三、轴承设计

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机械设计基础--第十一章(轴承)

Fundamentals of Machine Design
（第十一章）
第十二章轴承
一、基本内容及学习要求二、学习指导三、典型实例分析四、复习题五、复习题参考答案
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一、基本内容及学习要求
1．基本内容 ⑴ 滑动轴承的结构类型及特点； ⑵ 轴瓦的材料与结构； ⑶ 滑动轴承的润滑； ⑷ 非液体摩擦滑动轴承的计算； ⑸ 滚动轴承的类型及特点，滚动轴承的代号； ⑹ 滚动轴承的类型选择； ⑺ 滚动轴承的失效形式； ⑻ 滚动轴承的疲劳寿命计算和静强度计算。
二、学习指导
4. 轴瓦。轴瓦是滑动轴承中的关键零件，其工作表面既是承载表面，又是摩擦表面。因此，轴瓦的材料选取是否适当以及结构是否合理，对滑动轴承的性能将产生很大的影响。
⑴ 轴瓦和轴承衬的材料
① 对轴承材料的基本要求是：要有足够的强度；良好的减摩性和耐磨性；良好的塑性、顺应性和嵌入性；良好的导热性和抗胶合性。
b) 钠基润滑脂：有较好的耐热性（使用温度可达 140oC ），但耐水性较差；
c) 锂基润滑脂：其耐热性和耐水性都较好，使用温度在－20oC~150oC 。
二、学习指导
润滑脂常用于低速、重载和为避免润滑油流失或不易加润滑油的场合。
润滑脂的主要性能指标是针入度和滴点。针入度表示润滑脂的粘稠程度，它是用150g的标准圆锥体放于25oC的润滑脂中，经5s后沉入的深度（单位为 0.1mm）表示。针入度愈小，则润滑脂越粘稠。滴点是指润滑脂在滴点计中受热后滴下第一点油时的温度，滴点标志润滑脂的耐高温能力。选用时应使润滑脂的滴点高于工作温度20oC以上。
二、学习指导
③ 固体润滑剂。固体润滑剂有石墨、二硫化钼（MoS2）、聚四氟乙烯等。它通常与润滑油或润滑脂混合使用，也可以单独涂覆、烧结在摩擦表面形成覆盖膜，或者混入金属或塑料粉末中烧结成形，制成各种耐磨零件。石墨性能稳定，在 350oC 以上才开始氧化，并可在水中工作。聚四氟乙烯摩擦因数低，只有石墨的一半。二硫化钼吸附性强，摩擦因数低，适用温度范围广（－60oC~300oC ），但遇水后性能会下降。

圆柱滚子轴承公差设计

圆柱滚子轴承公差设计摘要圆柱滚子轴承是工业中常用的一种轴承类型，其主要作用是承受旋转机械装置的轴承负荷并实现相对旋转运动。

其公差设计是确保轴承能够在高速高精度运转的关键因素之一。

本文将从圆柱滚子轴承的构成要素入手，介绍其公差设计的基本原理和关键技术，并结合实例进行详细讲解，以期为工程技术人员提供一定的参考价值。

关键词：圆柱滚子轴承；公差设计；构成要素；基本原理1．引言圆柱滚子轴承是一种广泛应用于工业机械设备中的重要零部件，其主要功能是传递旋转运动轴承载荷，减小磨损和摩擦。

圆柱滚子轴承具有承受重载、高速转动、高刚度和高精度等特点，常用于汽车、机床、冶金和航空等领域。

在工程实践中，无论是设计师还是制造人员，都需要对圆柱滚子轴承的公差设计有所了解。

公差设计是确保轴承能够在高速高精度运转的关键之一。

它不仅决定着轴承的性能和寿命，还影响着整个机械装置的精度和可靠性。

因此，对于工程技术人员来说，掌握圆柱滚子轴承公差设计的基本原理和关键技术，具有重要的理论和实践意义。

2．圆柱滚子轴承的构成要素圆柱滚子轴承的构成要素主要包括外圈、内圈、滚子、保持架和密封件等。

其中，外圈和内圈为承受载荷的环形部件，滚子则是承受载荷的滚动元件。

保持架主要用于分离和引导滚子，保持其均匀间隔分布。

密封件则起着封闭和保护轴承的作用。

这些构成要素的公差设计的好坏直接影响着轴承的性能和寿命。

2.1 外圈外圈是承受载荷的环形部件，其公差设计旨在确保其与轴承座的配合间隙与受力情况相适应，保证外圈能够在旋转运动中承受载荷而不产生过大的变形和磨损。

外圈的公差设计主要包括直径公差、圆度公差和圆跳动等。

2.2 内圈内圈也是承受载荷的环形部件，其公差设计的目的是确保其与轴的配合间隙与受力情况相适应，保证内圈能够在旋转运动中承受载荷而不产生过大的变形和磨损。

机械设计基础-13.6滚动轴承的组合设计

第六节滚动轴承的组合设计滚动轴承的组合设计的内容包括：轴承的定位和紧固、轴承的配置设计、轴承位置的调节、轴承的润滑与密封、轴承的配合以及轴承的装拆等问题。

（一）支承部分的刚性和同心度：若座体刚度低，则滚动体受力增大，因此，应适当增加壁厚、采用加强筋，并使轴承座孔同心，减小轴的偏转。

（二）轴承的配置（轴系固定）：支承部件的主要功能是对轴系回转零件起支承作用，并承受径向和轴向作用力，保证轴系部件在工作中能正常地传递轴向力以防止轴系发生轴向窜动而改变工作位置。

为满足功能要求，必须对滚动轴承支承部件进行轴向固定。

固定的目的：当轴受到外载荷作用时，使轴有正确的位置、防止轴的轴向窜动以及轴受热膨胀后将轴承卡死。

固定方法：两端固定、一端固定一端游动、两端游动。

1、双支点单向固定（两端固定）：两个轴承各限制一个不同方向的轴的轴向移动（只固定内、外圈相对的一个侧面）。

适用于较短的轴系（跨距≤400）温升不高的场合。

为了补偿轴的受热膨胀，装配时应留有一定的轴向间隙。

(a) (b)图所示为两端固定方法，每个支点的外侧各有一个顶住轴承外圈的轴承盖，它通过螺钉与机座联接，每个轴承盖限制轴系一个方向的轴向位移，合起来就限制了轴的双向位移。

轴向力FA的力流路线是通过轴肩、内圈、外圈及轴承盖来实现的。

图(a)为采用深沟轴承的结构，只能承受少量的轴向力；图(b)为采用角接触轴承的结构，可承受较大轴向力。

这种支承形式属功能集中型，每个轴承均承受径向力、轴向力的复合作用，简化了支承结构。

轴系部件工作时，由于功率损失会使温度升高，轴受热后伸长，从而影响轴承的正常工作。

因此支承部件结构设计时必须考虑热膨胀问题。

a、预留轴向间隙对于上图所示的两端固定结构型式，其缺陷是显而易见的。

由于两支点均被轴承盖固定，当轴受热伸长时，势必会使轴承受到附加载荷作用，影响轴承的使用寿命。

因此，两端固定型式仅适合于工作温升不高且轴较短的场合(跨距L400mm)，还应在轴承外圈与轴承盖之间留出轴向间隙C，以补偿轴的受热伸长。

机械设计基础第十三章轴承

(2) 滑动速度大→粘度较低的润滑油。 (3) 粗糙或未经跑合的表面→粘度较高的润滑油。 (4) 参考表13-2。
油性：指润滑油吸附在接触表面的能力非全液体润滑时，润滑油的油性对防止金属磨损起着主要作用。
润滑脂选择原则：
(1) 轻载高速时选针入度大的润滑脂，反之选针入度小的润滑脂。
(2) 所用润滑脂的滴点应比轴承的工作温度高约20~30℃。
3、固体润滑剂轴承在高温，低速、重载情况下工作，
不宜采用润滑油或脂时可采用固体润滑剂。常用：石墨、聚四氟乙烯、二硫化钼、二硫化钨等。
使用方法： (1) 调配到油或脂中使用； (2) 涂敷或烧结到摩擦表面； (3) 渗入轴瓦材料或成型镶嵌在轴承中使用。
选择粘度时，应考虑如下基本原则：
(1) 压力大、温度高、载荷冲击变动大 →粘度大的润滑油。
例：机床、发电机、轧钢机、大型电机、内燃机、铁路机车、仪表等。
§13—2 滑动轴承的结构
一、向心滑动轴承
1、整体式向心滑动轴承
2、剖分式向心滑动轴承
适于低速、轻载或间隙工作的机器。 3、自动调心式向心滑动轴承
剖分式径向滑动轴承装拆方便，轴瓦磨损后可调整剖分面处的垫片来调整轴承间隙。
4、调隙式向心滑动轴承
→硬晶粒起耐磨作用，软基体则增加材料的塑性。
特点：嵌入性、顺应性最好，抗胶合性好，但机械强度较低。
∴ 作为轴承衬浇注在软钢或青铜轴瓦的表面。——价格较贵
(5) 多孔质金属材料（粉末冶金）——含油轴承原理：利用铁或铜和石墨粉末、树脂混合经压型、烧结、整形、浸油而制成。
特点：组织疏松多孔，孔隙中能大量吸收润滑油， ∴ 称含油轴承，具有自润滑的性能。
间歇供油: 油壶或油枪
连续供油: (1) 滴油润滑可调节油量!

机械设计基础滚动轴承

较高低
2’~4’ 不允许
能承受较大旳径向。因线性接触，内外圈只允许有小旳相对偏转。除U 构造外，还有内圈无挡边(NU)、外圈单挡边 (NF)、内圈单挡边(NJ)等型式
只能承受径向载荷。承载能力大，径向尺寸特小。一般无保持架，因而滚针间有摩擦，极限转速低。
几点阐明：因为构造不同，各类轴承旳使用性能也不相同，现阐明如下。
设计：潘存云
主要承受径向载荷，
同步也能承受少许
中
轴向载荷。因为外
2˚ ~3˚ 滚道表面是以轴承
中点为中心旳球面，
故能调心。
表16-2 滚动轴承旳主要类型和特征（续）
轴承名称、类型及代号
构造简图承载方向极限转速允许角偏差
主要特征和应用
调心滚子轴承 20230C
设计：潘存云
能承受很大旳径向载荷
前置代号
基本代号共5位
（成套轴承分部件代号
0
）
类
尺寸系列代号
型
宽(高)度直径系列
代系列代号代号
号
后置代号或加
注：
代表字母；
代表数字
1. 前置代号----成套轴承分部件代号。是轴承代号旳基础，有三项 2. 基本代号：表达轴承旳基本类型、构造和尺寸。
类型代号 ----左起第一位，为0（双列角接触球轴承）则省略。
6 2 2 03
轴承内径 d=17 mm 直径系列代号，2(轻)系列宽度系列代号，2(宽)系列深沟球轴承 7 (0) 3 12 AC / P6
公差等级6级公称接触角 α=25˚ 轴承内径 d=12×5=60 mm 直径系列代号，3(中)系列宽度系列代号，0(窄)系列，代号为0，不标出角接触球轴承

内圈带锥度的轴承

内圈带锥度的轴承
内圈带锥度的轴承是一种特殊设计的轴承，其中内圈的一个端面具有一定角度的锥形结构。

这样的设计允许轴承更好地适应轴的锥形配合面，从而实现轴承与轴之间的紧密配合。

锥度的存在也便于轴承的安装和拆卸。

根据您提供的信息，这里介绍一下锥度轴承的几个关键点：
1. 锥度标准：
- 常见的锥度标准有1:12和1:30。

例如，若内圈的锥度是1:12，这意味着每12毫米的轴向距离，直径增加1毫米。

- 其他锥度标准可能存在，具体取决于设计要求和应用场景。

2. 锥度计算：
- 内圈大孔尺寸（d1）可以通过内径（小孔，d表示）和内径（大孔）以及宽度（B表示）来计算。

公式示例为 d1 = (d + B×1/12)，针对1:12锥度的情况。

3. 轴承型号：
- 在一些情况下，轴承型号后会包含代表锥度的特定代码，例如“K”表示1:12锥度。

4. 安装方式：
- 带锥度的内圈可以使用特定工具（如压力机、热装等
方法）安装到锥形轴上。

- 安装时需注意不要损伤轴承的锥面和配合面。

5. 应用领域：
- 这类轴承广泛应用于需要精确定位和调整角度的工业设备中，如调心滚子轴承（Category III bearings）。

6. 轴承结构：
- 除了内圈带锥度外，这类轴承可能还有其他特殊设计，如调心功能，以适应轴的偏斜。

了解这些关键点有助于工程师或采购人员在选型和使用锥度轴承时做出更明智的决策。

在实际操作中，建议参照厂家提供的详细技术资料和安装指南，以确保轴承的正确安装和长期稳定运行。

机械设计滑动轴承

3）铝基合金 —— 耐腐蚀性好，疲劳强度较高摩擦性较好 4）灰铸铁及耐磨铸铁 —— 具有减磨性、耐磨性，性脆、磨合性差，轻载、低速 5）多孔质金属材料 —— 不同金属粉末压制、烧结而成 —— 吸油（自润滑性）——含油轴承韧性小，平稳、无冲击中低速 6）非金属材料塑料、碳— 石墨、橡胶、木材等
p 6ηV = 3 (h h0 ) x h
A< 0
不能承载
4、形成流体动力润滑的必要条件 1）两运动表面间具有楔形间隙； 2）两表面应有相对速度，速度的方向是将油由大口带向小口； 3）润滑油应有一定的粘度，且要充分
二、径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程 F F F n n
n=0
n≈0 Ff与 n反相
4、润滑油的粘－温特性
粘 -温曲线
5、零件润滑方法旋套式
油环润滑
油芯油杯旋盖式油脂杯
针阀油杯
§2 滑动轴承类型、轴瓦结构及材料
一、滑动轴承类型
承载形式: 径向轴承(承受径向载荷)
止推轴承(承受轴向载荷)
滑动轴承
润滑状态：不完全液体润滑轴承（不许干摩擦）
2、失效形式与设计准则失效形式：承载油膜破裂。设计准则：保证液体润滑，hmin≥[h] 同时，因Δt↑→η↓→油膜破裂：限制Δt 3、承载能力计算推导思路 1）将直角坐标系的雷诺方程转换极坐标系 2）求任意位置的油膜压力 3）pφ 在 F 方向上的分量 pφy 4）求单位宽度上的油膜承载能力 5）考虑轴承端泄，进行修正承载能力
y
η——动力粘度 y 长、宽、高各1米的液体，上下板相对滑动速度 1 m/s ，需要的切向力为 1 N 时，即 η=1 Ns/m2 （1Pa s — 帕秒）动力粘度国际制单位（SI）：

机械设计滚动轴承的工作情况

固定套圈上某一点的受载情况
轴承的转动套圈转动套圈的任意一点进入承载区后才受到载荷作该点与一个滚动体接触受载一次，用，该点与一个滚动体接触受载一次，且载荷由 0 再减小到0 增大到 Pi 再减小到。故某一点上所受载荷为周期性不稳定变化，与滚动体受载类似。性不稳定变化，与滚动体受载类似。
工作时，工作时，轴承各个元件上载荷及产生的应力是时时变化的，应力是时时变化的，而固定套圈受载最大处的工作状态最为恶劣。的工作状态最为恶劣。
§13-4 滚动轴承的工作情况
1 轴承工作时轴承元件上的载荷分布 2 轴承工作时轴承元件上的载荷及应力变化 3 轴向载荷对载荷分布的影响
1 轴承工作时轴承元件上的载荷分布（以
向心轴承为例）向心轴承为例）
轴承内外圈几何形状不变，状不变，因接触处的接触变形使内圈下沉 δ0 ，各滚动体均匀分布，各滚动体均匀分布，相邻两滚动体夹角为 γ ，那么，那么，各滚动体的径向接触变形量为量为：接触变形量为：
i=1
n
如果只有最下面的一个滚动体受载，受载，则
iγ =0
Fa =Fd = Fr tan α
Fa = Fd = ∑ Fdi ↑
i =1 n
当n↑时，在同样的下，时在同样的Fr下
Fa = Fd > Fr tgα
结论：结论： ①向心推力轴承（角接触球轴承及圆锥滚子轴承）总是在径向心推力轴承（角接触球轴承及圆锥滚子轴承）圆锥滚子轴承联合作用下工作，向力Fr和轴向力 Fa 联合作用下工作，为保证较多滚动体同时受载，应使轴向力 Fa ＞ Fr tgα 。受载， ②对同一轴承，若所受径向力Fr 不变，当轴向力由最小对同一轴承，若所受径向力不变，轴向力Fa由最小值逐渐增大时，同时受载滚动体数目的逐渐增加，值逐渐增大时，同时受载滚动体数目的逐渐增加，与轴向力 Fa平衡的派生轴向力随之增加。平衡的派生轴向力随之增加。平衡的派生轴向力Fd随之增加当Fa≈1.25 Fr tanα时，轴承为半周滚动体承受载荷时当Fa≈1.7 Fr tanα时，轴承为全部滚动体受载时实际使用中，至少应使下半圈滚动体全部受载，实际使用中，至少应使下半圈滚动体全部受载，保证轴承工作可靠性，安装时，轴的轴向窜动量不应太大。工作可靠性，安装时，轴的轴向窜动量不应太大。

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目录三、轴承设计 (1)1、深沟球轴承的设计 (1)1.1、外形尺寸 (1)1.2、钢球设计 (1)1.3、套圈设计 (2)1.4、浪形保持架的设计 (4)1.5、半圆头铆钉的设计 (7)1.6、零件重量计算 (7)1.7 、图纸标注规则 (7)2、轮毂轴承的设计 (7)2.1、客户提供的车身外形尺寸 (7)2.2、轴承的结构 (8)23、轴承主要参数设计 (8)2.4、基本额定动、静载荷的计算 (10)2.5、修正寿命L na的计算 (10)2.6、轮毂轴承设计与通用轴承设计的差异 (11)3、离合器分离轴承的设计 (11)3.1、离合器分离轴承的设计要素 (11)3.2、离合器分离轴承的设计与通用轴承设计的差异 (11)4、涨紧轮轴承的设计 (12)4.1、涨紧轮轴承的设计要素 (12)4.2、涨紧轮分离轴承设计与通用轴承设计的差异 (12)5、水泵轴连轴承的设计 (12)5.1、水泵轴连轴承的设计要素 (12)5.2、水泵轴连轴承设计与通用轴承设计的差异 (15)6、发电机单向皮带轮（OAP）的设计 (15)6.1、发电机单向皮带轮（OAP）的设计要素 (16)6.2、发电机单向皮带轮轴承设计与通用轴承设计的差异 (17)7、万向节的设计 (17)7.1、十字轴万向节的设计要素 (17)7.2、十字轴万向节轴承设计与通用轴承设计的差异 (17)8、球笼式万向节设计 (18)8.1、球笼式万向节的设计要素 (18)8.2、球笼式万向节轴承的设计与通用轴承设计的差异 (19)9、带座轴承设计 (19)9.1、带座轴承的设计要素 (19)10、关节轴承设计 (21)10.1、关节轴承的设计要素 (21)三、轴承设计1、深沟球轴承的设计1.1、外形尺寸1）、轴承的基本尺寸轴承公称内径d、轴承公称外径D、尺寸轴承公称宽度B按《GB/T 276滚动轴承深沟球轴承外形尺寸》的规定。

2）、装配倒角r1、r2按《GB/T 276滚动轴承深沟球轴承外形尺寸》的规定。

1.2、钢球设计1）、钢球直径D w：Dw=K w（D-d），取值的精度为0.001。

为保证钢球不超出端面，考虑轴承宽度B，D w≤0.8B。

Kw取值见表1-1。

表1-1 Kw值2）常见钢球直径可查《GB/T 308滚动轴承钢珠》。

计算出D w后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，公制轴承优先选公制的值，英制轴承选英制的值。

3）钢球中心圆直径P：P=0.5（D+d），取值的精度为0.01。

4）球数Z：Z=ψ/2*arc sin（D w/P）+1，取整。

式中ψ为填球角，计算时按表1-2取值5）、应最大限度的通用化和标准化，对基本尺寸相同或相近的承应尽可能采用相同的球径、球数。

6）、保证保持架不超出端面，对D≤200mm的1、2、3系列轴承要考虑安防尘盖与密封圈的位置。

优化设计时轴承兜孔顶点至端面的距离ab应满足如下要求：D≥52～120 ，ab≥2 ；D≤50 ，ab≥1.5D＞125～200，ab≥2.5。

7）、填球角ψ的合理性。

大批生产并需自动装球的轴承ψ角宜取186°左右，为了使z获得整数并控制ψ角，允许钢球中心径适当加大至最大不得大于P+0.03P。

8)、实取填球角ψ ψ=2*（Z-1）*arc sin（Dw/P）实取填球角ψ下限不得小于180°，上限应满足下列要求：8、9、1系列ψ≤195° 2系列ψ≤194°3系列ψ≤193° 4系列ψ≤192°1.3、套圈设计1)、内沟曲率半径r i ：ri≈0.515D w（国外：ri≈0.51D w）2)、外沟曲率半径r e：r e≈0.525D w （国外：r e≈0.53D w）ri、re取值精度0.01，允差见表1-3。

表1-3 r和r公差（上偏差）3)、内滚道直径d i：di=P-D w4）、外滚道直径D e：De=P+D wdi和De取值精度0.001，允差见表1-4。

表1-4 di和De公差（±）5）、沟位置a ：a=a i=a e=B/2 ，a取值精度0.1，允差见表1-5。

表1-5 a的公差（±）6）、外圈挡边直径D2：D2=D e-K d*D w（国外：P+0.62D w）7）、内圈挡边直径d2：d2=di+K d*D w（国外：P-0.62D w）D2、d2取值精度0.1，允差取IT11级。

K d值见表1-6。

表1-6 Kd值注：对采用带爪保持架的轴承，Kd值不得小于0.30。

8）、带止动槽的轴承，其外圈上止动槽的尺寸应符合《GBT 305 1998滚动轴承外圈上的止动槽和止动环尺寸和公差》的规定，其尺寸标准应按如下要求：槽宽b公称尺寸b=b min，距离a：公称尺寸a=a max，槽底径D1：公称尺寸D1=D1max 倒角r0：公称尺寸r0=r0max。

9）、非装配倒角尺寸r3的尺寸及允差按表1-7选取表1-7 内、外圈非装配倒角尺寸与公差10）、轴承通常在外圈端面上标志，内圈不标志。

标志平面有效宽度h w：h w=0.5* [﹙D-2r1max﹚-﹙D2max+2r3max﹚] 标志中心圆直径D k：D k=0.5* [﹙D-2r1max﹚+﹙D2max+2r3max﹚] 标志字体高h z根据h w、D k按表1-8选取表1-8 标志标准字体高h注：h z≥1时，D k小数点后面一位数圆整为0或5。

1.4、浪形保持架的设计1）、保持架钢板厚度S保持架钢板厚度S、铆钉的尺寸及r c根据D w从表1-9选取。

表1-9 保持架钢板厚度S、铆钉的尺寸及r2）、保持架宽度B cB c=K c×D w ，其中K c值按表1-10选取。

表1-10 K值注：对2、3、4系列，为了套料需要时，K c允许在0.42-0.45内调整。

3）、保持架中心圆直径D cp ：D cp=P4）、保持架外径D c ：D c =D cp+B c5）、保持架内径D c1：D c1=D cp-B cD cp取值精度0.01，D c、D c1取值精度0.1，允差见表1-11。

表1-11 D、D、D允差6）、保持架兜窝的深度KK=0.5D w+εc εc值按表1-12，K取值精度0.01。

7）、保持架球兜内球面半径R cR c=Kmax若工艺条件允许，也可制造圆形兜孔R c=K表1-12 ε值、Rc、K的公差按上式计算的保持架尺寸Bc、Rc、K值必然使保持架在轴承内产生径向窜动，其径向窜动量ε按下式计算（ε及表1-13的εmax、εmin仅供复核参考）：ε=0.85*Bc- D w*sin {arc cos [2*Rc*cos arc sin (0.85*Bc/2 /Rc/ D w) –2* (Rc+K)/ D w]} 计算εmax时，R c、K取最大值；计算εmin时，R c、K取最小值，而D w、B c用公称尺寸。

计算得的εmax及εmin在表1-13规定的范围内。

表1-13 保持架径向窜动量ε注：如果超出εmax时，可适当减小K、Rc，但减小后应满足2K≥D w+εc。

8）、验算保持架是否与套圈接触，应满足如下关系式：(D c1min-d2max)/2＞εmax/2+ε1(D2min-D cmax)/2＞εmax/2+ε1式中ε1为保持架与内、外圈挡边之间的间隙。

当D w≤10mm时，ε≥0.2；当D w＞10mm时，ε≥0.2。

9）、相邻两球兜（或铆钉孔）中心间距离CC=D cp×sin（180°/z）10）、兜孔与相邻的铆钉孔中心间距离C1C1=D cp×sin（90°/z）C、C1取值精度0.001，允差±0.025。

11）、保持架外球面过渡圆弧半径r c保持架兜孔之间的平面与球兜必须圆角相交，圆角半径r c应尽可能大，但为了便于铆合保持架，在保持架铆钉大头的周围必须保证宽度不小于0.5mm的平面，因此圆角r c应满足：r c≤D cp*sin(90°/Z)-(D w/2+S)*cos arc sin [S/(0.5D w+S)]-D m/2-0.5其中D m是铆钉头直径，浪形保持架用半圆头铆钉选取。

1.5、半圆头铆钉的设计1）、半圆头铆钉尺寸及公差按《GB 867-86 半圆头铆钉》规定。

2)、选取的铆钉应尽可能通用化。

1.6、零件重量计算1）、外、内圈的重量可通过作图算出。

2）、浪形保持架重量半保持架重量：10.35*[Dcp+0.36388Z*(Rc+S/2)](D c-D c1)S×10-6 kg3）、钢球和铆钉重量可查通用化表。

1.7 、图纸标注规则1）、外形尺寸公差、形位公差及旋转精度按《GB／T 307.1-2005滚动轴承向心轴承公差》规定2）、游隙，径向游隙按《GB-T4604-2006 滚动轴承径向游隙》规定，不标即为C0。

2、轮毂轴承的设计现在汽车应用最广泛的是第三代轮毂轴承单元，因此本节主要讲解第三代轮毂轴承单元双列角接触球轴承的设计。

轮毂轴承的设计及检测与常规的双列角接触球轴承大不相同，轴承的设计既要符合常规轴承的设计原理与方法，又要考虑结构的特殊性。

2.1、客户提供的车身外形尺寸轮毂轴承的设计需先确定轮毂单元的结构，轮毂单元结构根据用户提供车身外形尺寸，如表2-1所示。

2.2、轴承的结构根据车身外形尺寸和工况参照《JBT10238-2011轮毂轴承单元.》的选取轮毂轴承单元的结构。

23、轴承主要参数设计1）、接触角a角接触球轴承的接触角一般为15°-40°，承受轴向载荷大时，a取大些，使用在高速工况下，a取小些。

接触角越大，轴承滚道越深，占据轴承的内部空间增大，保持架及其他零件的容量就小。

根据轴承的载荷特点与装配性能要求选取，最常用的是30°。

2）、轴向游隙角接触球轴承轴向游隙一般取为0. 075～0. 10mm ，轴向游隙可通过公差的分布来获得。

根据轴承的安装及所承受的载荷情况，按以往轴承的设计经验选取游隙，检测游隙载荷±200N 。

3）、钢球直径Dw根据轴承设计理论，钢球直径大小与所承受的额定载荷成正比关系，一般Dw取大些，根据轴承设计理论公式：钢球直径Dw=K w（D-d），取值的精度为0.001。