圓錐滾子軸承內圈小擋邊優化設計

李韶凡，歐陽巧琳，范強

(洛陽LYC軸承有限公司 技術中心，河南 洛陽 471039)

1 問題的提出

為某主機所供的圓錐滾子軸承安裝時出現小擋邊崩裂現象，經過檢測與分析，并與國內、外廠家同類型軸承進行對比，認為小擋邊結構設計還有改進空間。

2 原因分析

圓錐滾子軸承內組件小擋邊在工作時不受力，但是安裝時安裝工具對其內組件的沖擊力會使小擋邊受力，因此如果小擋邊強度不夠或設計不合理，再加上小擋邊油溝處熱處理后產生的拉應力作用，在安裝過程中容易發生崩裂。

現對內圈小擋邊在軸承內組件安裝過程中所受的沖擊載荷進行分析。在傳統的圓錐滾子軸承設計中，內圈小擋邊及其油溝設計如圖1所示。在軸承內組件安裝時，安裝套筒會對套圈端面施加一個沖擊載荷，該載荷可近似為一個均布力q0；由于小擋邊與滾子接觸，此時兩者之間會產生一個相互作用力。

小擋邊與滾子之間的相互作用力可近似為一個接觸長度為l1的均布力q1。假設套圈的質心距內徑面距離為R2，滾子與保持架的質心距內徑面距離為R1，套圈對軸的摩擦力為f2，滾子對套圈的摩擦力為f1，安裝套筒對套圈端面的沖擊力為均布載荷q0，其與套圈接觸寬度為ld，套圈質量為M，滾子與保持架的總質量為m，敲擊后瞬間套圈的瞬時速度為v2，滾子與保持架的瞬時速度為v1，并建立如圖1所示坐標系。

圖1 擋邊受力分析

根據沖量矩定理可得

(1)

(1)式兩邊對時間求導得

(2)

內圈在x方向上的受力方程為

q0ld-q1xl1-f2-f1x=Ma2，

(3)

式中：q1x為q1在x方向的分量；f1x為f1在x方向的分量。

滾子在x方向上的受力方程為

q1xl1+f1x=ma1x，

(4)

由于小擋邊對滾子與保持架施加的力全部由滾子承受，因此計算時可不考慮保持架，將m視為滾子的質量。另外，a1x=a1cosγ，其中γ為滾子中心線與軸承中心線的夾角，又因在非止推圓錐滾子軸承中γ不超過20°，cosγ值接近于1，因此在此處a1x近似等于a1。即

q1xl1+f1x=ma1。

(5)

將(3)式和(5)式代入(2)式可得

(6)

q1l1=q1xl1/cosφ，

(7)

式中：φ為內圈錐角。

在一套軸承中，R1，R2,f2,f1x,ld，φ均為定值，因此由(6)和(7)式可知，在敲擊安裝瞬間，小擋邊與滾子之間的沖擊力不隨其接觸面積的改變而改變，而僅與套筒對套圈的沖擊載荷q0有關。

小擋邊是否崩裂是由其所受彎矩決定的。小擋邊的彎矩為

(8)

式中：l0為小擋邊所受反作用力的力矩中心O點距滾子和擋邊接觸區的距離。

由(6)和(7)式可得，q1l1僅與q0有關；在小擋邊處，影響l0的為滾子倒角。相對于接觸長度l1，l0值偏小，距離O點較近，其對總彎矩值影響較小，所以在滾子倒角和安裝敲擊力一定的情況下，圓錐滾子軸承小擋邊在安裝時所受彎矩僅與l1有關。在同等敲擊力作用下，接觸面距油溝O處有效距離越大，小擋邊所受彎矩也越大，越容易從油溝處斷裂。

優化設計后如圖2所示，在擋邊a與b之間增加擋邊c，減小了滾子和小擋邊間接觸面距油溝的有效距離和油溝尺寸，使得小擋邊所受彎矩減小。

圖2 優化設計后的小擋邊

由此可知，在安裝敲擊時，優化的軸承小擋邊所受彎矩減小近1/3，有效避免了小擋邊的崩裂。而且通過CAD作圖對比發現，小擋邊高度僅降低0.06 mm，其鎖量基本沒有變化。

3 結束語

實踐證明，在熱處理工藝不變，安裝軸承內組件的敲擊力不變的情況下，只需對小擋邊幾何形狀進行改變，就可以有效避免其崩裂現象的發生。