新型圆锥滚子轴承以及应用该轴承的新型轴系统
阅读：151发布：2020-10-17
专利汇可以提供新型圆锥滚子轴承以及应用该轴承的新型轴系统专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 提供一种新型圆锥滚子 轴承 ，包含面对面对称设置的双列 内圈 滚道 (1w，1w’)、双列 外圈 滚道(2w，2'w’)以及设置在双列内圈滚道(1w，1w’)和双列外圈滚道(2w，2’w’)之间的双列圆锥滚子(3，3’)。所述双列圆锥滚子(3，3’)各自具有用于约束本列圆锥滚子并且防止滚子之间相互触碰的 保持架 (4，4’)。所述新型 圆锥滚子轴承 在双列圆锥滚子(3，3’)之间设置有可浮动的引导环构件(5)，用于为双列圆锥滚子(3，3’)提供轴向的抵靠和 支撑 ，允许双列圆锥滚子(3，3’)随轴承的不对中运行而在滚道宽度方向上进行移位调整。新型圆锥滚子轴承在预紧的条件下具有不对中运行的能 力 ，可取代传统轴系统中作为非 定位 端配置轴承使用的 圆柱滚子轴承 ，消除后者在缺乏预紧的条件下所固有的 刚度 缺陷 。，下面是新型圆锥滚子轴承以及应用该轴承的新型轴系统专利的具体信息内容。
1.一种新型圆锥滚子轴承，包含面对面对称设置的双列内圈滚道(1w，1w’)、双列外圈滚道(2w，2’w’)以及设置在双列内圈滚道(1w，1w’)和双列外圈滚道(2w，2’w’)之间的双列圆锥滚子(3，3’)，所述双列圆锥滚子(3，3’)各自具有用于约束本列圆锥滚子并且防止滚子之间相互触碰的保持架(4，4’)，其特征在于：所述新型圆锥滚子轴承在双列圆锥滚子(3，3’)之间设置有可浮动的引导环构件(5)，用于为双列圆锥滚子(3，3’)提供轴向的抵靠和支撑，允许双列圆锥滚子(3，3’)随轴承的不对中运行而在滚道宽度方向上进行移位调整。
2.如权利要求1所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述双列内圈滚道(1w，1w’)形成在一体内圈(1)上。
3.如权利要求2所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件5依附在一体内圈(1)上。
4.如权利要求3所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述一体内圈(1)在其表面上形成有用于径向支撑引导环构件(5)的突起性构件(5’)。
5.如权利要求1所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述双列内圈滚道(1w，1w’)分别形成在双列内圈(1a，1b)上。
6.如权利要求5所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件5依附在双列内圈(1a，1b)和/或双列内圈(1a，1b)之间用于调整内圈间距的内隔圈(1c)上。
7.如权利要求1、2或5中所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述双列外圈滚道(2w，2’w’)分别形成在双列外圈(2，2’)上。
8.如权利要求7所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件(5)依附在双列外圈(2，2’)和/或双列外圈(2，2’)之间用于调整外圈间距的外隔圈上。
9.如权利要求1～6中任一项所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件5抵靠双列圆锥滚子(3，3’)的位置在径向上大致覆盖后者的自转轴心。
10.如权利要求1～6中任一项所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件5抵靠双列圆锥滚子(3，3’)的位置在径向上偏离后者的自转轴心。
11.如权利要求1～6中任一项所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件5和双列圆锥滚子(3，3’)彼此抵靠的端面形状契合。
12.如权利要求11所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件(5)与双列圆锥滚子(3，3’)在彼此抵靠的端面处形成内凹的大球面与外凸的小球面之间的内切配合。
13.如权利要求11所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件(5)与两侧双列圆锥滚子(3，3’)在彼此抵靠的端面处形成内凹的大环面与外凸的小球面之间的内切配合。
14.如权利要求11所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件(5)与两侧双列圆锥滚子(3，3’)在彼此抵靠的端面处形成大锥面与小球面之间的内切配合。
15.如权利要求1～6中任一项所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件(5)的生产材质采用碳钢、合金钢、铜合金、铝合金、烧结材料、复合材料和工程塑料中的至少一种。
16.如权利要求1～6中任一项所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述引导环构件(5)在表面上复合有工程塑料。
17.如权利要求1～6中任一项所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述双列圆锥滚子(3，3’)的滚面具有对数曲线或者冠状接触型线的凸度结构。
18.一种新型轴系统，包含用于机械传动的转轴(10)，所述转轴(10)通过轴向分布的两套配置轴承(10a，10b)在固定装置上获得支撑，所述两套配置轴承(10a，10b)分别为禁止转轴(10)在轴向上进行位置调整的定位端配置轴承(10a)和允许转轴(10)在轴向上进行位置调整的非定位端配置轴承(10b)，其特征在于：所述非定位端配置轴承(10b)采用的是权利要求1～17中任一项所述的新型圆锥滚子轴承。
19.如权利要求18所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述定位端配置轴承(10a)采用的是双列圆锥滚子轴承、双列角接触球轴承或者单列深沟球轴承。
20.如权利要求18或19中所述的新型圆锥滚子轴承，其特征在于：所述转轴(10)上设置有用于带传动、链传动、齿轮传动或者蜗杆传动的机构或部件。
新型圆锥滚子轴承以及应用该轴承的新型轴系统
技术领域
背景技术
[0002] 圆锥滚子轴承因能同时承受轴向负荷和径向负荷(统称为“复合负荷”)而在机械领域中得到广泛的应用。其工作原理是，如图1a所示，顶点重合的两个圆锥体能够彼此无滑动地在对方表面上纯滚动。理论计算证明，在顶点重合的条件下，两个圆锥体在滚道宽度方向上各点的切向速度完全一致，因而彼此之间不会产生相对滑动(differential skidding)。在实践中，圆锥滚子轴承的内圈滚道(inner raceways)、外圈滚道(outer raceways)和圆锥滚子(tapered roller elements)实际采用的均是圆台(截头的圆锥体)设计。因此，在图1b所示圆锥滚子轴承的截面图中，全部滚动体(包含圆锥滚子和内、外圈滚道)都能以纯滚动的方式工作的前提条件是它们的圆锥顶点(apices)重合在轴承轴线(axis of bearing)的同一点上，并且外圈圆锥角α、内圈圆锥角β和滚子圆锥角θ三者在数量关系上满足：θ＝α–β。当上述条件不满足时，圆锥滚子将在内、外滚道之间处于“滚动+滑动”的复杂运动状态，
[0003] 从图1b可以看出，圆锥滚子轴承实际承受轴向负荷的构件是形成在内圈一侧、面对滚子大端端面的引导挡边(guide rib)。当单列使用时，圆锥滚子轴承只能承受来自一侧的轴向负荷；当成对使用时，双列布置的圆锥滚子轴承能够承受来自双向的轴向负荷。典型情况下，双列圆锥滚子轴承(double-row tapered roller bearings)可采用背靠背式(back-to-back)和面对面式(face-to-face)两种布置方式。在背靠背的布置方式中，如图2a所示，双列圆锥滚子以小端端面彼此相对，用于承载轴向负荷的引导挡边ra和rb分别位于彼此抵靠的双列内圈的轴向两侧。在面对面的布置方式中，如图2b所示，双列圆锥滚子以大端端面彼此相对，用于承载轴向负荷的引导挡边ra和rb位于双列内圈彼此抵靠的轴向内侧。图2c显示的是双列圆锥滚子轴承彼此抵靠的内圈进一步融合为一体，形成为具有一体内圈结构的双列面对面布置的圆锥滚子轴承。在图2c所示的情形中，双列面对面布置的圆锥滚子轴承的引导挡边ra和rb彼此融合，在一体内圈上形成中挡边m，能够承载来自任一方向或者双向的轴向负荷。
[0004] 众所周知，圆锥滚子轴承的一个显著特点是，通过内、外圈的轴向调节，可以同时消除轴承内部的轴向游隙和径向游隙，并进一步使滚动构件之间产生一定程度的接触形变(俗称“预紧”)。图2a～2c展示的是通过设置适当尺寸的内隔圈(inner spacer)或者外隔圈(outer spacer)来调整双列内圈或者双列外圈之间的轴向间距，从而实现轴承预紧的典型方式。
[0005] 然而，从图3所示的预期寿命与内部游隙之间的关系图中可以看出，仅在一个较小的负游隙区间p(以下称为“最佳游隙区间”)内，滚动轴承才能够达到最佳的预期寿命；在除此以外的其他大部分游隙区间内，轴承的预期寿命均会显著降低。尤其是当内部游隙从最佳游隙区间p进一步左移(减小)时，轴承的内部应力会急剧增加，导致温升陡增，寿命剧减，甚至会出现卡死现象。圆锥滚子轴承的上述特点使其在应用到齿轮箱等设备的轴系统中时，不得不与圆柱滚子轴承等允许内、外圈在轴向上互动的轴承匹配使用，用以避免轴向卡死等不利局面的出现。然而，圆柱滚子轴承虽然允许内、外圈在轴向上相互调节，但在实践中其径向预紧往往难以精确实现。这是因为圆柱滚子轴承的径向预紧对于与之配套的轴承转轴、轴承座和壳体孔等相关部件的加工精度要求非常高，因而在实践中往往出于成本考虑而不予采用。因此，现实期待既允许内、外圈做轴向调整、又能以经济、便捷的方式实现径向预紧的新型轴承的诞生。
发明内容
[0006] 本发明提供一种新型圆锥滚子轴承，不仅能够像圆柱滚子轴承那样在一定的轴向范围内做不对中调整，而且还能以类似于传统圆锥滚子轴承的预紧方式实现预紧。
[0007] 为实现上述目的，新型圆锥滚子轴承在结构上包含面对面对称设置的双列内圈滚道、双列外圈滚道以及设置在双列内圈滚道和双列外圈滚道之间的双列圆锥滚子。所述双列圆锥滚子各自拥有用于约束本列圆锥滚子并且防止滚子之间相互触碰的保持架。此外，新型圆锥滚子轴承在双列圆锥滚子之间还设置有可浮动的引导环构件，用于为双列圆锥滚子提供轴向的抵靠和支撑。所述引导环构件允许双列圆锥滚子能够随新型圆锥滚子轴承的不对中运行而在滚道宽度方向上进行移位调整。
[0008] 采用上述可浮动引导环构件的新型圆锥滚子轴承，虽然丧失了具有固定引导挡边的传统圆锥滚子轴承所具有的轴向负荷的承载能力，却由此获得了允许内、外圈在一定的轴向范围内进行位置调整的能力。这种位置调整是在轴承的内部游隙(预紧状态)保持不变的前提下，伴随着双列圆锥滚子在内、外圈滚道的宽度方向上的自动移位而实现的，是轴承在运转状态下以渐进的方式自我调整的过程，不会造成类似于传统圆锥滚子轴承因过度负游隙所导致的轴承卡死的局面。上述内、外圈之间沿轴向相对调整的能力使新型圆锥滚子轴承获得了一种传统圆锥滚子轴承在预紧的条件下从来都不具有的不对中运行能力，因而使所述新型圆锥滚子轴承具有极为广泛的和全新的应用前景。例如，在车辆齿轮箱等传统的轴系结构(axle systems)中，新型圆锥滚子轴承可被用于替代圆柱滚子轴承，从而形成一种新型的轴系统。所述新型的轴系统在结构上包含用于机械传动的转轴，所述转轴通过轴向间隔分布的两副配置轴承在外部固定装置上获得支撑。两副配置轴承分别为限制转轴在轴向上进行位置调整的定位端配置轴承和允许转轴在轴向上进行位置调整的非定位端配置轴承。所述非定位端配置轴承采用的是本发明所述的新型圆锥滚子轴承。由新型圆锥滚子轴承支撑的新型轴系统这不仅具有降低的振动和噪音水平，而且具有更强的径向刚度(radial rigidity)。
附图说明
[0010] 图1a是圆锥滚子轴承的工作原理图；图1b是圆锥滚子轴承中各滚动体的圆锥顶点重合于一点的工作原理图；
图2a是以背靠背方式布置的双列圆锥滚子轴承的局部截面示意图；
图2b是以面对面方式布置的双列圆锥滚子轴承的局部截面示意图；
图2c是具有一体内圈结构的双列面对面布置的圆锥滚子轴承的局部截面示意图；
图3是滚动轴承的预期寿命与内部游隙之间的关系图；
图4a是新型圆锥滚子轴承中引导环构件直接依附在一体内圈上的局部截面示意图；
图4b是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在一体内圈的突起性结构上的局部截面示意图；
图4c是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在双列内圈和/或内隔圈上的局部截面示意图；
图4d是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在由双列内圈毗邻形成的突起性结构上的局部截面示意图；
图4e是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在径向厚度大于双列内圈的内隔圈上的局部截面示意图；
图4f是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在双列外圈上的局部截面示意图；
图5显示的是新型圆锥滚子轴承从对中状态过度到不对中状态时，双列圆锥滚子在滚道宽度方向上进行移位调整的局部截面示意图；
图6显示的是新型圆锥滚子轴承从对中状态过度到不对中状态时，右列圆锥滚子在右侧内、外圈滚道之间进行移位调整的局部截面放大图；
图7a显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大球面与小球面内切式配合的局部立体透视图；
图7b显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大球面与小球面内切配合的局部截面示意图；
图8a显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大环面与小球面内切式配合的局部立体透视图；
图8b显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大环面与小球面内切式配合的局部截面示意图；
图9a显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大圆锥面与小球面内切式配合的局部立体透视图；
图9b显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大圆锥面与小球面内切式配合的局部截面示意图；
图10a显示的是以圆柱滚子轴承作为非定位端配置轴承使用的传统轴系统的截面示意图；以及
图10b显示的是以新型圆锥滚子轴承作为非定位端配置轴承使用的新型轴系统的截面示意图。
图2a是以背靠背方式布置的双列圆锥滚子轴承的局部截面示意图；
图2b是以面对面方式布置的双列圆锥滚子轴承的局部截面示意图；
图2c是具有一体内圈结构的双列面对面布置的圆锥滚子轴承的局部截面示意图；
图3是滚动轴承的预期寿命与内部游隙之间的关系图；
图4a是新型圆锥滚子轴承中引导环构件直接依附在一体内圈上的局部截面示意图；
图4b是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在一体内圈的突起性结构上的局部截面示意图；
图4c是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在双列内圈和/或内隔圈上的局部截面示意图；
图4d是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在由双列内圈毗邻形成的突起性结构上的局部截面示意图；
图4e是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在径向厚度大于双列内圈的内隔圈上的局部截面示意图；
图4f是新型圆锥滚子轴承中引导环构件依附在双列外圈上的局部截面示意图；
图5显示的是新型圆锥滚子轴承从对中状态过度到不对中状态时，双列圆锥滚子在滚道宽度方向上进行移位调整的局部截面示意图；
图6显示的是新型圆锥滚子轴承从对中状态过度到不对中状态时，右列圆锥滚子在右侧内、外圈滚道之间进行移位调整的局部截面放大图；
图7a显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大球面与小球面内切式配合的局部立体透视图；
图7b显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大球面与小球面内切配合的局部截面示意图；
图8a显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大环面与小球面内切式配合的局部立体透视图；
图8b显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大环面与小球面内切式配合的局部截面示意图；
图9a显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大圆锥面与小球面内切式配合的局部立体透视图；
图9b显示的是引导环构件与双列圆锥滚子的大端端面形成大圆锥面与小球面内切式配合的局部截面示意图；
图10a显示的是以圆柱滚子轴承作为非定位端配置轴承使用的传统轴系统的截面示意图；以及
图10b显示的是以新型圆锥滚子轴承作为非定位端配置轴承使用的新型轴系统的截面示意图。
具体实施方式
[0011] 图4a～4f展示了本发明所述新型双列面对面布置的圆锥滚子轴承(以下简称为“新型圆锥滚子轴承”)的几种不同的设计结构，分别是由包含轴承轴线的假想平面剖切新型圆锥滚子轴承的本体所得的局部截面示意图。从4a图中可以看出，新型圆锥滚子轴承与图2c中所示传统的具有一体内圈的双列面对面布置的圆锥滚子轴承(以下简称“传统圆锥滚子轴承”)结构相似，均包含一体形成的内圈1、与该一体形成的内圈1相对应的双列外圈2和2’、以及设置在一体形成的内圈1和双列外圈2和2’之间的双列圆锥滚子3和3’。双列圆锥滚子3和3’上均设置有用于约束本列圆锥滚子并且防止滚子间相互触碰的保持架
4和4’。所不同的是，新型圆锥滚子轴承的内圈1在其双列内圈滚道1w和1w’之间设置的是可浮动的引导环构件5，而非固定设置的中挡边m。所述可浮动的引导环构件5(以下简称“引导环构件”)用于为双列圆锥滚子3和3’提供可浮动的抵靠和支撑，允许双列圆锥滚子轴承3和3’在滚道宽度方向上的一定范围内进行移位调整。从图4a中还可以看出，引导环构件5是以可浮动的方式直接依附在内圈1的平坦表面上，因此在内、外圈滚道1w、1w’和2w、2’w’的径向压力作用下，双列圆锥滚子3和3’始终抵靠在引导环构件5的两侧，挟持着后者在一定范围内做轴向调整。
4和4’。所不同的是，新型圆锥滚子轴承的内圈1在其双列内圈滚道1w和1w’之间设置的是可浮动的引导环构件5，而非固定设置的中挡边m。所述可浮动的引导环构件5(以下简称“引导环构件”)用于为双列圆锥滚子3和3’提供可浮动的抵靠和支撑，允许双列圆锥滚子轴承3和3’在滚道宽度方向上的一定范围内进行移位调整。从图4a中还可以看出，引导环构件5是以可浮动的方式直接依附在内圈1的平坦表面上，因此在内、外圈滚道1w、1w’和2w、2’w’的径向压力作用下，双列圆锥滚子3和3’始终抵靠在引导环构件5的两侧，挟持着后者在一定范围内做轴向调整。
[0012] 在图4a所示情形中，引导环构件5抵靠双列圆锥滚子3和3’的位置在径向上偏离了后者的自转轴心，由此产生的偏转力矩需要内、外圈滚道1w、1w’和2w、2’w’提供相反的力矩才能使圆锥滚子保持平衡。这导致圆锥滚子3和3’承受的压力在滚道宽度方向上分布不均，无形中增加了圆锥滚子在内、外圈滚道之间运行的阻力。为此，可以通过直接增加引导环构件5的径向尺寸的办法，使其两侧端面能够抵靠双列圆锥滚子3和3’的自转轴心位置，从根本上消除引导环构件5因偏心抵靠双列圆锥滚子3和3’所产生的偏转力矩效应。当然，作为另外一种选择，如图4b所示，也可以通过在内圈1上设置固定的突起性构件5’的方法，在径向上“垫高”引导环构件5，使后者能够自然覆盖双列圆锥滚子3和3’的自转轴心位置。
[0013] 有必要指出，虽然突起性构件5’在结构上类似于图2c中所示的传统圆锥滚子轴承中的中挡边m，但其设置目的并非是为新型圆锥滚子轴承提供任何轴向负荷的承载能力，而是为了在径向上将引导环构件5“托举”至适当的高度，使引导环构件5的两侧端面能够自然覆盖至双列圆锥滚子3和3’的自转轴心位置处。从这个意义上讲，突起性构件5’仅仅是引导环构件5的“垫脚石(stepping-stone)”，有必要在结构上避免其自身成为双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度上进行位置调整的实际障碍。为此，可以设计采用轴向尺寸小于引导环构件5的突起性结构5’，确保其在轴承不对中运行状态下始终触碰不到双列圆锥滚子3和3’的内侧端面。
[0014] 从以上描述还可以看出，新型圆锥滚子轴承功能的实现，实际上不以内圈1是否采用一体结构为条件。如图4c所示，双列内圈1a和1b彼此抵靠，或者双列内圈1a和1b通过内隔圈1c彼此抵靠，只要不妨碍引导环构件5沿内圈外围在轴向上进行浮动，都可以赋予新型圆锥滚子轴承以轴向调整的能力。类似的，突起性构件5’的设置也不以内圈1采用一体结构形式为条件。例如，如图4d所示，突起性构件5’可以由双列内圈1a和1b毗邻形成，也可以如图4e所示，由径向厚度大于内圈1a和1b的内隔圈1c独立形成。不论采取何种形式，只要能够有效支撑引导环构件5，且不妨碍其在轴向上的自由浮动，任何突起性构件5’均可以予以采用。
[0015] 在图4a～4e所示的情形中，引导环构件5依附在内圈和/或内圈之间内隔圈上。作为另外一种选择，如图4f所示，引导环构件5也可以依附在外圈和/或设置外圈之间的外隔圈(图中未示出)上。在实践中，显然可以根据实际需要而适宜选择。
[0016] 从以上描述中还可以看出，虽然引导环构件5在轴向上可以自由浮动，但这并不妨碍新型圆锥滚子轴承可以采用类似于传统圆锥滚子轴承的常规方式来实现预紧。例如，可以通过设置适当尺寸的内、外隔圈来调整双列内圈或者双列外圈在轴向上的间距，从而实现精确预紧。
[0017] 图5显示的是新型圆锥滚子轴承从对中状态过度到不对中状态时，其双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度方向上进行移位调整的局部截面示意图。如图中所示，在对中运行的状态下，内、外圈滚道1w、1w’和2w、2’w’的圆锥顶点重合在轴承轴线上的O点上。如背景技术中所述，在此状态下新型圆锥滚子轴承的双列圆锥滚子3和3’能够在内、外圈滚道1w、1w’和2w、2’w’之间以纯滚动的方式运行。
[0018] 假设，在不对中运行的条件下，新型圆锥滚子轴承的内圈1相对于外圈2和2’发生轴向侧移，导致各滚动体的圆锥顶点不再重合。具体而言，如图5所示，假设外圈2和2’因固定在轴承座上而保持不动，那么外圈滚道2w和2’w’的圆锥顶点将始终保持在轴承轴线上的O点；而当内圈1发生侧移时，内圈滚道1w和1w’的圆锥顶点从初始时的O点移至后来的Q点。以上描述的是内圈(无论是一体内圈1，还是双列内圈1a和1b)作为一个整体沿轴向的一个平动过程，与实践中轴承因转轴热膨胀所导致的不对中运行十分相似。显然，在该平动过程中，内、外圈之间的几何空间也随之发生变化。具体而言，图5右半部分所示轴承结构的内部空间在径向上变窄，左半部分轴承结构的内部空间在径向上变宽，从而迫使双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度方向上向不对中内圈1的相反方向移位调整。经过上述调整，双列圆锥滚子3和3’的圆锥顶点从初始时的O点移至后来的O’点。也就是说，不对中运行的结果是使得双列圆锥滚子、内圈滚道和外圈滚道三者的圆锥顶点最终停留在O’、Q和O点。虽然三者的圆锥角α、β和θ均未改变，仍然符合关系式θ＝α–β，但三者的圆锥顶点已不再重合，不再符合圆锥滚子轴承以纯滚动方式工作的前提条件。具体而言，圆锥顶点的离散导致诸滚动体在滚道宽度方向上各点的切向速度不再完全一致，致使圆锥滚子在内、外圈滚道之间产生相对滑动。
[0019] 容易理解，所述相对滑动在数值上应当等于滚动体在滚道宽度方向上各点的切向速度之差。下面以新型圆锥滚子轴承的右半部分结构为例，说明不对中情况下其圆锥滚子与滚道之间的相对滑动情况。
[0020] 图6是右列圆锥滚子3’在右侧内圈滚道1w’上进行移位调整的局部放大图。为清楚显示图中各滚动构件的位置变化，内圈1的不对中幅度ΔXi以及由此引起的右列圆锥滚子3’在滚道宽度方向上调整范围都被有意地夸大了。从图6中可以看出，不对中运行发生以后，右列圆锥滚子3’的大端端面从初始时的S位置移至后来的S’位置。假设内圈1的旋转角速度为ωi，则其右侧内圈滚道1w’在S’位置处的滚动线速度vS′应为：vS′＝ωi·HR＝ωi·QS·sinβ……………………………….…⑴
[0021] 假设右列圆锥滚子3’和右侧内圈滚道1w’在S’位置处无相对滑动(即处于纯滚动状态)，那么圆锥滚子3’在对应S’位置处的滚动线速度vR应当与内圈滚道1w’在同一位置处的滚动线速度vS′相等，即：vS′＝vR……………….……………….…………………………⑵
[0022] 假设圆锥滚子3’的大端半径为R，则容易计算出右列圆锥滚子3’相对于自转轴心的自转角速度ωr应为：
[0023] 假设圆锥滚子3’的小端半径为r，则根据圆锥滚子3’的自转角速度ωr，可以推算出圆锥滚子3’在其小端(对应P点)位置处的滚动线速度vr应为：
[0024] 从内圈1的旋转角速度ωi出发，容易计算出右列内圈滚道1w’在滚子小端(对应P点)位置处的滚动线速度vP为：vP＝ωi·Hr＝ωi·QP·sinβ............................⑸
[0025] 从关系式⑷和⑸可以计算出右侧内圈滚道1w’在对应右列圆锥滚子3’小端端面的P点位置处的滚动线速度vP与右列圆锥滚子3’在同一位置处的滚动线速度vr之差Δvr应为：
[0026] 另外，从图6中还可以明显看出：其中，Δr为右列圆锥滚子3’的小端直径延伸至QS’线上P’点的延伸段的长度。
[0027] 基于关系式⑺，关系式⑹于是可以简化为：
[0028] 根据之前的关系式⑴可知ωi·QS′·sinβ＝vS′，于是关系式⑻可以进一步简化为：
[0029] 另外，从关系式⑴、⑸和⑺可以得出：
[0030] 将关系式⑽代入关系式⑼可以得出：
[0031] 关系式⑾说明，假设在右列圆锥滚子3’在对应其大端端面(即S’点)的位置处一直处于纯滚动的状态，则其在对应于小端端面(即P点)位置处的相对滑动速度Δvr与右侧内圈滚道1w’在同一位置处的滚动线速度vP之间的比值应等于
[0032] 从图6中可以看出， 在数值上应当与内圈1的不对中侧移幅度ΔXi(即OQ的长度)有关，还与新型圆锥滚子轴承的滚子圆锥角θ、内圈圆锥角β等固有参数有关。为简化计算之目的，假设滚子圆锥角θ＝9°，内圈圆锥角β＝6°，圆锥滚子的小端半径r＝22.5mm，圆锥滚子的滚面宽度l＝40mm，则分以下五种情况下计算出右列圆锥滚子3’在其小端(对应P点)位置处与右侧内圈滚道1w’相对滑动的理论计算值：
[0033] 以上计算结果说明，即使在内圈的不对中侧移幅度ΔXi在数值上达到圆锥滚子小端半径(22.5mm)的第5种情况下，圆锥滚子3’的最大相对滑动也只达到了内圈滚道1w’在相同位置处滚动线速度的1.41％。对于圆锥滚子轴承而言，这一比例的相对滑动虽然会引起圆锥滚子向滚道外偏转(skew)，但不足以对轴承的正常运行产生实质性的不良影响。这是因为在保持架4和4’的规制作用以及良好的润滑条件下，这种偏转完全能够得到有效的抑制，圆锥滚子最终能够以“滚动+滑动”的复合运动方式在内、外圈滚道之间可靠运行。
这种“滚动+滑动”的复合运行方式总体上表现为圆锥滚子仍然在滚道上滚动前行，但其靠近一侧端面附近的局部滚面会在内、外圈滚道之间会产生相对滑动。
这种“滚动+滑动”的复合运行方式总体上表现为圆锥滚子仍然在滚道上滚动前行，但其靠近一侧端面附近的局部滚面会在内、外圈滚道之间会产生相对滑动。
[0034] 有必要指出，由于新型圆锥滚子轴承的结构具有对称性，以上针对图6的计算和说明也同样适用于图5中的左半部分结构。此外，圆锥滚子在外圈滚道2’w’上的相对滑动的情形也与上述在内圈滚道1w’上的结论类似，因而于此处不再重复。
[0035] 实验表明，在设计不对中幅度的有限范围内，该相对滑动不会对新型圆锥滚子轴承的运行和寿命产生显著的不良影响。实际上，滚子与滚道之间的相对滑动在圆锥滚子轴承领域存在已久。例如，受加工精度的限制，圆锥滚子在实践中并不总能够做成严格的圆台(即截头圆锥体)形状。即使能被加工成具有精确的圆锥体形状，滚子在滚道宽度方向上的位置也未必总能保证其圆锥顶点与内、外圈滚道的圆锥顶点精确重合。以上因素均有可能导致滚动体的圆锥顶点分散不一，造成滚动体之间的相对滑动。但实践表明，只要设计符合规范，一定程度范围内的相对滑动对圆锥滚子轴承的长期运行不会造成实质性的不良影响。
[0036] 另有必要指出，圆锥滚子的滚面在实践中常规采用对数曲线(logarithmic profile)或者冠状接触型线(crowned profile)设计(又称“凸度设计”)，用以消除或者缓解滚子边缘接触滚道所产生的应力集中问题。上述凸度设计在消除应力集中的同时，也有助于降低滚子与滚道之间的相对滑动，有效减小Δvr/vP的比值，从而进一步确保新型圆锥滚子轴承的长期可靠运行。
[0037] 以下进一步分析不对中运行的幅度与双列圆锥滚子在滚道宽度方向上位置调整之间的数学关系。如图5所示，在对中运行的状态下，新型圆锥滚子轴承的双列结构相对于中线N呈轴对称分布。此时，内、外圈滚道的圆锥顶点重合于轴承轴线上的O点。为此，OO线在下文中也被用于指代轴承轴线。在不对中运行发生以后，假设内圈1相对外圈2和2’的侧移幅度为ΔXi，则该不对中侧移将导致以下结果的发生：①外圈2和2’仍然固定在轴承座中，故外圈滚道的圆锥顶点仍然保持在O点，但内圈滚道的圆锥顶点已由对中时的O点移至不对中时的Q点，且Q、O两点之间的距离(以下以“OQ”表示)与内圈1的侧移量ΔXi等距；②内、外圈滚道的圆锥面在空间上交汇形成一个圆(不同于之前的两者唯有圆锥顶点重合)，该圆在数学上可被定义为由图5或图6中所示的点O’围绕轴承轴线OO旋转一周所得的闭合曲线；③右列圆锥滚子3’因受右侧内、外圈滚道在径向上的“挤压”，被迫在滚道宽度方向上朝不对中内圈1的相反方向移位调整，致使其大端端面由滚道上的初始位置S移至后来的位置S’；④左列圆锥滚子3在引导环构件5的“推挤”作用下，在滚道宽度方向上做出与右列圆锥滚子3’相对应的移位调整，也由最初的位置S移至后来的位置S’。以下来分析双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度方向上的位移量SS’与内圈1的不对中偏移量ΔXi之间的数学关系。
[0038] 如前所述，新型圆锥滚子轴承具有对称结构，故以下针对图5的右半部分所做的说明和分析也应同样适用于图5的左半部分。从图5的右半部分可以看出，△OSS与△O’S’S’具有全部相同的内角，两者的底边(bases)SS和S’S’均对应右列圆锥滚子3’的大端端面，因此△OSS与△O’S’S’是两个全等的等腰三角形(congruent isoscelestriangles)。于是，作为两个三角形腰长(legs)的OS和O’S’也应该等长，即：OS′＝O′S′………………………………………………………①
[0039] 此外，从图5的右半部分还可以看出：OS＝OO′+O′S′……………………………………………………②
O′S′＝O′S+SS′……………………………………………………③
O′S′＝O′S+SS′……………………………………………………③
[0040] 综合以上三个关系式可以得出：OO′＝SS′………………………………………………………④
[0041] 关系式④说明，右列圆锥滚子3’在滚道宽度方向上移位距离SS’与内、外圈滚道的圆锥顶点在移位后产生的间距OO’相等。
[0042] 如前所述，内圈1的轴向侧移导致内圈滚道的圆锥顶点由O点移至Q点，此两点之间的距离OQ应当与内圈1的不对中侧移量ΔXi相同，即：OQ＝ΔXi………………………………………………………⑤
[0043] 在△OQO’中，根据正弦定理(law of sines)，应当有：………………………………………………………⑥
[0044] 综合关系式④、⑤和⑥可以得出：………………………………………………………⑦
[0045] 关系式⑦说明，右列圆锥滚子3’在滚道宽度方向上的调整距离SS’与内圈1的不对中偏移量ΔXi存在比例关系，该比例取决于内圈圆锥角β和滚子圆锥角θ的正弦比值。由结构的对称性可知，根据图5中右半部分所得结论应该同样适用于图5的左半部分。因此，在新型圆锥滚子轴承不对中运行的状态下，其左列圆锥滚子3在滚道宽度方向上的调整距离SS’也同样适用关系式⑦。这说明，双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度方向上的位置调整始终是等距同步的，所以引导环构件5能够始终可靠地抵靠在双列圆锥滚子3和3’之间。
[0046] 关系式⑦还说明，只要在设计上合理限制sinβ与sinθ的比值(例如使sinβ/sinθ≤1)，就能够有效限制双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度方向上调整的距离。从设计的角度而言，这对于合理选择滚道的宽度余量(即内、外圈滚道与圆锥滚子滚面的宽度差)具有重要意义。一方面，足够的宽度余量能够确保双列圆锥滚子3和3’在滚道上可靠运行；另一方面，适当的设计余量能够避免尺寸过大所造成的材料和轴距的浪费。以sinβ/sinθ＝1为例，在该条件下，滚道的宽度余量需求不会大于内、外圈之间最大的不对中偏移幅度ΔXi。
[0047] 以下，进一步分析夹持在双列圆锥滚子3和3’之间的引导环构件5在轴向上的侧移量ΔXa与内圈1的不对中偏移量ΔXi之间的数学关系。如前所述，双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度方向上的移位始终是等距同步的。假设，如图5所示，引导环构件5实际抵靠双列圆锥滚子3和3’的径向内缘位置处，则此时引导环构件5在轴向上的侧移量ΔXa应当对应于双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度方向上的位移SS’在轴承轴线OO上的投影长度，即：..........................
[0048] 关系式⑧说明，引导环构件5随双列圆锥滚子3和3’在轴向上的调整距离ΔXa仍然取决于内圈1的不对中偏移量ΔXi以及β和θ之间的角度关系。
[0049] 有必要指出，引导环构件5的轴向侧移量ΔXa实际上还与其实际抵靠双列圆锥滚子3和3’的径向位置有关。如图4b所示，假设引导环构件5实际抵靠在双列圆锥滚子3和3’的自转轴心位置处，而非图5所示的双列圆锥滚子3和3’的径向内缘位置处，则根据图6，此时SS’在轴承轴线OO上的投影长度(实际代表侧移量ΔXa)应为：...............⑨
[0050] 可以看出，关系式⑧与关系式⑨的区别在于，后者以cos(β+θ/2)取代了前者中的cosβ，从而在数值上略大于前者。但无论在哪一种情况下，双列圆锥滚子3和3’在滚道宽度方向上的位置调整仍然始终是等距同步的，不妨碍引导环构件5稳固夹持在双列圆锥滚子3和3’之间可靠地发挥支撑作用。不难理解，类似的结论也适用于图4f所表示的引导环构件5依附在外圈2和2’上的情形。
[0051] 另有必要指出，虽然新型圆锥滚子在结构上具有对称性，但其不对中运行的结果却导致双列圆锥滚子3和3’在径向上的调整方向各异。具体而言，如图5所示，当内圈1向右侧偏移时，右列圆锥滚子3’沿径向被“推高”，而左列圆锥滚子3则沿径向被“拉低”。不难理解，双列圆锥滚子3和3’在径向上的这种“此消彼长”式的位置调整始终是等距反向的。此外，右列圆锥滚子3’在径向上升阶段以其大端端面的特定形状对引导环构件5的轴向侧移量造成的“额外贡献”，也总能被左列圆锥滚子3在径向下降阶段中以其大端端面的相同形状相应地“吃掉”(抵消)。可见，双列圆锥滚子3和3’因径向位置的升降所导致的各自端面对引导环构件5的轴向调整所造成的额外影响始终是反向同步的，因而能够在轴向上相互抵消，不致造成引导环构件5与双列圆锥滚子3和3’之间因距离变化所导致的适配困难。既不会造成引导环构件5因尺寸“过短”不足以同时抵靠两侧的圆锥滚子3和3’，也不会造成引导环构件5因尺寸“过长”过度支撑开两侧圆的锥滚子3和3’的不利局面。
[0052] 为进一步改善引导环构件5与两侧圆锥滚子3和3’的适配效果，减少抵靠摩擦，可设计使引导环构件5与两侧圆锥滚子3和3’的接触端面形状契合。例如，可将双列圆锥滚子3和3’的大端端面制成外凸的球面，将引导环构件5两侧的抵靠端面制成具有更大曲率半径的内凹球面。如图7a和7b所示，这样一个内凹的大球面与一个外凸的小球面之间的内切配合，易于在接触端面之间形成油膜润滑，有利于提高支撑的可靠性并减少摩擦。
[0053] 作为另外一种选择，如图8a和8b所示，也可以将引导环构件5的两侧端面设计成为内凹的环面，与两侧圆锥滚子3和3’呈球面外凸的大端端面形成内切配合。这里所述的环面(torus)是一个几何学上的概念，是指由一个圆围绕与该圆共面的一根轴线旋转一周所得的空间曲面。通常情况下，此类环面类似于面包圈(doughnuts)或者救生圈(lifebuoys)的形状；但当所述轴线是圆上的一根弦(chord)时，所得的环面则是一种无孔环，俗称“纺锤环面(spindle torus)”。当所述轴线进一步穿越所述圆的圆心时，所述环面则褪化成为一个球面。从这个意义上讲，图7a和7b所示引导环构件5两侧端面为球面的设计实际上是图8a和8b中所示环面设计的一种特殊情形。于是，在图8a和8b所示情形中，引导环构件5的两侧端面形成为内凹的环面，与两侧圆锥滚子3和3’呈球面外凸的大端端面形成内切配合。与图7a和7b所示情形类似，图8a和8b所示的端面适配也易于在接触面之间形成油膜润滑，有利于改善支撑并减少摩擦。
[0054] 作为第三种选择，如图9a和9b所示，也可以在设计上使引导环构件5的两侧端面形成为顶点位于轴承轴线OO上圆锥面。在这种情况下，双列圆锥滚子3和3’的大端端面与引导环构件5的两侧端面实际形成锥面与球面的内切配合。这种配合方式工艺简单，成本低廉。在引导环构件5的径向尺寸不大的情况下，其接触效果与图7a和7b所示的情形较为接近。
[0055] 除了上述结构上的考虑以外，引导环构件5在材质上也可以有多种选择。例如，视工况条件和负载特性的不同，引导环构件5可选择碳钢(carbon steel)、合金钢(steel alloys)、铜合金(copper alloys)、铝合金(aluminum alloys)、烧结材料(sintered materials)、复合材料(composite materials)、工程塑料(engineering plastics)等作为其制造材料。
[0057] 其次，铜合金中的青铜材料，尤其是铍青铜(beryllium bronze)、锡青铜(tin bronze)、铅青铜(lead bronze)和铝青铜(aluminum bronze)，具有良好的耐磨性和防震缓冲性能(shock absorption)，也可以作为引导环构件的备选材料。青铜材料之所以耐磨的原因在于，当其受到摩擦时会产生金属流动现象(metal flow)，从而使摩擦表面趋于平整，所以非常耐磨。在使用固体润滑剂的情况下，更能形成油脂与粉末共存的局面，因而耐磨效果更佳理想。
[0059] 接下来，烧结材料也是一项重要的选择。烧结材料采用冶金粉末工艺加工，往往具有独特的化学组成和机械、物理性能，其某些性能是传统的熔铸方法难以实现的。例如，由烧结工艺制成的多孔(porous)或者半致密(half-densified)材料，具有良好的油脂浸润性(grease wettability)，可以制成含油的引导环构件，从而具备自润滑的能力。
[0060] 此外，复合材料(composite materials)，尤其是各种纤维增强材料(fiber reinforced materials)，也可以作为引导环构件的制造材料。采用纤维增强材料制造的引导环构件质地轻，强度高；缺点是加工时热量不容易散发出去，且材料容易分层。
[0061] 最后，优质的工程塑料(engineering plastics)即使在高温(不超过160℃)和高载荷的条件下，仍具有极低的摩擦系数和良好的耐磨性，因此可以作为引导环构件5的构成材料或者表面材料附着在引导环构件的外围而予以采用。以耐磨性为例，工程塑料中的氟塑料(fluoroplastics)、尼龙1010、尼龙12、尼龙66等都具有良好的耐磨性。
[0062] 从以上描述中可以看出，新型圆锥滚子轴承与传统圆锥滚子轴承的核心区别在于：前者在预紧的条件下(在最佳游隙区间范围内)仍具有一定程度的不对中运行能力。这种能力使得其在生产实践中具有极为广泛的和全新的应用前景。图10a展示了一种传统的轴系统的轴承配置情况。该传统的轴系统包含用于机械传动的转轴10(相当于前文所述的“轴承转轴”)。所述机械传动包含(但不限于)带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动等常规的机械传动形式。为此，转轴10上可以相应地设置用于带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动等传动形式的装置或部件。转轴10分别通过位于其两侧的定位端配置轴承10a和非定位端(亦称“自由端”)配置轴承10b在齿轮箱壳体之类的外部固定装置(图中未示出)上获得支撑。所谓定位端配置轴承10a常规采用双列圆锥滚子轴承、双列角接触球轴承、或者单列深沟球轴承等类型的轴承。这些类型的轴承在承受径向负荷的同时，还能够承受不同程度和方向的轴向负荷，因而可用于在轴向上使转轴10“定位”。出于示意之目的，图10a中所示的定位端配置轴承10a采用的是常规双列圆锥滚子轴承，非定位端配置轴承10b采用的是圆柱滚子轴承。众所周知，圆柱滚子轴承的内、外圈之间具有轴向调整(不对中运行)的能力，能够确保转轴10在出现热膨胀时不致造成定位端配置轴承10a的失效，因而作为非定位端配置轴承在轴系统的被予以广泛采用。尽管圆柱滚子轴承具有上述优点，并且能够承受很大的径向负荷，但是，如前所述，在实践中其径向预紧往往难以精确实现或者实现的成本很高。现实中，由未经预紧的圆柱滚子轴承支撑的轴系统存在先天的径向刚度不足，不仅容易引发振动和噪音，还易于导致圆柱滚子轴承自身的寿命难以达到最佳的预期水准(参见图3所示的滚动轴承的寿命曲线)。
[0063] 因此，作为一种本发明的一种应用，如图10b所示，新型圆锥滚子轴承可被用于取代图10a中所示的圆柱滚子轴承，作为非定位端配置轴承10b而在轴系统予以广泛使用。从前文的描述可知，新型圆锥滚子轴承不仅继承了传统圆锥滚子轴承能够承受极高径向负荷的能力，而且允许自身在预紧的条件下(最佳游戏区间范围内)同时进行轴向调整(不对中运行)。上述特点使得新型圆锥滚子轴承在应用到传统的轴系统中时，不仅消除了圆柱滚子轴承作为非定位端配置轴承使用时所固有的径向刚度的缺陷，而且还确保自身在作为自由端配置轴承使用时能够实现最佳的预期寿命。从上述意义上讲，新型圆锥滚子轴承的应用有助于从整体上延长整个轴系统的使用寿命和维护周期。
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