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  • ISSN 1006-3080
  • CN 31-1691/TQ
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内外圈装配过盈量对圆柱滚子轴承力学性能的影响

    作者简介: 粟爽格(1996-),女,湖南人,硕士生,研究方向为工程摩擦学;
    通讯作者: 安琦, anqi@ecust.edu.cn
  • 中图分类号: TH133.33

Influences of Assembly Interference of Inner and Outer Raceways on the Mechanical Properties of Cylindrical Roller Bearings

    Corresponding author: Qi AN, anqi@ecust.edu.cn
  • CLC number: TH133.33

  • 摘要: 圆柱滚子轴承广泛应用于机械装备中,安装时通常采用紧配合,导致内圈膨胀和外圈缩小,从而对轴承的力学性能产生影响。通过力学分析,结合厚壁圆筒理论,建立了一种能够在考虑内外圈装配过盈量情况下滚动体与滚道间接触应力以及轴心轨迹的计算模型,构建了一种能够在不同的游隙数值条件下对此模型进行数值计算的算法,实现了对圆柱滚子轴承每一个滚子的受力的精确计算。利用所建立的算法,以圆柱滚子轴承NU306E为算例,研究了内外圈装配过盈量对接触应力与轴心轨迹的影响规律,绘制了最大接触应力以及轴心轨迹的变化曲线。研究表明:当初始游隙保持不变时,随着过盈量的增大,滚子接触应力的范围逐渐增大,滚子接触应力的最大值逐渐减小,过盈量增大到一定程度时,滚子在整个圆周上都受力,且滚子接触应力的最大值显著增大;当保持轴承装配过盈量不变时,随着初始游隙的增大,滚子接触应力的范围逐渐减小,接触应力的最大值逐渐增大。
  • 图 1  轴承载荷分布

    Figure 1.  Bearing load distribution

    图 2  滚子与内外滚道接触

    Figure 2.  Roller contact with the inner and outer raceways

    图 3  厚壁圆筒示意图

    Figure 3.  Schematic diagram of thick-walled cylinder

    图 4  轴承过盈装配示意图

    Figure 4.  Schematic diagram of bearing interference assembly

    图 5  轴承装配变形示意图

    Figure 5.  Schematic diagram of bearing assembly deformation

    图 6  计算流程图

    Figure 6.  Calculation flow chart

    图 7  不考虑装配和游隙时滚子的接触应力与轴心轨迹

    Figure 7.  Contact stress and axial orbit of roller bearing without clearance

    图 8  装配公差为js6/K7时游隙对接触应力的影响

    Figure 8.  Influences of clearance on contact stress when assembly tolerance is js6/K7

    图 9  装配公差为m6/JS7时游隙对接触应力的影响

    Figure 9.  Influences of clearance on contact stress when assembly tolerance is m6/JS7

    图 10  游隙为0 μm时过盈量对接触应力的影响

    Figure 10.  Influences of interference on contact stress when clearance is 0 μm

    图 11  游隙为9 μm时过盈量对接触应力的影响

    Figure 11.  Influences of interference on contact stress when clearance is 9 μm

    表 1  轴和轴承座的结构和材料参数

    Table 1.  Structure and material parameters of the shaft and bearing housing

    Es/MPaEh/MPaνs/—νh/—d’/mmD’/mm
    ${\rm{2}}{\rm{.10}} \times {\rm{1}}{{\rm{0}}^{\rm{5}}}$${\rm{1}}{\rm{.30}} \times {\rm{1}}{{\rm{0}}^{\rm{5}}}$0.30.34090
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    表 2  NU306E圆柱滚子轴承的结构和材料参数

    Table 2.  Structure and material parameters of NU306E cylindrical roller bearing

    d/mmFw/mmD2/mmD/mmDm/mmDr/mmZ/—
    40588090691112
    L/mmt/mmE1/MPaE2/MPaν1/—ν2/—
    1515${\rm{2}}{\rm{.07}} \times {\rm{1}}{{\rm{0}}^{\rm{5}}}$${\rm{2}}{\rm{.07}} \times {\rm{1}}{{\rm{0}}^{\rm{5}}}$0.30.3
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    表 3  轴承与轴的配合参数

    Table 3.  Matching parameters of the bearing and the shaft

    Tolerance band codeTolerance zone of shaft/μmInterference/μmAverage value of interference/μm
    js6+8~−8+18~−8+5
    k6+18~+2+28~+2+15
    m6+25~+9+35~+9+22
    n6+33~+17+43~+17+30
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    表 4  轴承与轴承座的配合参数

    Table 4.  Matching parameters of the bearing and the bearing housing

    Tolerance band codeTolerance zone of shell hole/μmInterference/μmAverage value of interference/μm
    J7+22~−13−35~+13−11
    JS7+17~−17−30~+17−6.5
    K7+10~−25−23~+25+1
    M70~+35−13~+35+11
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出版历程
  • 收稿日期:  2019-01-21
  • 网络出版日期:  2020-01-08

内外圈装配过盈量对圆柱滚子轴承力学性能的影响

    作者简介:粟爽格(1996-),女,湖南人,硕士生,研究方向为工程摩擦学
    通讯作者: 安琦, anqi@ecust.edu.cn
  • 华东理工大学机械与动力工程学院,上海 200237

摘要: 圆柱滚子轴承广泛应用于机械装备中,安装时通常采用紧配合,导致内圈膨胀和外圈缩小,从而对轴承的力学性能产生影响。通过力学分析,结合厚壁圆筒理论,建立了一种能够在考虑内外圈装配过盈量情况下滚动体与滚道间接触应力以及轴心轨迹的计算模型,构建了一种能够在不同的游隙数值条件下对此模型进行数值计算的算法,实现了对圆柱滚子轴承每一个滚子的受力的精确计算。利用所建立的算法,以圆柱滚子轴承NU306E为算例,研究了内外圈装配过盈量对接触应力与轴心轨迹的影响规律,绘制了最大接触应力以及轴心轨迹的变化曲线。研究表明:当初始游隙保持不变时,随着过盈量的增大,滚子接触应力的范围逐渐增大,滚子接触应力的最大值逐渐减小,过盈量增大到一定程度时,滚子在整个圆周上都受力,且滚子接触应力的最大值显著增大;当保持轴承装配过盈量不变时,随着初始游隙的增大,滚子接触应力的范围逐渐减小,接触应力的最大值逐渐增大。

English Abstract

  • 圆柱滚子轴承是应用最广的滚动轴承类型之一。圆柱滚子轴承在使用时,内圈和轴以及外圈和轴承座孔之间采用的是紧配合安装,在接触面上会产生较大的压紧力,会使轴承内圈膨胀、外圈压缩变形,对轴承力学性能势必会产生影响,至今尚未建立有效的计算方法。

    Palmgren等[1]研究了轴承在径向、轴向和力矩载荷作用下的变形与滚动体载荷分布,建立了线弹性接触问题中载荷与变形公式,即Palmgren公式,该公式在工程实践中得到广泛应用。Houpert[2]研究了滚子与内外滚道接触区域的变形,并结合相关参数进行曲线拟合,建立了考虑滚子直径与内外圈厚度影响的滚子与内外滚道接触变形计算公式。Chen 等[3]通过离散法将接触面离散,研究了滚道有限接触长度的力学性能,计算了圆柱滚子轴承的接触应力和径向刚度。Peng等[4]建立了考虑滚子误差影响的圆柱滚子轴承力学模型,研究了单个和多个滚子误差对滚子与内外滚道的接触应力以及轴承内圈轴心轨迹的影响。甄妮等[5]建立了考虑滚珠尺寸误差时,滚珠螺旋副的受力和寿命计算模型。李肖杰等[6]通过ProE建立了圆柱滚子轴承和轴的过盈配合模型,基于ANSYS研究了轴承形状误差与过盈量等因素对轴承内圈滚道径向变形的影响。蔄靖宇等[7]通过对油套管锥螺纹与接箍端面间径向过盈配合的分析,研究了初始密封面间隙、表面粗糙度和拧紧力矩对油套管螺纹端面密封性能的影响。Kim等[8]基于系统动力学方法,建立了考虑轴承装配公差与热变形等因素对主轴系统热性能和机械性能的影响的主轴轴承综合预测模型。郭铁能等[9]考虑了内圈离心膨胀和热位移的轴承过盈配合模型,结合Harries轴承动力学模型,进行了考虑轴承配合过盈量对主轴动力学特性影响的分析。王秋志等[10]采用有限元方法分析了圆柱滚子轴承在无误差时的基础应力分布以及轴承存在游隙、滚子直径等制造误差和内外圈相对偏转等装配误差时轴承接触应力的分布规律和最大接触应力的变化趋势。Fred等[11]研究了在轴承内圈常见干涉配合情况下,环向应力对角接触球轴承和深沟球轴承的滚动疲劳寿命影响。王保民等[12]基于Hertz弹性接触理论,建立角接触球轴承的力学方程,采用Newton-Raphson迭代法进行求解,分析预紧力对角接触球轴承疲劳寿命的影响。

    可以看出,目前虽然有人对滚动轴承装配问题开展了研究,但研究过程大量使用简化和近似方法,所建立的力学模型缺乏精确性,还有一些研究采用现有的有限元软件进行研究。因此,目前该方向的研究尚不够深入,也没有形成可以对轴承由于装配所引起的应力和变形进行精确计算的力学模型。本文以圆柱滚子轴承为研究对象,通过对其装配过程的力学分析,应用有关弹性力学理论,构建能够在考虑轴承内外圈配合精度的条件下,对其内外圈装配面的挤压应力和变形进行计算的力学模型,进而研究轴承内外圈装配过盈量对其力学性能的影响规律。

    • 轴承载荷分布如图1所示,径向载荷Fr作用时,内圈下移,滚子发生弹性变形,虚线表示受力后的状态。发生弹性变形后,轴承内圈中心产生径向位移${\delta _r}$;内圈中心偏移方向与径向载荷Fr方向的夹角为α;0号滚子中心和内圈中心连线方向与径向载荷Fr方向的夹角为βk号滚子和内圈中心偏移方向的夹角${\theta _k} = k\varphi - \alpha - \beta $,图1中Qk为滚子接触载荷。

      图  1  轴承载荷分布

      Figure 1.  Bearing load distribution

      目前的计算方法认为,轴承下半圈以内圈中心为中心偏移方向180°的范围为承载区,在计算各滚子的弹性趋近量时,应先判断该滚子是否位于此承载区内。若滚子不在此承载区内,则其弹性趋近量${\delta _k}{\rm{ = 0}}$;若滚子位于承载区内,则由变形协调关系可知k号滚子的弹性趋近量${\delta _k} = {\delta _r}\cos {\theta _k}$

      滚子与内外滚道接触示意图,如图2所示,滚子与轴承内外圈的接触可看作两圆柱体间的接触,滚子的弹性趋近量${\delta _k}$与所受接触载荷${Q_k}$的关系,可通过线弹性变形得出。

      图  2  滚子与内外滚道接触

      Figure 2.  Roller contact with the inner and outer raceways

      根据Houpert[2]的推导,k号滚子与轴承内圈接触时,滚子所受的接触载荷为:

      其中:$E'$为等效杨氏模量;L为有效接触长度;Dm为轴承节圆直径;${\delta _i}$为滚子与内滚道的接触变形量。等效杨氏模量的计算公式为:

      其中,${E_1}$${E_{\rm{2}}}$${\upsilon _{\rm{1}}}$${\upsilon _{\rm{2}}}$分别是滚子和滚道材料的杨氏模量和泊松比。

      滚子与轴承外圈接触时,滚子所受的接触载荷为:

      其中,${\gamma _{\rm{0}}}{\rm{ = }}\dfrac{{{D_{\rm{r}}}}}{{{D_{\rm{m}}}}}$Dr为滚子直径;t为外圈截面厚度;${\delta _{\rm{o}}}$为滚子与外滚道的接触变形量。

      图2所示,k号滚子与内外滚道接触产生的总弹性趋近量为:

      假设k号滚子所受载荷为${Q_k}$,则根据弹性接触分析有:

      代入式(4)有:

      根据轴承的受力平衡以及几何关系知,各滚子在竖直方向上的载荷分量之和与径向载荷Fr平衡:

      各滚子在水平方向上的载荷分量相互平衡,即:

      可在给定轴承内圈中心偏移参数${\delta _r}$α时求出各滚子的弹性趋近量${\delta _k}$,各滚子所受载荷${Q_k}$可在求得其弹性趋近量的基础上通过式(7)解得。

      根据上述理论即可通过编程迭代求得各滚子的受力。

    • 滚动轴承在装配时,内圈与轴以及外圈与轴承座的配合都是紧配合,会存在一定的过盈量,导致内圈产生径向膨胀,外圈产生压缩变形。这种内外圈的变形将会影响每个滚子的实际受力。

      在进行力学分析时,首先提出以下假设:

      (1)滚子与内外圈的接触变形在弹性范围内;

      (2)装配引起的变形仅表现为轴承内外圈直径的变化,其内外圈滚道的几何形状保持不变。

      (3)装配变形后,轴承内外圈材料的机械性能不变。

      轴承内圈与轴、外圈与轴承座在安装时处于过渡配合、甚至过盈配合状态,符合厚壁圆筒理论的应用条件。文献[13]和[14]也曾采用厚壁圆筒假设对轴承的装配问题进行过研究。因此,本文采用厚壁圆筒理论对轴承内外圈由于装配应力产生的弹性变形进行计算。图3(a)所示的厚壁圆筒过盈套装在一个圆柱上,图3(b)所示的厚壁圆筒过盈套装在一个半无限体上。其中:a为厚壁圆筒的内径;b为厚壁圆筒的外径;P1P2分别为圆筒所受内、外压力;E$\upsilon $分别为厚壁圆筒材料的弹性模量与泊松比。

      图  3  厚壁圆筒示意图

      Figure 3.  Schematic diagram of thick-walled cylinder

      应力变形后所产生的径向位移为[15]

      图4为轴承内圈与轴的过盈装配示意图,其中d为轴承直径,${F_{\rm{w}}}$为轴承内圈滚道直径,$\Delta {f_{\rm{i}}}$为内圈与轴装配的过盈量,${\delta _{{\rm{fi}}}}$为内圈径向装配变形量,$d'$为轴的直径,D为轴承外径,D2为轴承外圈滚道直径,$\Delta {f_{\rm{o}}}$为外圈轴承座与装配的过盈量,${\delta _{{\rm{fo}}}}$为外圈为径向装配变形量,$D'$ 为轴承座内径,虚线为装配变形前的状态。

      图  4  轴承过盈装配示意图

      Figure 4.  Schematic diagram of bearing interference assembly

      对于轴承内圈,假设其与轴过盈配合的内圆表面受均匀的装配压力${P_{{\rm{fi}}}}$,内圈滚道不受力,即${P_{\rm{1}}} = {P_{{\rm{fi}}}}$${P_2} = {\rm{0}}$。此时,根据厚壁圆筒的弹性解,轴承内圈的径向位移为:

      对于实心轴,$a = 0$$b = d'/2$${P_1} = 0$${P_2} = {P_{{\rm{fi}}}}$,径向位移为:

      其中:${E_{\rm{s}}}$${\upsilon _{\rm{s}}}$分别为轴材料的弹性模量与泊松比。

      由几何关系知,轴承内圈与轴装配的过盈量与其径向位移的关系为:

      代入:

      于是,轴承内圈与轴的配合面上的装配压力为:

      此时,由于装配产生的轴承内圈滚道的径向位移,即内圈装配变形量为:

      对于轴承外圈,假设其与轴承座过盈配合的外圆表面受均匀的装配压力${P_{{\rm{fo}}}}$,外圈滚道不受力,即${P_{\rm{1}}}{\rm{ = 0}}$,${P_2} = {P_{{\rm{fo}}}}$。根据厚壁圆筒的弹性解,轴承外圈的径向位移为:

      对轴承座,将其当作厚壁圆筒分析,则内圈半径为$D/2$,外圈半径为无穷大,${P_1} = {P_{{\rm{fo}}}}$${P_{\rm{2}}} = {\rm{0}}$,径向位移为:

      其中:${E_{\rm{h}}}$${\upsilon _{\rm{h}}}$分别为轴承座材料的弹性模量与泊松比。

      由几何关系知,轴承内圈与轴装配的过盈量与其径向位移的关系为:

      代入:

      于是,轴承外圈与轴承座的配合面上的装配压力为:

      此时,由于装配产生的轴承外圈滚道的径向位移,即外圈装配变形量为:

      轴承内圈与轴以及外圈与轴承座的配合会引起轴承内外圈的变形,具体表现为轴承内圈膨胀、外圈收缩,如图5所示,${C_0}$为轴承装配前初始游隙,虚线为装配变形后的状态。

      图  5  轴承装配变形示意图

      Figure 5.  Schematic diagram of bearing assembly deformation

    • 在考虑滚动轴承内外圈装配过盈条件下计算滚子的受力,需要在前述“不考虑装配变形时的力学性能计算方法”的基础上,结合厚壁圆通理论的计算方法,先判断初始游隙${C_0}$与内外圈装配变形量的大小关系,若${C_0} > {\delta _{{\rm{fi}}}} + {\delta _{{\rm{fo}}}}$,则说明装配造成的内外圈变形量小于轴承初始游隙;若初始游隙${C_0} < {\delta _{{\rm{fi}}}} + {\delta _{{\rm{fo}}}}$,则说明装配造成的内外圈变形量大于轴承初始游隙,此时,先将初始游隙假设为${C_0} = {\delta _{{\rm{fi}}}} + {\delta _{{\rm{fo}}}}$,进行迭代计算,逐步将${C_0}$递减至初值,以求得该初始游隙时,装配对轴承力学性能的影响。

      考虑装配与误差时,各滚子的真实趋近量为:

      具体计算过程为:

      (1)给定轴承以及轴与轴承座的相关参数,以及轴承内外圈装配过盈量,计算各滚子接触参数$E'$L${P_{{\rm{fi}}}}$${P_{{\rm{fo}}}}$${\delta _{{\rm{fi}}}}$${\delta _{{\rm{fo}}}}$

      (2)给定${C_0}$的初值及其增量$\Delta {C_0}$

      (3)判断初始游隙${C_0}$的初值与内外圈装配变形量的大小关系,若${C_0}$的初值小于内外圈装配变形量,则将初始游隙重新赋值${C_{\rm{0}}} = {\delta _{{\rm{fi}}}} + {\delta _{{\rm{fo}}}}$

      (4)给定${\delta _r}$α的初值以及增量$\Delta {\delta _r}$$\Delta \alpha $

      (5)判断各滚子是否受载,若受载,将${\delta _r}$α代入式(23)计算求得${\delta _k}$;反之,${\delta _k}{\rm{ = 0}}$

      (6)在求得各滚子的弹性趋近量${\delta _k}$的基础上,根据式(7)中弹性趋近量与滚子所受载荷的关系,借助Matlab解得各滚子所受载荷${Q_k}$

      (7)将${Q_k}$代入式(8)与式(9),判断其是否满足轴承的受力平衡条件,若不满足则对增量$\Delta {\delta _r}$$\Delta \alpha $进行调整,将${\delta _r}$α重新赋值,即:${\delta _r}{\rm{ = }}{\delta _r} \pm \Delta {\delta _r}$$\alpha {\rm{ = }}\alpha \pm \Delta \alpha $(其中,$\Delta {\delta _r}$$\Delta \alpha $大小的变化值与正负号的选择由受力情况决定);

      (8)重复(5)至(7)步,直至${Q_k}$满足轴承的受力平衡条件,得出在此状态下的${\delta _r}$α

      (9),若初始游隙${C_0}$的初值小于内外圈装配变形量,则将${C_0}$重新赋值,即${C_0} = {C_0} - \Delta {C_0}$

      (10)重复(4)至(9)步,直至${C_0}$回到初始值,得出初始游隙小于装配变形情况下,考虑游隙和装配变形的${\delta _r}$α,并计算出每一个滚子的受力。

    • 采用matlab对上述数值模拟进行求解,其计算流程图如图6所示。

      图  6  计算流程图

      Figure 6.  Calculation flow chart

    • 依据上述所建立的计算方法,选用NU306E圆柱滚子轴承进行算例分析,轴与轴承座、轴承的参数如表1表2所示。轴承与轴和轴承座的配合参数如表3表4所示。轴承装配时,轴承内径公差带$\Delta {d_{{\rm{mp}}}}{\rm{ = 0\sim - 10 {\rm{\mu m}}}}$,轴承外径公差带$\Delta {D_{{\rm{mp}}}} ={\rm{ 0\sim - 13 {\rm{\mu m}}}}$。取公差带变化范围的平均值作为计算参数。

      Es/MPaEh/MPaνs/—νh/—d’/mmD’/mm
      ${\rm{2}}{\rm{.10}} \times {\rm{1}}{{\rm{0}}^{\rm{5}}}$${\rm{1}}{\rm{.30}} \times {\rm{1}}{{\rm{0}}^{\rm{5}}}$0.30.34090

      表 1  轴和轴承座的结构和材料参数

      Table 1.  Structure and material parameters of the shaft and bearing housing

      d/mmFw/mmD2/mmD/mmDm/mmDr/mmZ/—
      40588090691112
      L/mmt/mmE1/MPaE2/MPaν1/—ν2/—
      1515${\rm{2}}{\rm{.07}} \times {\rm{1}}{{\rm{0}}^{\rm{5}}}$${\rm{2}}{\rm{.07}} \times {\rm{1}}{{\rm{0}}^{\rm{5}}}$0.30.3

      表 2  NU306E圆柱滚子轴承的结构和材料参数

      Table 2.  Structure and material parameters of NU306E cylindrical roller bearing

      Tolerance band codeTolerance zone of shaft/μmInterference/μmAverage value of interference/μm
      js6+8~−8+18~−8+5
      k6+18~+2+28~+2+15
      m6+25~+9+35~+9+22
      n6+33~+17+43~+17+30

      表 3  轴承与轴的配合参数

      Table 3.  Matching parameters of the bearing and the shaft

      Tolerance band codeTolerance zone of shell hole/μmInterference/μmAverage value of interference/μm
      J7+22~−13−35~+13−11
      JS7+17~−17−30~+17−6.5
      K7+10~−25−23~+25+1
      M70~+35−13~+35+11

      表 4  轴承与轴承座的配合参数

      Table 4.  Matching parameters of the bearing and the bearing housing

    • 图7所示为不考虑装配影响且游隙为0时,滚子与内外滚道接触的最大接触应力图以及圆柱滚子轴承内圈的轴心轨迹图。滚子与内外圈接触的接触应力均呈抛物线的规律变化且数值相同(图7(a));轴承内圈中心的轴心轨迹呈近似椭圆的规律变化(7(b));内外圈相对转动一周时,轴心按照相同的近似椭圆的轨迹运动Z(滚子数)圈(7(c))。

      图  7  不考虑装配和游隙时滚子的接触应力与轴心轨迹

      Figure 7.  Contact stress and axial orbit of roller bearing without clearance

    • 选择轴承内圈与轴、外圈与轴承座的配合公差分别为js6与K7时,根据厚壁圆筒理论,可以计算出此时内外圈装配变形量之和${\delta _{{\rm{fi}}}} + {\delta _{{\rm{fo}}}}{\rm{ = 2}}{\rm{.1 \mu m}}$。选择轴承内圈与轴、外圈与轴承座的配合公差分别为m6与JS7时,可以计算出内外圈装配变形量之和${\delta _{{\rm{fi}}}} + {\delta _{{\rm{fo}}}}{\rm{ = 9}}{\rm{.8 {\rm{\mu m}}}}$。在7个不同的初始游隙下进行计算,得到滚子的接触应力分别如图8图9所示。可以看出,滚子接触应力仍以抛物线规律变化,但随着游隙的减小,接触应力产生的范围逐渐增加,滚子的最大应力减小。

      图  8  装配公差为js6/K7时游隙对接触应力的影响

      Figure 8.  Influences of clearance on contact stress when assembly tolerance is js6/K7

      图  9  装配公差为m6/JS7时游隙对接触应力的影响

      Figure 9.  Influences of clearance on contact stress when assembly tolerance is m6/JS7

      为了研究过盈量的影响,作者分别在游隙为0、9 μm时,分别计算了不同的装配(过盈量)下每一个滚子的受力变化情况。如图10图11所示。可以看出,随着过盈量的增大,滚子接触应力的范围增大,轴承的承载区增大。当过盈量较小时,滚子接触应力以抛物线规律变化,接触应力的峰值随过盈量的增大逐渐减小;但当过盈量大到一定程度时,滚子将在整个圆周上都承受应力,并且最大接触应力也会产生明显的增加。

      图  10  游隙为0 μm时过盈量对接触应力的影响

      Figure 10.  Influences of interference on contact stress when clearance is 0 μm

      图  11  游隙为9 μm时过盈量对接触应力的影响

      Figure 11.  Influences of interference on contact stress when clearance is 9 μm

    • (1)以圆柱滚子轴承为研究对象,通过力学分析,结合厚壁圆筒理论,构建了能够在考虑轴承装配过盈量条件下对圆柱滚子轴承滚子与内外滚道接触应力和轴心轨迹进行计算的方法,实现了在考虑内外圈装配过盈量条件下,对每一个滚子的应力进行定量计算。

      (2)采用本文所建立的算法,针对圆柱滚子轴承NU306E,算例研究了轴承内外圈装配过盈量对滚子受力的影响规律。研究发现,不考虑装配过盈量影响时,轴心的位移近似为椭圆,滚子与内外滚道的接触应力均呈抛物线变化且每个滚子的最大接触应力值相同。当保持轴承装配过盈量不变时,随着初始游隙的增大,滚子接触应力的范围逐渐减小,接触应力的最大值逐渐增大;当初始游隙保持不变时,随着过盈量的增大,滚子接触应力的范围逐渐增大,滚子接触应力的最大值逐渐减小,过盈量增大到一定程度时,滚子在整个圆周上都受力,且滚子接触应力的最大值显著增大。

(11)  表(4) 参考文献 (15) 相关文章 (20)

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