三、轴承设计

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≥1.5
D＞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 w
4）、外滚道直径D e：De=P+D w
di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r
2）、保持架宽度B c
B 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=P
4）、保持架外径D c ：D c =D cp+B c
5）、保持架内径D c1：D c1=D cp-B c
D 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K
K=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 c
R 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C
C=D cp×sin（180°/z）
10）、兜孔与相邻的铆钉孔中心间距离C1
C1=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 kg
3）、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。

Kw取值见表1-1。

为保证钢球不超出端面，考虑轴承宽度B，D w≤0.8B。

轴承的基本尺寸轴承公称内径d、轴承公称外径D按《JBT10238-2011轮毂轴承
单元.》的选取。

钢球直径根据轴承结构除考虑径向尺寸外，还要考虑轴承的轴向尺寸、装配空间、装ABS空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。

4）、钢球中心圆直径P的确定
按轴承设计理论公式：钢球中心圆直径P=0.5（D+d），取值的精度为0.01。

5）、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。

6）、径向加载作用中心位置Pi的确定
径向加载作用中心位置的确定通常由整车数据确定或按提供的样件检测得。

7）、内、外沟沟曲率r i、r e的确定
内沟曲率半径r i ：r i≈0.515D w（国外：ri≈0.51D w），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。

8)、内、外沟径d i、d e
内沟径d i=P-2r i+(2r i-D w)cos a ，外沟径d e=P+2r e-(2r e-D w)cos a
9）、内圈大档边外径d2、外圈中档边内径D2
d2=0.85D w+d i，D2=D e-0.85D w
10）、外圈两滚道的中心距离P e的确定
P e= P i2+ [D pw-(De-2Re)] *tan a
外圈沟间距离不仅取决于轴承的轴向空间尺寸大小的要求，同时还取决于轴承的结构型式、保持架的结构及其加工工艺。

通常采用双列角接触球轴承，双排交叉分布的整体保持架。

每列Z 个钢球均布，相邻钢球中心距离C为C =（d + D）/2 *sin（180°/Z），保持架梁宽B c1 = C - D w。

为了使保持架具有良好强度及加工工艺，双列交叉分布列之间梁的宽度应大于或等于B c1值，由此可得双列钢球之间的距离B c2：
双沟道距离L0 。

双沟道加工一般采用成型砂轮，为了保证通用性，双沟道之间的距离可规定为几
组数据。

钢球中心实际轴向距离L1 。

2.4、基本额定动、静载荷的计算
1）、计算额定动负荷当D w≤25.4，Cr=b m f c(i cos α)0.7Z2/3D w1.8，当D w＞25.4，Cr=3.647b m f c (i cos α)0.7Z2/3D w1. 4，额定动负荷是指轴承在承受该负荷、90%的可靠性情况下，其基本额定寿命为100万转。

2）、计算额定静负荷C or=f oi ZD w2cosα，额定静负荷是指承载最大的钢球与滚道之间产生塑性变形约为钢球直径的0.0001倍时其应力为4200MPa来计算。

其中：
i—滚动体列数2；
a—接触角；
Z—滚动体个数；
D w—钢球直径；
b m—当代常用高质量淬硬轴承钢和良好加工方法的额定系数，该值随轴承类型和
设计不同而异，根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取；
f c—与轴承零件几何形状、制造精度及材料有关的系数。

根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。

2.5、修正寿命L na的计算
根据Bundberg和Palmgren的理论计算公式基本额定寿命L10=(C r/P m)3，修正寿命Lna=a1a3 L10
其中：L na—修正寿命；
L10—基本额定寿命；
C r—基本额定动载荷；
P —径向载荷；
a1—可靠度修正系数，根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。

a3—运转条件修正系数，根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。

2.6、轮毂轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、轮毂轴承的内外圈有带凸缘与通用轴承的结构不一样。

2）、轮毂轴承钢球利用通用轴承的设计原理设计，但还要考虑轴承的轴向尺寸、装配空间、装ABS空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。

3）、轮毂轴承当量载荷的大小取决于路面条件、交通状态和车辆行车路线等因素的影响，难以精确计算，通常可用满载转弯、直行、轻载转弯、直行等典型状态进行交变周期循环载荷进行简化计算。

4）、轮毂轴承应具有耐高温高速性能。

5）、轮毂轴承应具有更强的承载能力。

6）、轮毂轴承设计应尽量避免应力集中。

3、离合器分离轴承的设计
传统的离合器分离轴承为径向位置固定的密封单列角接触球轴承。

这种轴承因不能自动补偿其旋转中心与离合器旋转中心的偏心而造成离合器系统噪声增大、磨损加剧和寿命降低，同时也降低了轴承本身的寿命。

为解决上述问题而对角接触球轴承进行的改进导致了自调心离合器分离轴承组件的出现。

这种组件中的角接触球轴承的外圈由一轴向弹簧夹持，角接触球轴承可在径向作整体运动。

借助于离合器膜片弹簧与轴承内圈的接触力产生的差动滑动，轴承中心向膜片弹簧的旋转中心运动，轴承最终与膜片弹簧同心旋转。

这一重要的结构与功能扩展不仅有效地降低了离合器系统的噪声和磨损，而且有效地提高了离合器系统和轴承的寿命。

离合器分离轴承的其它结构与功能扩展包括与滑套乃至整个离合器分离系统的整体化。

除此之外，与汽车双离合器、拉式离合器等系统的应用相适应而开发的离合器分离轴承组件还包括双离合器分离轴承、拉式离合器分离轴承等专用轴承组件。

3.1、离合器分离轴承的设计要素
离合器分离轴承设计主要要素是：整体结构设计、接触角设计、轴向游隙设计、沟曲率半径设计、保持架设计、防尘密封设计、自动调心设计、承载能力设计、高速高温性能设计。

3.2、离合器分离轴承的设计与通用轴承设计的差异
1）、离合器分离轴承结构从通用轴承结构向组件化、集成化、轻量化发展。

2）、离合器分离轴承应具有自动调心功能。

3）、离合器分离轴承应具有耐高温高速性能。

4）、离合器分离轴承应具有更强的承载能力。

5）、离合器分离轴承设计应尽量避免应力集中。

4、涨紧轮轴承的设计
4.1、涨紧轮轴承的设计要素
涨紧轮轴承设计主要要素是：整体结构设计、接触角设计、轴向游隙设计、沟曲率半径设计、保持架设计、防尘密封设计、轴承与钢制带轮的配合设计、轴承油脂润滑设计、张紧扭矩数值、特性曲线设计，产品包装、安装规范设计。

4.2、涨紧轮分离轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、涨紧轮轴承结构从通用轴承结构向组件化、集成化、轻量化发展。

2）、涨紧轮应轴承不得有异常的啸叫和较高的声压噪声值。

3）、涨紧轮轴承应具有耐高温性能。

4）、涨紧轮轴承应提高变化尽量小的合适扭矩。

5）、涨紧轮轴承设计应尽量避免应力集中。

6）、涨紧轮轴承设计应具有极佳的密封性和良好的润滑性。

5、水泵轴连轴承的设计
针对提高水泵轴承的性能与寿命而展开的研究导致水泵轴承从早期的单列深沟球承、双列角接触球轴承及球面球轴承等发展至集轴承、轴及密封于一体的各种紧凑的轴连轴承。

这一进展简化了水泵的结构与装配，提高了水泵的使用性能与寿命，同时有效地降低了水泵的制造成本。

5.1、水泵轴连轴承的设计要素
水泵轴连轴承的两列滚动体直接在淬硬的水泵轴上运行，水泵轴兼作轴承内套。

保持架常用PA66或PA66+25%GF制成。

密封一般为钢骨架橡胶接触密封，丁腈橡胶（NBR）是主要的密封材料。

若冷却水温度高于120℃则采用球-球设计，这是同步齿形带传动的典型载荷情形。

当皮带拉力较大时，两列滚动体常采用球/滚子设计，皮带拉力主要由靠近带轮的一列滚子承受，钢球只承受很小的径向力，但要为轴提供轴向定位和承受水泵叶轮的推力。

当径向截荷大而轴向载荷小或径向载荷小而轴向载荷大时，可采用四点接触球/滚子设计，与标准球轴承相比具有较小的轴向游隙（如在25°接触角，其轴向游隙仅为标准球轴承轴向游隙的25%），从而可减小对轴向表面密封寿命的影响和带传动噪声。

球/球水泵轴连轴承设计的另一可能性是双列角接触球轴承，与标准的球/球结构相比，这种结构的成本略有增加。

水泵轴连轴承的进一步发展是组合叶轮侧的轴向滑环密封，如图5-1所示。

图5-1 组合轴向滑环密封的水泵轴连轴承
如果水泵采用溅油润滑的链传动或齿轮传动，则为防止润滑油进入轴承，必须在水泵轴连轴承的驱动侧提供转轴密封，如图5-2所示。

图5-2 特殊密封的水泵轴连轴承
传统的水泵轴承密封不能防止油进入轴承，其结果将导致润滑脂逸出和污物涌入。

由于链或齿轮润滑油温度很高，氟橡胶(FPM)被用作转轴的密封材料。

根据水泵壳体的设计，水泵轴承可采用不同的轴向定位方法，如图5-3所示。

在图5-3中，图a表示当采用灰口铸铁壳体时直接将轴承压入壳体，不需要附加的轴向定位；图b表示过盈配合不足以使轴承在铝合金壳体中定位，轴承外圈还要靠粘结固定；图c 表示轴承在铝合金壳体中用卡环或凸缘定位，但这些机械定位正逐步为粘结定位所取代。

为避免水进入轴承，水泵壳体的设计应考虑轴承与机械密封之间有通风良好的较大自由空间，图5-4给出了说明通风和排水的两个例子。

在图5-4的两个图表中，图a利用两个孔通风和排水的良好设计，图b的轴承和机械密封之间的空间过小，且只提供了一道通风槽，这道通风槽会使轴承变形且有可能被流出轴承的润滑脂和冷却水中的结晶质堵塞。

若可利用的自由空间过小，建议在水泵轴承密封的前部装一甩油环。

图5-3 水泵轴承的轴向定位
图5-4 水泵壳体的设计
5.2、水泵轴连轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、结构与通用轴承不一样，水泵轴连轴承的两列滚动体直接在淬硬的水泵轴上运行，水泵轴兼作轴承内圈。

2）、水泵轴连轴承应具有耐高温高速性能。

3）、水泵轴连轴承应具有更强的承载能力。

4）、水泵轴连轴承设计应尽量避免应力集中。

5）、与标准球轴承相比具有较小的轴向游隙（如在25°接触角，其轴向游隙仅为标准球轴承轴向游隙的25%），从而可减小对轴向表面密封寿命的影响和带传动噪声。

6、发电机单向皮带轮（OAP）的设计
为了使单向超越离合器轴承正常工作，设计时应避免单向超越离合器轴承受到不必要的力。

当发电机转子与发电机皮带轮分开时，单向超越离合器轴承动作时，单向超越离合器轴承理论上不受任何载荷，轴向和径向载荷应由两侧的轴承承担。

当发电机转子与发电机皮带轮结合时，单向超越离合器轴承不动作时，单向超越离合器轴承理论上应只受扭矩，轴向和径向载荷应由两侧的轴承承担。

6.1、发电机单向皮带轮（OAP）的设计要素
1）、发电机单向皮带轮（OAP）的止动扭矩
这个设计参数首先应满足发电机所需的发电功率需要，然后满足一定的能量转换效率。

可按以下基本公式核算：
P=η•M•ω
ω=2πn/60
→ M=30•P/ (η•π•n)
发电机所需最大M max=K•M
P：发电机所需的发电功率，可查发电机的参数得到（单位为W）；
η：能量转换效率，小于1，一般为0.7；
n：发电机最低转速（怠速的1.7~3倍，单位为r/min）；
K：设计安全系数，取1.2~3.0。

根据汽车用交流发电机国标QCT729-2005可查得发电机功率在490W~4480 W之间，发电机最低转速取1500r/min，安全系数取1.5，由此计算可得出6.68N•m≤Mmax≤61.12 N•m。

一般中级轿车发电机功率为1000W，Mmax=13.63 N•m。

这个设计参数还应满足材料许用应力[σ]，一般按下式原则来确定：[σ]=材料极限应力σ°/安全系数k。

根据机械设计手册可查得该值，然后根据单向超越离合器规格得出材料许用扭矩M[
σ]。

因此单向超越离合器应能承受的扭矩M
OAP 满足关系式：Mmax≤M
OAP
＜M[
σ]
2）、发电机单向皮带轮（OAP）的反向旋转扭矩
当皮带轮的旋转速度比发电机转子低的时候，动力传递被中断，滚子从锁止边滚向自由边需消除切换操作的延迟。

为了实现这个功能，由螺旋弹簧推压滚子向锁止边的扭矩值被设置为小于等于4 N·m。

在单向离合器3的扭矩超过4 N·m时，若同步带的旋转速度下降，滚子不容易从它们的锁止位置滚向其自由位置，中断动力传递的切换操作会延迟。

这样的结构是类似于没配单向离合器，因此没有很大的优势。

另一方面，最小的最佳转矩值0.001 N·m。

如果扭矩值进一步接近0，当滚子从它们的自由边滚向锁止边的辅助作用力将变得不充分，从而使单向离合器的功能变差。

3）、单向轴承滚动体数量和楔角的确定
滚动体数量根据使用场合，可取3～10，滚动体数量越多，止动性能越好，但加工成也越高。

楔角α对单向轴承的工作性能有显著影响，α小则楔合容易，过小则脱开力过大，甚至不能脱开；α大则不容易楔合，楔合后也容易在工作中打滑。

通常在不打滑的条件下，宜取较大的楔角，以延长其使用寿命。

但平面型的楔角对磨损影响很敏感，故又不宜太大。

设计时通常取α=6°～7°。

4）、滚针式单向超越离合器轴承的间隙
支撑轴承是不承受扭矩的，只承受径向力和轴向力；而单向超越离合器轴承恰好相
反，不承受径向力和轴向力，只在不动作时承受扭矩。

因此离合器里的滚针的作用，更多地象传动用的键，而不是轴承中的滚动体。

为了确保这些设计功能的实现，滚针式单向超越离合器的间隙不能比轴承游隙小。

6.2、发电机单向皮带轮轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、BNB结构是由两个标准深沟球轴承和一个标准的单向轴承组成的，结构与通用轴承一样。

NNN和BNN轴承结构与通用轴承不一样，NNN结构其中的单向轴承组合采用三列滚针的形式，其中中间的一列滚针起单向止动作用，两边的滚针起支撑作用。

BNN结构在轴承的采用中采取一列球和两列滚针的形式，其中中间的滚针起单向止动作用，两边分别为球轴承和滚针轴承，起支撑作用。

2）、发电机单向皮带轮的单向轴承动作时，单向超越离合器轴承理论上不受任何载荷，轴向和径向载荷应由两侧的轴承承担。

当发电机转子与发电机皮带轮结合时，单向超越离合器轴承不动作时，单向超越离合器轴承理论上应只受扭矩，轴向和径向载荷应由两侧的轴承承担。

这与通用单向轴承的负载不一样。

7、万向节的设计
7.1、十字轴万向节的设计要素
十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。

一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时，十字轴万向节便应报废。

十字轴的主要失效形式是轴颈根部处的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。

十字轴轴颈根部的弯曲应力σw 应小于等于弯曲应力许用值[σw]，十字轴轴颈的切应力τ应小于等于切应力许用值[τ]。

滚针轴承中的滚针直径一般不小于1.6mm，以免压碎，而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在0.003mm以内。

滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住，合适的间隙为0.009～0.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.08～0.30mm为好。

滚针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。

滚针在轴向的游隙一般不应超过0.2～0.4mm。

当滚针和十字轴轴颈表面硬度58HRC 以上时，许用接触应力为3000～3200MPa。

万向节叉与十字轴组成连接支承。

在万向节工作过程中产生支承反力，叉体受到弯曲和剪切，一般在与十字轴轴孔中心线成45°的某一截面上的应力最大，所以也应对此处进行强度校核。

7.2、十字轴万向节轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、十字轴万向节轴承滚针直径可选范围比通用滚针轴承少，公差要求更高。

滚动
体直接十字轴运行，十字轴端兼作内圈。

2）、十字轴万向节轴承应具有耐高温高速性能。

3）、十字轴万向节轴承轴承应具有更强的承载能力。

4）、十字轴万向节轴承轴承设计应尽量避免应力集中。

5）、十字轴万向节轴承轴径向游隙比通用滚针轴承小。

8、球笼式万向节设计
8.1、球笼式万向节的设计要素
球笼式万向节的失效形式主要是钢球与接触滚道表面的疲劳点蚀。

在特殊情况下，因热处理不妥、润滑不良或温度过高等，也会造成磨损而损坏。

由于星形套滚道接触点的纵向曲率半径小于外半轴滚道的纵向曲率半径，所以前者上的接触椭圆比后者上的要小，即前者的接触应力大于后者。

因此，应控制钢球与星形套滚道表面的接触应力，并以此来确定万向节的承载能力。

不过，由于影响接触应力的因素较多，计算较复杂，目前还没有统一的计算方法。

假定球笼式万向节在传递转矩时六个钢球均匀受载，则钢球的直径可按下式确定:
式中，d为传力钢球直径(mm)；T S为万向节的计算转矩(N·m)，T S = min[Tse，Tss]。

图8-1 球笼式万向节的基本尺寸。