某種角接觸球軸承的結構改進

郭昆峰，張鋼，童楚春，劉剛

(1.上海大學 機電工程與自動化學院，上海 200072；2.上海特安一凱軸承有限公司，上海 201202)

我公司生產的某型號角接觸球軸承(裝機后組配軸承軸向游隙的要求為0.01～0.03 mm)在用戶組配裝機使用中出現軸向游隙較小甚至軸承抱死的現象，通過增大組配軸向游隙，雖然解決了裝機時軸向游隙問題，但使用壽命明顯縮短。為此對軸承結構進行改進。

1 原因分析

按照傳統軸承設計理論設計的軸承結構如圖1所示，該軸承為中載系列，接觸角為30°。軸承安裝時，內圈與軸過盈配合，內圈一端通過軸肩定位，一端通過螺帽壓緊端蓋進行定位；外圈與外殼間隙配合，外圈兩端由端蓋壓緊定位。端蓋螺栓預緊力矩為51 N·m。內圈壓緊端蓋的外徑與內溝道直徑接近，外圈壓緊端蓋的內徑接近外內徑尺寸；同時按照標準設計軸承時裝配倒角均大于非裝配倒角，造成外圈端面剛性較差，端面壓緊時變形較大，外圈內徑處軸向彈性變形最大，壓縮了鋼球軸向移動空間，導致軸向游隙過小。根據安裝方式看，內圈和鋼球對軸向游隙的影響較小，為使問題簡化，在此僅分析對安裝軸向游隙影響最大的外圈軸向變形。

圖1 成對角接觸球軸承

2 外圈端蓋壓緊力計算

端蓋壓緊螺栓為5個M8螺栓，則有

T=KF0d，

(1)

K=d2tan (ψ+arctanfv)/2d，

(2)

式中：T為端蓋螺栓預緊力矩；K為擰緊力矩系數；

d2為螺紋中徑，d2=7.19 mm；d為螺紋公稱直徑，d=8 mm；ψ為螺紋升角，ψ=3.17°；fv為螺紋當量摩擦系數，取一般加工表面，無潤滑條件下fv=0.18。將各參數值代入(1)～(2)式，得1個螺栓的壓緊力F0=59 668 N，則作用于軸承外圈端面的總壓力為298.3 kN。

3 原設計外圈有限元分析

改進前外圈結構及主要尺寸如圖2所示。運用Solidworks COSMOSXpress進行有限元分析，使用其默認設定程序，其中，外圈材料為GCr15鋼，彈性模量為207 GPa，泊松比為0.3，外圈小端面為約束面，大端面為力作用面，分析結果如圖3所示，外圈的軸向最大變形量為0.055 63 mm。

圖2 原設計外圈結構尺寸

圖3 改進前外圈軸向變形的有限元分析

4 改進后外圈的有限元分析

為了有效減小外圈在預緊力作用下的軸向彈性位移，對軸承零件的尺寸進行了改進，減小了鋼球直徑，外溝道直徑及內、外溝曲率半徑，增大了

內溝道直徑，同時在不影響安裝的前提下，減小了外圈大端面裝配倒角，增大了外圈大端面非裝配倒角，改進后外圈結構如圖4所示。改進前、后軸承尺寸參數對比見表1。re為外圈溝道曲率半徑；E為外圈溝道直徑；D2為外圈擋邊直徑；Dw為鋼球直徑；r1x為外圈大端面徑向裝配倒角尺寸；r2x為外圈大端面徑向非裝配倒角尺寸。

圖4 改進后外圈結構尺寸

表1 改進前、后尺寸參數對比 mm

運用Solidworks COSMOSXpress進行有限元分析，結果如圖5所示，外圈的軸向最大變形量為0.025 13 mm。由此可見，改進后的外圈軸向最大變形量減小了0.030 5 mm。

圖5 改進后外圈軸向變形的有限元分析

5 結束語

通過運用Solidworks COSMOSXpress分析軟件，對軸承結構進行改進，由軸向預緊力造成的軸承外圈軸向彈性變形明顯減小，從而保證了原始游隙能夠滿足安裝游隙的要求。改進的軸承裝機后，很好地滿足了主機的要求，經半年多的使用，一切正常。