_j的值由步骤1确定。

8.根据权利要求7所述的一种轴承抗高过载配置下的承载特性评价方法，其特征在于，所述步骤1～9成立的假设条件为：

假设1、第一轴承的内圈、外圈为刚性；

假设2、不考虑框架的影响；

假设3、定义序号0～n的滚动体承载，序号0～m的滚动体发生弹塑性变形，序号m+1～n的滚动体只发生弹性变形；

假设4、第一轴承3的滚动体承载个数n为奇数。

9.根据权利要求8所述的一种轴承抗高过载配置下的承载特性评价方法，其特征在于，步骤2、步骤5中，第一轴承的塑形变形计算使用A.palmgren试验得出的半经验公式，对第一轴承线接触，公式为：

式中，ρ₁、ρ₂为第一轴承的接触体的主曲率；

第一轴承的弹性接触趋近量δ使用A.palmgren试验得出的半经验公式，对于有限长圆柱体轴线至任一平面物体某一点距离的弹性接触趋近量δ₁，有：

式中，Q为载荷；l_we为有效接触长度。

10.根据权利要求9所述的一种轴承抗高过载配置下的承载特性评价方法，其特征在于，当第0个滚动体与内外滚道的接触总塑性变形δ₀为75D_w/10000时，此刻所求得的径向静负荷F_r，即为第一轴承的最大径向静负荷F_rmax。

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