维普资讯 http://www.cqvip.com ＩＳＳＮ １０００—３７６２轴承２１３０５年第３期 ２００５，Ｎｏ．３ １—３ ＣＮ４１—１１４８／＇Ｉ＂Ｉ－Ｉ Ｂｅａｒｉｎｇ ．．Ｉ产品设计与应用 传动机构用四点角接触球轴承的改进设计 马美玲·，建雪丽 ，倪受 （１．洛阳轴承研究所，河南 洛阳４７１０３９；２．洛阳轴承集团有限公司，河南 洛阳４７１０３９） 摘要：某型号主机配套使用的四点角接触球轴承承受大的径向力和倾覆力矩，原来的结构不能满足主机的工 况要求。通过减小接触角、增大钢球直径和采用满球设计提高其承载能力；用桃形沟道代替直沟道以减小接 触应力；装配时将两半内圈压紧达到预定游隙以提高系统刚度等措施使轴承的最大接触应力降低至不足原 结构的１／３，摩擦力矩为原结构的１／５。 关键词：角接触球轴承；结构；性能；改进 中图分类号：ＴＨ１３３．３３ 文献标识码：Ｂ 文章编号：１０００—３７６２（２００５）０３—０００１～０３ Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ｏｎ Ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ Ｆｏｕｒ Ｐｏｉｎｔ Ｃｏｎｔａｃｔｓ Ｂａｌｌ Ｂｅａｒｉｎｇ Ｕｓｅｄ ｉｎ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ Ｍｅｃｈａｎｉｓｍ ＭＡ Ｍｅｉ—ｌｉｎｇ ，ＪＩＡＮ Ｘｕｅ—ｌｉ ，ＮＩ Ｓｈｏｕ—ｊｕｎ２ （１．Ｌｕｏｙａｎｇ Ｂｅａ ｎｇ Ｒｅｓｅａｒｃｈ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ，Ｌｕｏｙａｎｇ ４７１３９，Ｃｈｉ０ｎａ；２．Ｌｕｏｙａｎｇ Ｂｅａｒｉｇ ｎＧｒｏｕｐ Ｃｏｒｐ．，Ｌｕｏｙａｎｇ ４７１０３９，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｎｅ ｆｏｕｒ ｐｏｉｎｔｃｏｎｔａｃｔ ｂａｌｌ ｋ ｎｇ ｕｓｅｄ Ｏｉｌ ｓｏｍｅ ｍａｉｎ ｍａｃｈｉｎｅ ｍｕｓｔ ｅｎｄｕｒｅ １ａｒｇｅ ｒａｄｉａｌ ｆｏｒｃｅ ａｎｄ ｕｐｓｅｍｎｇ［ｎｏ－ ｍｅｒｉｔ，ｔｈｅｆｏｒｍｅｒｂｅａｒｉｇ ｓｔｎｒｕｃｔｕｒｅ ｃａｎ ｎｏｔｍｅｅｔｔｈｅ ｄｅｍａｎｄ．Ｔｈｅ ｂｅａｒｉｎｇ ｃａｐａｃｉｔｙｉｓｉｎｃｒｅａｓｅｄ ｂｙ ｒｅｄｕｃｉｇ ｃｏｎｔａｃｔｎ ａｎ ｅ ａｎｄ ｉｎｃｒｅａｓｉｎｇ ｓｔｅｅｌ ｂａｌｌ ｄｉａｍｅｔｅｒ ａｎｄ ａｄｏｐｔｉｎｇ ｆｕｌｌ ｃｏｍｐｌｅｍｅｎｔ ｂａｌｌ ｄｅｓｉｇｎ，Ｔｈｅ ｃｏｎｔａｃｔ ｓｔｒ￣，ｓ ｉｓ ｒｅｄｕｃｅｄ ｂｙ ｕｓｉｎｇ ｐｅａｃｈ ｓｈａｐｅ ｇｒＯＯｖｅ ｒａｃｅｗａｙ ｔｏ ｒｅｐｌａｃｅ ｔｈｅ ｓ 出ｇｒｏｏｖｅ ｒａｃｅｗａｙ，Ｗｈｅｎ ａｓｓｅｍｂｌｅｄ，ｔｗｏ ｐｉｅｃｅ ｉｎｎｅｒ ｒｉｎｇｓ ａｒｅ ｐｒｅｓｓｅｄ ｔｏ ｒｅａｃｈ ｐｒｅ— ｃｌｅａｒａｎｃｅ，ｗｈｉｃｈ ｗ．ｃｒｅａｓｅ ｔｈｅ ｓｙｓｔｅｍ ｒｉｇｉｄｉｔｙ．Ｃｏｍｐａｒｉｇ ｗｉｔｎｈ ｔｈｅ ｏｒｉｇｉｎａｌ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ，ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｃｏｎｔａｃｔ Ｓｔｌ￣ＳＳ ｉｓ ａｂｏｕｔ １／３ ｏｆｔｈａｔ ｏｆ ｏｒｉ￣ａ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ａｎｄ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｍｏｍｅｎｔ ｉｓ ａｂｏｕｔ １／５ ｏｆ ｏｒｉｇｉｎａｌ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ａｒｌｇｕｌａｒ ｃｏｎｔａｃｔ ｂａｌｌ ｂｃａｒ￣；ｓｔｍｃｔｍｅ；ｐｅｒｆｏｒｍｍａ￣；ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｍ 为某型号主机传动机构配套使用的四点角接 触球轴承承受着相当大的径向力和倾覆力矩，由 于结构空间尺寸和重量的，该机构无法采用 １轴承工作条件及结构设计 １．１工作条件 标准系列的四点角接触球轴承，也无法采用其他 类型更大尺寸规格的轴承以提高承载能力。该轴 承具有载荷大，结构特殊（双半内圈、外圈带薄壁 外伸缘）等特点，原轴承结构不能满足主机的工况 要求，在实际使用中，经常发生卡死、力矩过大等 故障。根据该轴承的性能指标及对同类产品结构 参数的分析，对该轴承进行了改进设计，最终满足 了主机的要求，取得了令人满意的效果。 收稿日期：２００４—０８—１８ 内圈转速：ｎ一＝４５ ｒ／ｍｉｎ（空载） ｎ ：１１ ｒ／ｍｉｎ（受力）摆动 工作温度：一５０一＋６０℃ 工作载荷：径向载荷：３８ ２６０ Ｎ 轴向载荷：８００ Ｎ 倾覆力矩：９１９．２ Ｎ·ｍ 以上指标为最大瞬时值。 工作角度：±２９ｏ（极限±４） 工作时间：１０ ｍｉｎ １．２原结构设计及改进 作者简介：马美玲，女。洛阳轴研科技股份有限公司特种 轴承开发部工程师。 在原来的设计中采用四点接触式直沟道球轴 承（如图１所示），轴承在主机的使用中存在以下 维普资讯 http://www.cqvip.com 《轴承）ｚｏｏ５．Ｎｏ．３ 缺点：（１）球与直沟道的接触面积较小，接触应力 大，产生了较大的塑性变形，摩擦力矩显著增加。 （２）接触角始终为４５。，径向承载能力差。（３）两双 半内圈在使用中并不靠紧，仅靠安装时调整锁紧 螺母来调节轴承游隙，无法保证轴承在使用中游 隙的一致性，调节也不易控制。（４）内圈未靠紧， 在承受冲击振动时刚性较差。 图１ 四点接触式直沟道球轴承结构示意图 针对原结构存在的缺点，从以下几个方面进 行了改进，改进后的结构如图２所示。 ｌ０ 二 ｌ一箜 。±２０ ｔ ００ 寸 ０ ｎ ｅ ／＜ 。 ＼ ＩＩ ／ 内圈沟道结构图 外圈沟道结构图 图２新结构示意图 （１）轴承主要承受径向载荷，４５。接触角太大， 应将接触角减小，改善径向承载能力。同时，将钢 球直径增大，并采用满球设计使承载能力得以提 高。 按标准，取Ｄ ＝７．１４４ ｍｉｌｌ。 ｚ： 一Ｄ 一： ７１４４ ：２ｏ．２取Ｚ：２０式中 ——钢球直径系数。按经验Ｋ：０．３ Ｐ——钢球中心圆直径。ｎｌｍ （２）用桃形沟道来替代直沟道，使接触区域增 大，可以有效地减小接触应力。 钢球直径，ｎｌｒｎ （３）轴承装配到位后，其两半内圈压紧达到预 定的游隙，通过预紧力矩提高系统的刚度。 Ｚ——钢球数，粒 ２．２垫片角的选取 （４）传统的三点、四点角接触球轴承在运转过 程中应尽量避免三点、四点接触，主要是考虑高速 下，轴承三点、四点接触摩擦发热大，轴承因过热 而失效。而该轴承是在低速摆动下工作，另外其 所受载荷极大，接触应力较高，因此采取轴承在四 点接触的状态下运转。 垫片角是四点角接触球轴承设计时选取轴承 结构的主要参数，也就是轴承无游隙、无载荷。处 于静止状态的几何接触角。从图２可知： Ｐｏ：ａｒｅｓｉｎ（ ） （１Ｌ）１） 或 ＝ａｒｅｓｉｎ‘ ） ２主要技术参数的选取 ２．１球径和球数的选取 式中 原始垫片角，（。） 内圈沟中心偏移量，ｍｍ 外圈沟中心偏移量，ｍｒｎ 外圈沟曲率半径，ｎｌｒｎ 球径的大小和球数的多少直接影响着轴承的 承载能力，虽然增加球径和球数可以提高轴承的 承载能力，但该轴承又要求转动灵活，摩擦力矩较 小。因此必须合理地选取球径和球数来满足这两 个指标。 Ｄ ＝Ｋ（Ｄ—ｄ）＝０．３×（５８—３４）＝７．２ Ｒ——内圈沟曲率半径，ｎｌｒｎ 从（１）式可知，垫片角 与筏、 、Ｒｆ、Ｒ 和 Ｄ 有密切的关系。由于Ｘｉ－， 、Ｒｆ、 和Ｄ 均有 定的允差，故每套轴承的实际垫片角在一定范 维普资讯 http://www.cqvip.com 马美玲等：传动机构用四点角接触球轴承的改进设计 围内是变化的，设计时取 ＝３１。。 ２．３内、外沟曲率半径的选取 轴承沟曲率半径的大小是影响轴承寿命、刚 性、游隙和接触角之间关系的重要参数，应根据轴 承的性能要求，计算分析后选取。轴承的沟曲率 半径 ：． ，沟曲率半径系数厂增大，轴承套圈 和球的密合度减小，接触面积减小，轴承摩擦力矩 减小，但接触应力增大，载荷能力下降；厂减小，则 结果相反。该轴承是在低速重载下工作，为尽量 减小接触应力，并兼顾摩擦力矩，综合考虑分析后 选取： ＝０．５１， ＝０．５２ｏ Ｒ ＝０．５１×７．１４４＝３．６４ Ｒ ＝Ｌｏ ＝０．５２×７．１４４＝３．７１ ２．４内、外圈沟中心偏移量 、‰ 在四点接触球轴承中，沟中心偏移量 。 对垫片角 及实际接触角的影响最大。为了使 轴承满足实际接触角要求，则 （置一Ｄ ／２）ｓｉｎＰｏ＝０．０３５ ‰＝（ 。一Ｄ ／２）ｓｉｎＰｏ＝０．０７１ ２．５轴向游隙 、径向游隙Ｇ，及圆周总间隙Ａ 的确定 根据主机的使用装配要求，轴向游隙 ＝ ０．０３—０．０５ ｎｌｌｎ。 Ｇａ…ｍｉｎ／２＋Ｘｅｍｉｎ＋Ｘｌｍｉｎｍｉ ｎ ａｒｃｓｉｎ Ｊ ２０．· ａ一一 ＝ａｒｃｓｉｎ【［ ］Ｊ －４７． ｒ。 为了减小轴承合套的离散性，取ａ＝３２ｏ一 ４０￣。 ＩＩｌｉｎ＝２（Ｒ。 ＋ ｌ ｉ 一Ｄ ＩｒＩａｘ）（ＣＯＳ￣０一ＣＯ￣Ｇｍｉ ） ０．００４ ～＝２（Ｒ。一＋ 一一 ＩＩｌｉ ）（ｃ０ｓ 一ｃｏＳａ一） ０．０５２ 同理，取Ｇ，＝０．０１０—０．０４０ ｍｌｎ。 对于满装球轴承来说，圆周总间隙Ａ是满球 轴承的主参数，关系到轴承的使用性能。该值是 钢球排满并消除相邻钢球间隙时，其第一个钢球 与最后一个钢球的中心连线与钢球直径之差。 由图３，圆周总间隙Ａ的计算如下 Ｐ＝Ｄ。一Ｄ ３６０Ｐ一２ｚａｒｃｓｉｎ 。＝—— ＋ａｒｃｓｉｎ ． ＝１８ 一（ｚ一１）ａｒｃｓｉｎ 图３圆周忌间隙 ＤＯ＝ ｓｉｎ／？ Ａ＝２ＤＯ—Ｄ Ａ：Ｐｓｉｎ［１８０￣一（ｚ一１）ａｒｅｓｉｎ譬］－ （２） 式中 Ｄ。——外圈沟径，ｎＵＴＩ Ａ——圆周总间隙，ｍｌｎ 将Ｐ＝４６ ｉｎｌｎ，Ｚ＝２０，Ｄ ＝７．１４４ ｍｌｎ带人 （２）式，得Ａ＝１．０３８ ｉｎｌｎ。经理论计算和主机试 验，该值满足了轴承的使用要求。 ３对比分析 两种结构轴承主要参数的比较见表１。 表１主要结构参数的对比 结构参数 原结构 改进后结构 球径 ／ｍｍ ６ ７．１４４ 球数ｚ／粒 ２３ ２０ 垫片角风 ４５。 ３ｌ。 接触角ｎ ４５￣ ３６ｏ 沟曲率系数 ， ． Ｏ．５ｌ／０．５２ 由计算机拟动力学性能分析，两种结构的轴 承性能对比见表２。 表２主要性能参数的对比 性能参数 原结构 改进后结构 最大法向载荷／Ｎ １６ ９８５ １２ ４６６ 最大接触应力．／ＭＰａ ｌ７ ｌ２８ ５ ３００ 摩擦力矩／Ｎ·ｔｏｎｉ ６．２２８×ｌＯ４ １．２７５×ｌＯ４ 额定静载荷／５／ ７ ２Ｏｌ ９ ８９ｏ 额定寿命／ｈ １．∞ ７．８６ 从表２中可以看出，原结构轴承的最大接触 应力达１７ １２８ ＭＰａ，经改进设计后的轴承的最大 接触应力为５ ３００ ＭＰａ，不足原结构的１／３。摩擦 力矩约为原结构的１／５，额定寿命也大大提高。 与原结构相比，新改进的轴承性能均比原轴承有 了很大的提高。该轴承的随机试验也证明了该轴 承的改进设计是成功的，同时也为同类轴承的设 计提供了成熟的经验。 （编辑：杜迎辉）
