毕业设计（论文）转盘轴承接触与变形研究.doc

转盘轴承接触与变形研究摘 要 转盘轴承主要用在起重、建筑工程机械及其他大型工程机械设备中，国内也对其进行了较多的相关研究。转盘轴承主要承受的是轴向力和倾覆力矩，然而在很多情况下，倾覆力矩是轴承的主要载荷。在倾覆力矩作用下，轴承的转角变形将很大地影响整个机械的刚度和工作精度等性能，所以有必要对转盘轴承力矩载荷承载和变形关系进行分析。同时，接触与变形是滚动轴承的一项重要性能指标，它影响到机器运转是否具有高效性、精确性、稳定性，甚至安全性。改进轴承的参数以达到轴承应力与变形的最小化是轴承行业关注的焦点之一。 本文对转盘轴承的弹性变形区和塑性变形区的接触与应力的关系进行分析，从而计算出在不同接触情况下的轴承最大接触应力。再通过对滚动体分别在轴向力和径向力的受力分析，进一步计算转盘轴承上滚动体的最大正应力和安全系数，从而提出提高转盘轴承承载能力的方法，以保证轴承的安全性。最后对转盘轴承在预紧时的过盈量进行探讨，探讨过盈量对滚动体的正压力的影响。通过分析得出结论：采用预紧过盈式装配的方法来提高转盘轴承承载能力时，预紧量必须严格控制，并且对滚圈等零件的加工精度有较高的要求。关 键 词：转盘轴承，安全系数，承载能力，过盈量 THE ANALYSIS ABOUT THE CONTACT AND DEFORMATION OF SLEWING BEARINGABSTRACTSlewing bearing primarily applies for the uprising machine and other large-scale machines,and our country also made more researches about it.As we known, the main load of the slewing bearing is the axial force and overturning moment. However,in many cases, the overturning moment is the main load.And under the action of the overturning moment, angular deformation will greatly affect the stiffness and precision of the entire machinery.For this reason, it is necessary to analyse the relation between the load and the deformation. Besides,contact and deformation of the slewing bearing is an important performance index to rolling bearing,which may decide whether the machine running has efficiency, accuracy, stability, and even security or not. Thus improving the bearing parameters to achieve the minimum bearing stress and deformation is the one of the focus of the bearing industry.This paper analyses the relation of contact stress in each elastic deformation zone and plastic deformation zone.Then it is possible to calculate the maximum contact stress in different contact cases.Through the force analysis of the rolling element, the maximum normal stress and the safety factor of the slewing bearing may be calculated. Making use of the result,the method to increase the carrying capacity of the slewing bearing has come out.Therefore,the safety of the slewing bearing could be guaranteed.At last,the purpose is to explore the magnitude of interference when the slewing bearing is preloaded.It is better to explore the effect of the magnitude of interference on the normal pressure of the rolling element. Through the analysis, it is concluded that when assembly by tightening the interference-type for improving the carrying capacity of slewing bearing,the magnitude of interference is strictly controlled.In addition,the rolling circle and other parts must have high requirements for precision.KEY WORDS：slewing bearing,carrying capacity, safety factor, magnitude of interference目 录前 言1第1章 绪论2§1.1 研究的目的和意义2§1.2转盘轴承的概况与现状2§1.2.1转盘轴承的发展及结构型式概述2§1.2.2国内外研究现状3§1.2.3研究方法和内容4第2章 转盘轴承的接触应力和变形5§2.1 在弹性变形区的关系5§2.2在塑性变形区的关系及许用接触应力8§2.3本章小结10第3章 转盘轴承滚动体的最大正应力及安全系数计算11§3.1 滚动体在轴向力和倾覆力矩作用下的受力分析11§3.2在径向力作用下滚动体受力分析15§3.3转盘轴承的最大接触应力和安全系数17§3.4本章小结19第4章 转盘轴承的载荷计算20§4.1转盘轴承的外负荷计算20§4.2转盘轴承承载能力的计算20§4.2.1滚动体载荷分布的计算20§4.2.2接触强度的计算22§4.2.3转盘轴承的承载能力分析22§4.3本章小结25第5章 转盘轴承的轴向间隙或预紧过盈量的探讨26§5.1考虑轴向间隙或预紧过盈量的计算26§5.2本章小结31结论和展望32参考文献33致谢35附录36前 言转盘轴承是近三十年发展起来的需要两部分相对回转运动的机械关键重要部件，转盘轴承主要用在起重、建筑工程等大型机械设备中，国内也对其进行了较多的研究。转盘轴承承受的是轴向力和倾覆力矩，而在很多情况下，倾覆力矩是轴承的主要载荷。在力矩作用下，轴承的转角变形将很大的影响整个机械的刚度和工作精度等性能，所以有必要对转盘轴承力矩载荷承载和变形关系进行分析。接触与变形是滚动轴承的一项重要性能指标，它影响到机器运转是否具有高效性、精确性、稳定性，甚至安全性。改进轴承的参数以达到轴承应力与变形的最小化是轴承行业关注的焦点之一。本文主要通过参考滚动轴承制造工艺学、回转支承、转盘轴承承载能力及额定寿命的计算方法、单排球式回转支承的承载能力分析、机械设计与制造等文献对转盘轴承的接触与应力进行分析，进一步计算滚动体上的最大正应力与安全系数。通过选型计算、设计计算确定满足承载要求的合理的结构型式和设计参数，并通过对转盘轴承的承载能力进行计算分析，确认其可靠性。并对轴承在预紧时的过盈量进行探讨，探讨过盈量对滚动体的正压力的影响，通过采用预紧过盈式转配的方法来提高承载能力。第1章 绪论单击此处添加第一级标题§1.1 研究的目的和意义 转盘轴承是近三十年发展起来的需要两部分相对回转运动的机械关键重要部件。它的应用范围从最早的挖掘机和起重机，逐渐发展到其他机械领域。主要应用于工程机械（挖掘机、装载机等）、港口机械、起重机械（汽车起重机、塔式起重机等）、冶金机械、军事装备（坦克、雷达、火箭发射台等）、化工机械及医疗机械、科研设备等领域1。为了适应不同的使用要求和使用条件，转盘轴承的结构型式在不断的发生变化，现今实际生产应用中主要结构型式有：四点接触单排球式、双排异径滚球式、交叉滚柱式、多排滚柱式等等。近年来，随着我国港口、工程、桥梁、矿山、铁路等建设的迅速发展，重点建设项目所需的起重、挖掘机械设备配套的转盘轴承的规格越来越大，而且对使用寿命、安全可靠性的要求也越来越严格。这就对转盘轴承的承载能力、承载复杂程度、造型计算、设计制造质量和服务提出了越来越高的要求。其次，转盘轴承承受的是轴向力和倾覆力矩，而在很多情况下，倾覆力矩是轴承的主要载荷。在力矩作用下，轴承的转角变形将很大的影响整个机械的刚度和工作精度等性能，所以有必要对转盘轴承力矩载荷承载和变形关系进行分析。接触与变形是滚动轴承的一项重要性能指标，它影响到机器运转是否具有高效性、精确性、稳定性，甚至安全性。改进轴承的参数以达到轴承应力与变形的最小化是轴承行业关注的焦点之一2。§1.2转盘轴承的概况与现状§1.2.1转盘轴承的发展及结构型式概述转盘轴承的发展迅速，从最早的柱式（中心枢轴式）转盘轴承、定柱式转盘轴承、转盘式转盘轴承一直演变到今天的滚动轴承式、滚圈式的转盘轴承，结构型式、性能特点等都发生较大的变化，这些装置与过去的转盘轴承相比，主要有下述优点3：（1） 运转轻便灵活，回转阻力小；（2） 结构紧凑，外形尺寸（主要是高度）小；（3） 维护方便，使用寿命长；（4） 由齿圈、密封和螺钉等组成，安装方便，又便于专业化集中生产；（5） 无中心枢轴，中部空间可安装其它部件。 转盘轴承和普通轴承一样，都有滚动体和带滚道的滚圈。但是，它与普通滚动轴承相比，又有很多差异，主要的有以下几点：（1） 转盘轴承的尺寸都大，其直径通常在0.410米，有的竟达40米。（2） 转盘轴承一般都要承受几个方面的负荷，不仅要承受轴向力、径向力，还要承受较大的倾覆力矩。因此，一套转盘轴承往往起几套普通滚动轴承的作用。（3） 转盘轴承的速度很低，通常在10转/分以下。此外，在多数场合下，转盘轴承不作连续回转，而仅仅在一定角度往返旋转。相当于所谓“摆动轴承”。（4） 在制造工艺、材料及热处理等方面，转盘轴承与滚动轴承有很大差别。（5） 通常，转盘轴承上带有旋转驱动用的齿圈以及防尘用的密封装置。（6） 转盘轴承的尺寸很大，不像普通轴承那样套在心轴上并装在轴承箱内，而是采用螺钉将其紧固在上、下支座上。§1.2.2国内外研究现状我国研制转盘轴承产品历史较短，从最早的中心枢轴式逐步演变到现有的结构紧凑、运转灵活承载能力大的齿圈式结构。目前在生产实际应用中最普遍、最典型的有四点接触单排球式、双排球式、交叉滚柱式、三排滚柱式四种类型。国内对转盘轴承研究和制造较早的有天津机械研究所、徐州回转支承厂和洛阳轴承厂。经过今年的发展，目前已形成我国研制开发生产转盘轴承的三大专业厂家：徐州回转支承厂、山东莱阳重型机械厂、马鞍山回转支承厂。他们对转盘轴承产品都有一定的研究。产品主要应用于中小型的工程机械、建筑塔式起重机械及矿山、冶金、化工等机械；对于大型复合转盘轴承产品的研究都在起步阶段，山东莱阳重型机械厂对转盘轴承产品的开发虽晚几年，因与国内外科研院所工厂合作，积累了丰富的经验，发展速度最快，有条件研制大型较复杂的转盘轴承产品。国外对转盘轴承产品的研究较早，技术也比较成熟成熟先进。转盘轴承大多由专业化的公司计划制造，各公司都有自己的结构型式和规格系列，主要有德国克虏伯公司、RotheErde-Schmledag AG公司（HRS公司）、英国TEPEREX泰伯雷克斯公司、日本的不二越、小松公司等。其中德国克虏伯公司最著名，可研制直径0.35-40m的转盘轴承。罗特爱德公司为某油田采油船设计的六排滚柱式转盘轴承，滚圈分四段组装，滚道中心直径11.5m，主机最大起重量2500吨，最大倾覆力矩8×104千牛米4。我国的转盘轴承特别是大型较复杂转盘轴承的研究水平与国外先进技术存在一定的差距。大型化、可靠性和安全性较高的组合式转盘轴承标志着转盘轴承的制造水平，也是今后转盘轴承能否占领、拓宽市场的关键。§1.2.3研究方法和内容 本文以转盘轴承为研究对象，通过建立数学模型，对转盘轴承的接触应力与变形两者进行分析研究，同时对轴承滚动体上的最大正应力和安全系数进行分析讨论。通过选型计算、设计计算确定满足承载要求的合理的结构型式和设计参数，并通过对转盘轴承的承载能力进行计算分析，确认其可靠性。并对轴承在预紧时的过盈量进行探讨，探讨过盈量对滚动体的正压力的影响，通过采用预紧过盈式转配的方法来提高承载能力。第2章 转盘轴承的接触应力和变形单击此处添加第一级标题§2.1 在弹性变形区的关系 两个弹性体在自由状态下接触的形式为点接触和线接触，受压变形后为面接触，其曲率与受压前稍微不同5。在滚球式转盘轴承中，滚球与滚道接触面的投影是椭圆形，椭圆的两个长半轴的长度是两接触体的曲率、弹性模数及压力的函数。 为了表示两个接触体的曲率，现将两个接触体分为接触体1和接触体2，同时将主平面分为主平面1和主平面2（二者相互垂直）。这两个平面应分别包含接触点表面的最大和最小曲率。 以下用12分别代表物体1在主平面2上的曲率和曲率半径；用21分别代表物体2在主平面上的曲率和曲率半径。根据赫兹理论，在弹性范围内计算接触应力和变形的步骤如下所述。首先求： (2-1) 式中： (2-2)根据可求得表征两个接触体间应力分布的系数、及之值。此时的正负是不重要的，可以不考虑。图2-1表示与、及的对应关系。图 2-1 、及2K/与cos的关系1.点接触 在点接触情况下，椭圆接触面的长轴半径： (2-3) 短轴半径： (2-4) 接触椭圆的面积： (2-5) 式中：E弹性模数，MPa； m波桑系数； P接触点上的压力值，N。 最大接触应力出现于接触面的中点，它为平均应力的1.5倍。故 (2-6)2.线接触 假设两个轴线平行的圆柱体，在P力作用下相互压紧，设l0为接触长度，按照赫兹理论，矩形接触面的半宽为： (2-7) 由于两接触体在轴线平面中的曲率均为零，故线接触的曲率和为： (2-8) 矩形接触面的面积为： (2-9) 最大接触应力为： (2-10)3.两个钢质物体接触应力的简化计算 对于一定的接触条件，假如将曲率变量、及综合为常数，则赫兹方程可以得到简化。这些常数可以作为轴向截面的曲率比及滚动放心的曲率比的函数来表示。 点接触接触应力的计算公式可简化为： (2-11) 线接触接触应力的计算公式可简化为： (2-12) 式中：为接触应力常数。单击此处添加第三级标题单击此处添加正文§2.2在塑性变形区的关系及许用接触应力赫兹理论仅适用与弹性变形区。图2-2为理论计算和实验得到的赫兹接触应力的对比。从图中可以看出，只有在低和中等应力区域内，计算值才和实验值相符。当单位负荷很高时，计算值和实验值的差距逐渐加大。这是由于不断增高的塑性变形引起的。可以认为，在弹性去内轴承能够很好的承受静载荷，但从图中可知，弹性区和塑性区之间没有一条明显的界限。由于赫兹理论不可能包括塑性变形状态，因此很多研究致力于确定负荷、塑性变形和曲率比之间的关系。作为一个对比的方法，类似于弹性区那样，在塑性变性去仍然引用赫兹计算接触应力这一概念。假如塑性变形b与滚动体直径d0有关，则可用b /d0来代表单位塑性变形。b为两个物体在一个接触点处发生的塑性变形之和。试验证明，在接触条件保持不变的情况下，单位塑性变形b /d0随着负荷增长的幂函数而增长。另一方面，b /d0也随着曲率比的降低而增加。图 2-2 接触应力的计算值和测定值假如在某种情况下，单位塑性变形b /d0允许为一定的数值，可求得相应的允许接触应力max。对于点接触有： (2-13)对于线接触有： (2-14) 在实践中，通常取滚动体和滚道的总永久变形b为滚动体直径的0.01%时的负荷，作为滚动轴承的允许静承载能力。式(2-10)和(2-11)是指滚动体及滚道的硬度均为HV750时的关系。若接触体的硬度与上述不同，则允许接触应力需乘以硬度系数来予以修正。此时对于点接触有： (2-15)对于线接触： (2-16)硬度系数： (2-17)图2-3列出了布氏、维氏、洛氏硬度三者的对照关系。图2-3 几种硬度对照表§2.3本章小结 不同类型轴承，其滚圈和滚道的接触形式也不同，对于不同的接触类型它们的接触应力计算方式也不同。同时，在弹性变形区和塑性变形区的计算方式也不同。第3章 转盘轴承滚动体的最大正应力及安全系数计算单击此处添加第一级标题§3.1 滚动体在轴向力和倾覆力矩作用下的受力分析为了简化计算，不考虑滚动体与滚道之间的间隙，同时假定支承为上、下参数对称型，并忽略径向力Hp的影响，在轴向力Gp和倾覆力矩M的作用下，滚动体和滚道轴向接触变形的分布如图3-1所示。图(b)表示只有中心轴向力Gp作用时的变形，变形量为TA。图(c)表示只有倾覆力矩M作用时的变形，最大变形量为D/2。图(d)表示轴向力和倾覆力矩M共同作用时的变形，最大变形量当Ø=0时为Amax1，当Ø=180时为Amax2，转盘轴承轴线投影处的变形量为TA。图3-1 各滚动体上轴向接触变形的分布(a)受力图；(b)、(c)、(d)不同类型负荷作用下的变形；(e)滚动体分布根据几何关系得： (3-1) (3-2) 式中：在负荷作用下，支承滚圈的倾斜角，弧度。与负荷最大的滚动体相距角处，滚动体上的轴向变形为： (3-3)将式(3-1)代入(3-3)中得： (3-4) 式中：表示负荷区域参数，其值可从图3-1(d)求得。 由图3-1(d)可知： 故： (3-5)在式(3-3)中，当时： (3-6) 式中：表示在和共同作用下，转盘轴承轴向变形为零的地方滚动体所处的角坐标。当在左边，即时，以代替式(3-4)中的，以代替 ，以代替得： (3-7) 式中： (3-8) 对于图3-1(d)右半部的情况，将式(3-4)代入公式(3-9)，得到位于角度处的任意滚动体上的轴向作用力为： (3-10) 对于(3-9)式中，为轴向接触刚度常数，为滚动体与滚道在两个接触点上轴向接触变形之和。同理，对于图3-1(d)左半部的情况，可得： (3-11) 由于转盘轴承的变形是连续变化的，可认为单位长度上的载荷变化也是连续的，由此可得图3-1(d)右半部的总轴向力： (3-12) 式中：为单位弧长上的轴向载荷, 为用来承受一个方向轴向力的滚动体数目；，对于四点接触单排球，双排球式转盘轴承，；对于三排滚柱式和交叉滚柱式转盘轴承。 对于图3-1(d)左半部的情况，令，同理可得： (3-13)令 (3-14) (3-15)则： (3-16) (3-17)根据静力平衡条件 (3-18)令和分别为图3-1所示右半部和左半部受载最大的滚动体上的最大正压力。引入接触角，有及。故得： (3-19)又 (3-20)同样，将接触角引入得： (3-21)按Simposn近似积分法，设定一系列的和值，用电子计算机即可求得与之相应的一系列数值。利用这些数值，按式(3-19)和(3-20)即可求得在轴向力和倾覆力矩作用下，滚动体受到的最大正压力值。§3.2在径向力作用下滚动体受力分析现在分析只有径向水平力作用时滚动体上的受力情况(图3-2)。由于假定内、外滚圈为据对刚体，只在滚动体和滚道接触处产生弹性接触变形，故在径向水平力的作用下，滚圈平移了一个距离。为了便于分析，暂按接触角来考虑6。此处为处于力作用线上的受负荷最大的滚动体与滚道接触变形之和。图3-2 在径向负荷HP作用下各滚动体的负荷分布从图中可知，当时，接触变形；当时，；当时，其变形量随角的变化而变化，其值为： (3-22)由公式可知： (3-23) 其中：滚动体与滚道接触法向载荷(N)； 滚动体在两个接触点上与滚道接触变形之和； 接触刚度常数； 非线性指数，对滚球取1.5，对滚柱取1.1； 任意滚动体上所受的径向力； 沿力作用线上最大受载滚动体上所受的径向力。 由于单位弧长上的负荷是连续变化的，故滚道上各滚动体沿力作用线方向分力的总合力为： (3-24) 式中：， 对于四点接触单排球，双排球式转盘轴承，； 对于三排滚柱式和交叉滚柱式，。 根据静力平衡条件，对四点接触球式及等径双排球式转盘轴承，引入接触角，则有： (3-25)查附图3得，当时，=0.2288，于是可得：；考虑到存在间隙及滚圈的变形，取4.375，则有： (3-26)同理，对于交叉滚柱式转盘轴承也有： 式中：为承受一个方向轴向力的滚子数目。 根据式(3-19) 、(3-21)和(3-26)，将滚动体上由和引起的最大正压力合由引起的最大正压力相叠加，得到承受主要轴向力的滚道上滚动体的最大正压力： (3-27)式中： (3-28)§3.3转盘轴承的最大接触应力和安全系数 在根据上节所述计算出滚动体上的最大正压力后，即可按(2-10)或(2-11)求点接触或线接触的最大接触应力；按式(2-12)或(2-13)求点接触或线接触的允许应力7。 对于点接触，转盘轴承的安全系数： (3-29) 对于线接触，转盘轴承的安全系数： (3-30) 下面以交叉滚柱式转盘轴承为例：滚柱分布圆直径mm；滚柱直径mm；滚柱数；1:1交叉排列； 接触角；滚道淬火硬度HRC=55。其承受计算载荷为：轴向力N；倾覆力矩Nm；径向力N。求其滚动体上的最大接触应力及安全系数。解：(1)求系数，轴向负荷偏心距 (mm) 按查附图2得，； 再按，查附图2得。(2)按式(3-27)求滚动体上的最大正压力 则可求得(N)(3)按式(2-11)求得最大接触应力 查附图1得,mm (MPa)(4)按式(2-15)求允许接触应力 取可得HRC55HV625，按式(2-16)得 (MPa)(6)按式(3-30)求安全系数§3.4本章小结根据转盘轴承分别在轴向力和径向力作用力下的受力分析，从而求出此时滚动体的最大正压力。进一步计算求出转盘轴承的最大接触应力，对比许用接触应力，求出转盘轴承的安全系数，从而校对转盘轴承的安全性。第4章 转盘轴承的载荷计算§4.1转盘轴承的外负荷计算 转盘轴承的强度计算的先决条件是求取支承上所承受的负荷，主要包括总轴向力Fa，总倾翻力矩M，在力矩M作用平面中的总径向力Fr8。 由于主杌工作条件复杂，因此在计算上述诸力时，应同时充分考虑影响交承强度和寿命的其他因素，主要包括： (1)作用在设备上的力有设备自重静负荷、工作负荷和动负荷、风力、旋转驱动齿轮的啮合力等。 (2)进行超负荷的情况，一般是用1.25倍额定负荷进行试验的。 (3)对多种计算位置和负荷的组合，须从这些组台中找出对转盘轴承影响晟严重的负荷条件。 (4)负荷的冲击性质如何，对转盘轴承也有较大的影响。(5)负荷的频率及最大负荷出现的概率不同，对转盘轴承有一定的影响。§4.2转盘轴承承载能力的计算§4.2.1滚动体载荷分布的计算 滚动体载荷分布的求解是进行接触强度计算和工作寿命计算的基础。根据计算方法的不同可以分为下面两种解法。1.解析求解法 解析求解法假设转盘轴承仅承受轴向力和倾覆力矩，且内、外圈问不发生相对径向位移9。这种简化假设虽能大大降低计算难度，提高求解速度，但由于套圈沿径向的静平衡条件未能满足，因此，解析求解法求得的滚动体载荷通常偏大。由于在绘制转盘轴承的承载曲线时需要计算数十种载荷条件，为提高计算速度，可采用解析求解法。2.数值求解法 数值求解法则可适用于各种受力情况。虽然该法的求解速度较低，但计算精度较高。因此，在进行接触强度校核和工作寿命计算时，采用数值解法以便获得更高的计算精度10。下面以四点接触球轴承为例介绍数值求解法。 假定外圈固定不动，当轴承内圈受到轴向力Fa，径向力Fr，和倾覆力矩M的同时作用时，会相应地产生轴向位移a，径向位移r，和转角。设角度是受载荷最大的钢球与其他钢球之间的夹角。轴承在受载之前，任意角位置处内外圈沟曲率帆心的距离均相同，称为原始沟心距A，则。四点接触球转盘轴承内、外圈上均有两组沟道。主要承受轴向力的沟道称为主推力沟道，另一沟道则称为辅推力沟道。轴承受载后，主、辅推力沟道的沟心距均发生了改变。在任意角位置处，主、辅推力沟道的沟心距，分别改变为 (4-1) (4-2) (4-3)式中：原始接触角； 球组节圆直径； 钢球直径。钢球与主、辅推力沟道的总的弹性变形量等于内圈发生位移后的沟心距与原始沟心距之差，即：； (4-4) 根据赫兹接触理论，作用于钢球上的载荷与钢球和内外沟道间总的弹性变形量之间存在如下关系：；,是变形常数。若，则。由此可求出任意角位置处钢球的载荷。 主推力沟道上钢球的载荷 (4-5) (4-6) 内圈发生位移后，不同角位置处钢球的接触角，也会发生改变，主推力沟道钢球的接触角变为 (4-7) (4-8)辅推力沟道钢球的接触角变为 (4-9) (4-10)建立内圈的静力学平衡方程组，即所有钢球作用在内圈上的力应与外力相平衡。 (4-11) (4-12) (4-13) 式中：和分别为主、辅推力沟道上球组节圆直径。上面3式构成的方程组是以内圈位移量为未知量的三元非线性方程组。当给定外载荷时，运用方程组的数值解法解得、，然后利用(1)和(2)式即可求出钢球的载荷分布。§4.2.2接触强度的计算 运用滚动体载荷分布的数值求解法，根据Hertz接触理论可以求出滚动体的最大接触应力。转盘轴承的静安全系数是指其额定静载荷与当量静载荷的比值。转化成接触应力时，对球轴承；对滚子轴承。是指滚动体的许用接触应力。不同类型的机械对的值有相应的要求。在进行转盘轴承设计时，应根据实际载荷情况，适当调整轴承的设计参数，以满足对的要求。§4.2.3转盘轴承的承载能力分析 额定静负荷容量和额定动负荷容量的大小决定了转盘轴承的承载能力和使用寿命。由于转盘轴承承主要在缓慢摆动或较低转速的状态下工作，在这种情况下，如果滚动体与滚道的接触面上接触应力过大，将产生塑性变形。所以，针对这种失效形式，在选用转盘轴承时，应对转盘轴承进行静载荷计算，按额定静容量来选择支承尺寸11。下面以单排球式转盘轴承为例进行分析。 1.当对单排球式转盘轴承内、外滚圈上各有两条滚道。每个滚圈上的两条滚道，是由两端圆弧构成的，其中心并不重合，从而构成接触点和接触角。该轴承主要用以轴向载荷为主、倾覆力矩较大的场合。 2.当两个接触物体均为钢时，根据Palmgren的简化计算12，接触面内的最大接触应力由下式可求得： (4-14) 式中：载荷，N. (4-15) (4-16) 式中：为接触物体的主曲率，1/mm；下角1、2表示两接触物体；下角、为主曲率所在的平面。、由两物体的接触尺寸，即所决定的系数，通常通过图表查出3.承载能力计算 通过计算转盘轴承内部的载荷分布及赫兹接触应力，可以推导出额定静容量的计算式13。由于滚动体与内圈的接触条件比外圈恶劣，因此，只需以内圈为谈论对象。 根据公式(4-16)，可计算如下： 首先设滚道直径与滚动体直径之比为，即： (4-17) 式中：滚道中心直径，mm；