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圓錐滾子軸承因具有承載能力大、剛性好、可同時承受軸向與徑向負荷、速度性能好等許多優(yōu)點而被廣泛應用于汽車、機床、鐵路、礦山等各種機械設備中。圓錐滾子軸承是為某公司重點配套的產(chǎn)品，客戶對軸承壽命有較高的要求，這就需要從設計、工藝上進行攻關。影響軸承壽命的因素很多，除了材料、熱處理、制造加工、工裝設備等，同軸承滾子-滾道凸型輪廓有很大的關系。進行凸度設計是減小應力集中、改善軸承壽命的一個重要手段。圓錐滾子軸承凸度設計包括凸型設計和凸度量設計，前者應盡量采用比較理想的凸型，而后者則取決于滾子載荷和長度。進行凸度設計，首先必須計算出滾子的最大觸載荷，而設計結(jié)果是否合理，還需要通過對滾子和滾道的接觸應力進行有限元分析來加以衡量，直至確定合理的套圈和滾子凸度量。
軸承同時受徑向力Fr和軸向力Fa的作用，需要對其極端工況進行分析。最惡劣的3種情形，如表1所示，其中α為軸承的接觸角，ε為載荷分布系數(shù)，ϕ1為載荷角。極端的工況可能使軸承接觸區(qū)域產(chǎn)生極大的應力，會加速軸承的疲勞破壞。對軸承滾子-滾道進行合理的凸度設計，可以減小這種的應力的影響。凸度量的大小可以通過仿真分析來判定其是否合理。
根據(jù)表提供的數(shù)據(jù)，經(jīng)過計算分析，這3種工況下，(Fr/Fa)tanα皆為0.8，ε皆為0.42886，ϕl皆為81.8182。以第1種工況為例，計算結(jié)果為：接觸滾子個數(shù)為11顆(為總數(shù)的1/2)，最大滾子載荷為17.129 kN。具體結(jié)果參閱表以及圖，其中D為軸承的外徑，εD為載荷分布系數(shù)。
從上面的分析來看，本產(chǎn)品的設計特征是：外載荷的變化盡可能保持(Fr/Fa)tanα的數(shù)值為常數(shù)，以保證各種工況下軸承的載荷角為定值，即：各種工況條件下，軸承承載滾子個數(shù)恒定，為滾子總數(shù)的1/2。
通過以上工況條件分析，得到了軸承的載荷分布，選取最大的載荷Qmax作為設計載荷，進行凸度設計，并把凸度分配在滾子和套圈上，進行合理的匹配。設計原則是：①軸承接觸應力應遠遠小于產(chǎn)生永久變形時的接觸應力4.0 GPa；②輕載時滾子、滾道接觸長度不小于滾子有效長度的70%，應有足夠的承載長度；重載時不出現(xiàn)應力集中，防止軸承過早疲勞剝落。
文獻中認為存在一種滾子輪廓可以產(chǎn)生印痕為矩形的壓力分布，這種輪廓符合一個對數(shù)方程。以滾子為例，其形狀如圖所示，由一段連續(xù)的特殊對數(shù)型曲線構成，圖中a為曲線偏移量；滾道凸型與之類似。將軸承內(nèi)、外圈以及滾子的凸度分為若干匹配等級，并在這幾個等級中選取數(shù)種特征凸度匹配(見表3)，進而對各種匹配關系進行有限元分析。
影響軸承接觸應力分布的結(jié)構參數(shù)和工況參數(shù)見表4。表中：Lwe為滾子的有效長度；Dw為滾子大頭直徑；Dwl為滾子小頭直徑；Dwe為滾子中心直徑；Z為滾子個數(shù)；α為軸承公稱接觸角；ϕ為滾子半錐角；β=α−2ϕ；Qmax為最大滾子載荷；Dpw為滾子節(jié)圓直徑。利用這些參數(shù)，可對軸承接觸應力進行計算。
應用Hertz理論的計算結(jié)果作為參考，以判斷滾子-滾道接觸應力狀況。
以上是以工況條件1為例，得到承受最大載荷的滾子接觸尺寸以及平均應力分析情況。
針對上面凸度匹配中的幾個級別特征匹配，進行有限元分析，以得到較為合理的凸度配合。凸度設計采用對數(shù)凸型，凸度量大小按照表3中的方案。以下依據(jù)特征凸度匹配對各種情況進行有限元分析，有限元模型如圖3所示。
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